R134a单元式风冷冷风机组冷凝器设计_尹斌

R134a 单元式风冷冷风机组冷凝器设计 Ξ 尹　斌1) ,2) 　欧阳惕2) 　丁国良1) 　1) (上海交通大学) 　2) (广东申菱空调设备有限公司) 摘 　要 　单元式风冷冷风空调机组普遍采用波纹翅片管冷凝器。对冷凝器进行设计的关键是确定制冷工 质在铜管内的冷凝换热系数及空气在翅片侧的表面换热系数 ,同时也需要考虑空气流过冷凝器的压降 ,以 便选择风机。采用数学模型及换热关联式计算相关参数 ,在此基础上对 R134a 单元式风冷冷风空调机组 的冷凝器进行设计。 关键词 　R134a 　单元机 　波纹片 　冷凝器 Design of condenser for unit air2conditioning using R134a Yin Bin1) ,2) 　Ouyang Ti2) 　Ding Guoliang1) 　1) (Shanghai J iaotong University) 　2) ( Guangdong Shenling Air2conditioning Device Co. ,Ltd. ) ABSTRACT　Wavy fin heat exchangers are usually applied as condensers for unit air condition2 ing. Obtaining condensation heat t ransfer coefficient of ref rigerants inside copper tubes and sur2 face heat t ransfer coefficient of air flowing fin2tube bundle is the key to condenser design. Meanwhile , pressure drop of air flowing condensers must be considered in order to choose air fans. Uses mathematical models and heat t ransfer correlation to calculate these parameters. Then designs a wavy fin2tube condenser of unit air conditioning using R134a as ref rigerant . KEY WORDS 　R134a ; unit air2conditioning ; wavy fin ; condenser 　　目前对风冷冷凝器的研究主要集中在两个方 面 :一方面是管内冷凝换热特征的研究 ;另一方面 是不同形式强化翅片换热及阻力特性的研究 ;由于 制冷工质在管内冷凝存在相变 ,因此换热现象很复 杂。许多学者的研究结果表明 ,影响管内冷凝的重 要因素是制冷工质在管内的流型 ,流型主要分为三 种 ,即环状流、层状流、环状流向层状流转变的过渡 流。影响环状流的主要因素是界面处的气 - 液剪 切力 ,而影响层状流的主要因素是重力[123 ] 。管内 冷凝换热的理论模型还在不断完善 ,但一些通过大 量试验得出的换热关联式还是可以较好地预测管 内冷凝换热系数。对于强化翅片的研究主要以试 验和数值计算为主 ,这是由于翅片结构复杂 ,很难 用理论模型描述[4 ] 。平翅片的研究已经成熟 ,在 设计过程中 ,强化翅片的表面换热系数和阻力可以 在平翅片的基础上乘以一个修正系数 ,从而使设计 结果接近实际。 笔者采用理论模型所设计的风冷冷凝器使用 的是光滑管、波纹片。波纹片的结构见图 1。 图 1 　波纹片结构简图 第 7 卷 　第 1 期 　 2 0 0 7 年 2 月 　　　　　 　　　制 冷 与 空 调 　　　　　REFRIGERA TION AND AIR - CONDITION IN G 　　　　 　 　　　　　　53255 Ξ 收稿日期 :2005210231 　　　通讯作者 :尹斌 ,Email :binyinmail @yahoo. com. cn 1 　换热模型介绍 1 . 1 　冷凝换热模型 冷凝换热模型中 ,经典的是努谢尔特模型。但 努谢尔特的理论分析忽略了蒸汽流速的影响 ,因此 只适用于流速较低的场合 ,不能应用于空调冷凝器 的设计计算。近年来研究者通过试验得出一些管 内冷凝换热关联式 ,但大多数试验是针对 R12 和 R22 等工质 ,针对 R134a 的相对较少。笔者列出了 基于 R134a 的管内冷凝换热关联式 ,见表 1。 表 1 　基于 R134a 的管内冷凝换热关联式 作者 关联式 Shah N u = N u l·(1 - x) 0. 8 (1 + 3 . 