不同制冷劑在空調(diào)冷凝器內(nèi)換熱性能的比較

馮永斌,晏　剛,錢文波,張　敏,陶　鍇

(西安交通大學(xué),陜西西安　710049)

    摘　要：通過建立空調(diào)換熱器分布參數(shù)模型,并對模型進(jìn)行了驗(yàn)證,進(jìn)而對R22替代制冷劑R32、R410A、R407C和R290在翅片管冷凝器進(jìn)行了研究,分析了不同迎面風(fēng)溫和風(fēng)速下冷凝器的流動和傳熱規(guī)律。研究表明:在一定的條件下,無論增加迎面風(fēng)溫或風(fēng)速, R407C單位面積換熱量,壓降和質(zhì)量流量最大;R290和R32壓降和循環(huán)質(zhì)量流量均小于R22;R410A雖然壓降較小,但循環(huán)流量大;R290循環(huán)質(zhì)量流量較R22小40%左右,且R290換熱溫差較小,換熱系數(shù)較高。

    關(guān)鍵詞:　制冷劑;翅片管冷凝器;迎面風(fēng)溫;迎面風(fēng)速;壓降

    中圖分類號:　TK05　　　　文獻(xiàn)標(biāo)識碼:　A　　　　do:i 10. 3969/.j issn. 1005-0329. 2009. 12. 015

    文章編號:　1005—0329(2010)01—0055—06

    1　前言

    翅片管換熱器在制冷和空調(diào)系統(tǒng)中得到廣泛的應(yīng)用。由于流路、管型、翅型、風(fēng)速場、兩相流型、制冷劑種類以及運(yùn)行工況等的復(fù)雜性,對翅片管換熱器的試驗(yàn)研究顯得相對耗時(shí)且昂貴。翅片管換熱器的模擬研究在縮短研究周期和節(jié)約資金上是一種行之有效的手段?；谶@點(diǎn),許多學(xué)者做了大量研究。

    Domanski等人優(yōu)化了6種制冷劑R22、R600a、R134a、R32、R410A、R290蒸發(fā)器的流程,分析了優(yōu)化的蒸發(fā)器流程對系統(tǒng)性能的影響[1]研究表明高壓制冷劑較低壓制冷劑獲得較好的系統(tǒng)性能,且可使系統(tǒng)性能提高11. 7%。Liang等人研究R134a制冷劑在復(fù)雜流路下蒸發(fā)器和冷凝器的性能,研究表明:對于蒸發(fā)器和冷凝器來說,制冷劑側(cè)和空氣側(cè)的熱阻基本相當(dāng);對于復(fù)雜流路改變制冷劑的質(zhì)量流率可以提高換熱器性能;相對傳統(tǒng)流路設(shè)計(jì),合適的復(fù)雜流路設(shè)計(jì)可以減少5%的換熱器面積[2、3]。Byun等人對比分析了R22、R134a和R410A在翅片管蒸發(fā)器的換熱性能,研究表明R410A較R22和R134a具有較高的換熱性能且具有較低的傳輸壓降[4]。目前,涉及不同替代制冷劑在冷凝器內(nèi)性能的合理比較分析尚缺。

    本文通過建立空調(diào)換熱器分布參數(shù)模型,分析比較不同制冷劑在同一翅片管冷凝器內(nèi)的流動和換熱規(guī)律,旨在尋求現(xiàn)有空調(diào)制冷劑R22的最佳替代工質(zhì)。

    2·模型及研究對象

    2. 1　冷凝器模型

    針對空調(diào)翅片管換熱器建立了分布參數(shù)模型。該模型將換熱器劃分為若干個(gè)控制容積,模擬時(shí)假定工況穩(wěn)定,管內(nèi)制冷劑沿軸向作一維流動且軸向及翅片間無導(dǎo)熱,管外空氣垂直于翅片管且沿翅片一維均勻分布,忽略翅片和管間的接觸熱阻。每個(gè)控制容積包含制冷劑、空氣側(cè),對每一微元控制容積建立守恒控制方程。

    2. 1. 1　制冷劑側(cè)控制方程

    質(zhì)量守恒方程:

    模型的準(zhǔn)確預(yù)測還依賴于精確的換熱和壓降關(guān)聯(lián)式。Lee等人研究了不同制冷劑R22、R290、R600a等在水平管下的冷凝換熱性能,對比分析了不同關(guān)聯(lián)式,研究表明Cavallini關(guān)聯(lián)式相對具有較高的準(zhǔn)確性[5、6]。該關(guān)聯(lián)式也被Hwang等人理論和試驗(yàn)所證實(shí),該研究涉及制冷劑R410A、R290和R404A[7]。Lee等人基于Cavallini冷凝換熱關(guān)聯(lián)式理論和實(shí)驗(yàn)研究了R22和R407C的冷凝換熱性能[8]。因此,本文兩相區(qū)冷凝換熱也采用Cavallini關(guān)聯(lián)式[6]。單相區(qū)傳熱采用Dittu-Boelter關(guān)聯(lián)式;制冷劑在單相區(qū)壓降采用Bla-sius關(guān)聯(lián)式;兩相區(qū)的壓降采用Müller-Stein-hagen關(guān)聯(lián)式[9];U型彎頭單相與兩相區(qū)的局部壓降分別采用Chisholm和Idelchik關(guān)聯(lián)式[10、11]。

    2.1.2　空氣側(cè)控制方程

    空氣側(cè)換熱量計(jì)算采用NTU-ε方法:

    空氣側(cè)換熱系數(shù)采用Wang關(guān)聯(lián)式[12]。空氣側(cè)壓降采用Wang關(guān)聯(lián)式[12]?？諝鈪?shù)基于ASHRAEHandbookData[13],制冷劑熱物理性質(zhì)采用REFPROP源程序[14]。

    2. 2　模型驗(yàn)證及研究對象

    為了驗(yàn)證模型的準(zhǔn)確性,本文采用Lee等人的冷凝器和試驗(yàn)數(shù)據(jù),以制冷劑R22和R407C為例,基于空調(diào)工況,采用該文獻(xiàn)相同結(jié)構(gòu)參數(shù)的U型和Z型單回路冷凝器進(jìn)行了驗(yàn)證,結(jié)果表明冷凝器模擬值與實(shí)驗(yàn)值相差在±10%內(nèi)[8],如圖1所示。可見,本文建立的空調(diào)冷凝器分布參數(shù)模型具有一定的準(zhǔn)確度。

    為了著重研究空調(diào)替代制冷劑在翅片管換熱器的流動和換熱性能,基于同一典型空調(diào)流路布置進(jìn)行分析。換熱器流程布置如圖2所示,采用單回路U型和Z型,且換熱器幾何結(jié)構(gòu)參數(shù)完全相同(見表1)。本文以U型單回路、天窗型翅片結(jié)構(gòu)換熱器為研究對象進(jìn)行分析;對于不同