8Z0. 95) , Z = ( 1 x - 1) 0. 8 ( ppc ) 0. 4 N ul = 0 . 023 Pr0. 4l ·Re0. 8l ; (velocity > 3 m·s - 1 , Rel > 350 , Rev > 3 500) Cavallini2Zecchin Rel = G(1 - x) diμl , Rev = G( x) diμv , G = Ûm rA i Reeq = Rev·( μv μl ) ·(ρlρv ) 0. 5 + Rel ; (11 < (ρe/ρv) < 314) N u = αd i k l = 0 . 05·Re0. 8eq ·Pr0. 33l Traviss , et al. X tt = ( ρv ρl ) 0. 5·(μlμv) 0. 1·(1 - x x ) 0. 9 N u = αi di k l = Prl·Re0. 9l · Fl ( X tt) F2 ( Rel , Prl) Rel = G(1 - x) di μl , Fl = 0 . 15 ( 1 X tt + 2 . 83 X 0. 476tt ) F2 = 5 Prl + 5ln (1 + 5 Prl) + 2 . 5ln (0 . 003 13 Re0. 812l ) ; ( Rel > 1 125) Dobson and Chato Rel ≥1 250 ; Fr = 1 . 26·Re1. 04l ·( 1 + 1 . 09·X 0. 039tt X tt ) 1. 5 1 Ga0. 5 ; Ga = g·ρl·(ρl - ρv) · d3i μ2l N u = 0 . 023·Re0. 8l ·Pr0. 3l ·2 . 61X 0. 805tt ; ( Fr > 18) 　　R. Bassi 等[5 ]对表 1 中的 Shah 关联式、Cav2 allini2Zecchin 关联式、Dobson 关联式进行了研究 , 并与试验值作对比 ,见图 2 所示。R. Bassi 等认为 Cavallini2Zecchin 关联式与试验结果最接近 ,其最 大误差只有 8 %。 图 2 　换热模型与试验的对比 (R. Bassi 等 [5 ]) 　　由于 Cavallini2Zecchin 关联式能够较好地预测 R134a 在光滑管内的冷凝换热 ,因此笔者采用该关 联式通过计算机模拟研究 R134a 在光滑管内的换 热特征。图 3 所示为冷凝温度 54 ℃时 , R134a 的 冷凝换热系数随干度的变化。从图中可以看出 ,随 干度的增大 , R134a 的冷凝换热系数增大 ,而且质 量流率对 R134a 的冷凝换热系数有很重要的影 响 ,质量流率增大 ,冷凝换热系数增大。图 4 为 Cavallini2Zecchin 关联式中的平衡雷诺数随干度的 变化。从图中可以观察到 ,平衡雷诺数的变化趋势 与冷凝换热系数的变化趋势相同。这就说明 ,在一 定的质量流率下 ,平衡雷诺数是影响冷凝换热系数 的直接原因。 图 3 　冷凝换热系数随干度的变化 ·45·　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　制 　冷 　与 　空 　调 　 　　　　　　　　　　　　　　　　第 7 卷 　 图 4 　平衡雷诺数随干度的变化 　　由于管内 R134a 的冷凝换热系数随干度变 化 ,因此笔者对翅片管式冷凝器进行设计 ,所取的 冷凝换热系数是 0～1. 0 干度范围内局部冷凝换热 系数的平均值。 1 . 2 　翅片管束换热模型 设计所采用的翅片是波纹片。目前还没有数 学模型能准确地描述波纹片管束的换热特征。C. C. Wang 建立的模型预测波纹的换热、压降具有针 对性 ,试验值与预测值的误差在士 15 %内 ,其表达 形式较为复杂 ,因此笔者设计计算采用的是平翅片 的换热模型 ,即 Vampola 关联式。在 Vampola 关 联式中乘以一个修正系数 ,从而得到波纹片管束的 表面换热系数。阻力计算也类似 ,表达形式如下。 N up = ho de λ = 0 . 215 ( Gmax de μ ) 0. 67 ( s1 - d rd r ) - 0. 2 × ( s1 - d r sf + 1) 0. 2 ( s1 - d r s2 - d r ) 0. 4 (1) N uw = 1 . 2 ×N up (2) ΔPp = f np G2max 2ρ (3) ΔPw = 1 . 5 ×ΔPp (4) 　　式 (1)～ (4)中 ,努塞尔数 N u 及压降Δp 的下 标 ,p 表示平翅片 ,w 表示波纹片。其他符号可参 考文献[ 6 ]。 1 . 3 　总传热系数 管内冷凝换热系数及翅片管束表面换热系数 确定后 ,可以采用下式计算总传热系数。 Ko = 1 1 htp Fo Fi + rb + ro + 1 howη (5) η = Fr + FfηfFr + Ff (6) ηf = - 0 . 025 how + 1 . 09 (7) 其中 , Ko 为总传热系数 ( W/ ( m2·K) ) , Fo 为单位 长度管外总面积 ( m2 ) ; Fi 为单位长度管内面积 (m2) ; rb 为接触热阻 ( (m2·K) / W) ; ro 为翅片侧污 垢热阻 ( (m2·K) / W) ;η为翅片总效率 ;ηf 为波纹 片的翅片热效率。 2 　设计计算 设计计算的依据是前面所介绍的理论模型 ,但 上述冷凝换热关联式只适用于饱和蒸汽冷凝为饱 和液体 ,还应考虑由过热蒸汽冷凝为饱和蒸汽及由 饱和液体冷凝为过冷液体的情况。不过过热蒸汽 - 饱和蒸汽、饱和液体 - 过冷液体属于单相流体在 管内的强制对流换热 ,使用 Dittus2Boelter 公式就 可以计算其换热系数。设计参数见表 2 ,设计计算 结果见表 3。 表 2 　设计参数 冷凝负荷 16. 54 kW 管内径 8. 82 mm 冷凝温度 54 ℃ 管外径 9. 52 mm 冷凝压力 14. 56 bar 管间距 25. 4 mm 压缩机排气温度 80 ℃ 排间距 22 mm 过冷度 4 ℃ 管布置方式 叉排 进风温度 39 ℃ 翅片间距/ 厚度 2. 12/ 0. 115 mm 出风温度 47 ℃ 翅片数 12/ 英寸 表 3 　设计计算结果 质量流率 155. 96 kg/ (m2·s) 过热蒸汽 - 饱和蒸汽换热量 3. 05 kW 管内冷凝换热系数 1829. 254 W/ (m2·K) 过热 - 饱和蒸汽段总传热系数 17. 27 W/ (m2·K) 迎面风速 2. 0 m/ s 过热 - 饱和蒸汽段所需换热面积 0. 445 m2 最窄流道处风速 3. 52 m/ s 过热 - 饱和蒸汽段所需换热面积 0. 445 m2 波纹片管束表面换热系数 72. 78 W/ (m2·K) 饱和液体 - 过冷液体换热量 0. 6 kW 波纹片管束压降 23 Pa 饱和 - 过冷液体段总传热系数 15. 97 W/ (m2·K) 波纹片的翅片效率 0. 884 饱和 - 过冷液体段所需换热面积 0. 244 m2 翅片总效率 0. 877 饱和蒸汽冷凝为饱和液体的换热量 12. 89 kW 翅化比 17. 35 饱和蒸汽冷凝为饱和液体所需换热面积 2. 71 m2 (下转第 65 页) ·55·　第 1 期 　　　 　　　　　　　　　　尹 　斌等 :R134a 单元式风冷冷风机组冷凝器设计 　　　　　　　 　　　　　　 4 　结 　论 通过对汽车空调层叠式蒸发器和管带式蒸发 器建立数学模型 ,计算分析两者的传热及流动特 性。模拟结果表明 ,层叠式蒸发器与管带式蒸发器 相比 ,在各种变工况条件下都表现出换热量大和制 冷剂侧整体压降小的优点。通过对比可知 ,层叠式 蒸发器的换热量提高 15 %左右 ,而压降却降低 50 %左右 ,并且由于层叠式蒸发器紧凑的结构特 点 ,其流程长度远小于相同尺寸的管带式蒸发器 , 在较大的制冷剂流量下 ,其性能表现得更为优越。 参 考 文 献 [1 ] 　Feldmana A , Marvilletb C , Lebouche M. Nucleate and Convective Boiling in Plate Fin Heat Exchangers. Int . J . Heat and Mass Transfer , 2000 (43) :343323442. [2 ] 　阙雄才 ,陈江平. 汽车空调实用技术. 北京 :机械工 业出版社 ,2003. [3 ] 　Ould Didi M B , Kattan N , Thome J R. Prediction of two2phase pressure gradients of refrigerants in horizontal tubes. Int . J . Refrigeration , 2002 (25) :9352947. [4 ] 　Han J C , Chandra P R , Lau S C. Local heat/ mass transfer distributions around sharp l802deg turns in two2 pass smooth and rib2roughened channels. Journal of Heat Transfer , 1988 , (110) :9128. [5 ] 　Kandlikar S G. A General Correlation for Saturated Two2Phase Flow Boiling Heat Transfer Inside Horizon2 tal and Vertical Tubes. Journal of Heat Transfer , 1992 , (112) :2192228. [6 ] 　Garcia Valladares O. Review of In2Tube Condensation Heat Transfer Correlations for Smooth and Micro2fin Tubes. Heat Transfer Engineering. 2003 , (24) :6224. [ 7 ] 　Cavalllini A , Del Col D , Doretti L ,et al. Heat Transfer and Pressure Drop During Condensation of Refrigerant Inside Horizontal Enhanced Tubes. Int J Refrigeration , 2000 , (23) : 4225. [8 ] 　丁国良 ,张春路. 制冷空调装置仿真与优化. 北京 : 科学出版社 ,2000. (上接第 55 页) 　续表 接触热阻 0. 004 (m2·K) / W 冷凝器所需总换热面积 3. 4 m2 翅片侧污垢热阻 0. 000 8 (m2·K) / W 设计有效换热管长 1. 069 m 总传热系数 33. 53 W/ (m2·K) 设计分路数 10 对数平均温差 10. 5 ℃ 设计每路流程数 12 所需风量 6 564. 58 m3/ h 管排数 2 风机功率 500 W 设计管内换热面积 3. 554 m2 设计余量 4. 5 % 　　从表 3 中可以看出 ,设计计算结果合理 ,这就 说明应用笔者所介绍的理论模型可以较好地预测 管内冷凝换热系数、翅片侧表面换热系数 ,并以邓 为依据 ,对翅片管式冷凝器进行设计。 3 　结 　论 介绍分析了 R134a 单元式风冷冷风机组翅片 管式冷凝器的理论设计程序 , 采用 Cavallini2 Zecchin 模型计算管内冷凝换热系数 ,使用修正的 Vampola 关联式得出波纹片管束的表面换热系数。 设计程序简单 ,设计结果合理 ,能够提高设计的准 确性及设计效率。 参 考 文 献 [1 ] 　Shah M M. A general correlation for heat transfer dur2 ing film condensation in tubes. International Journal of Heat and Mass Transfer , 1979 , 1852196. [2 ] 　Cavallini A , Zecchin R. A dimensionless correlation forheat transfer in forced convection condensation ∥ 6thInternational Heat Transfer Congress , 1974 , (3) : 3092313.[ 3 ] 　Dobson M K , Chato J C. Condensation in smooth hori2zontal tubes. International Journal of Heat Transfer ,1998 ,120 :1932213.[4 ] 　Giovanni Lozza , Umberto Merlo. An experimental in2vestigation of heat transfer and friction losses of inter2rupted and wavy fins for fin2and2tube heat exchangers.International Journal of Refrigeration , 2001 , 24 : 4092416.[5 ] 　R Bassi , P K Bansal. In2tube condensation of mixtureof R134a and ester oil : empirical correlations. Interna2tional Journal of Refrigeration , 2003 ,26 :4022409.[6 ] 　尹斌 ,欧阳惕 ,丁国良. R134a 单元式风冷冷风空调机蒸发器设计. 制冷与空调 ,2006 ,6 (6) :54256. ·56·　第 1 期 　　　　　　　　　　　郝 　亮等 :汽车空调层叠式与管带式蒸发器性能模拟分析比较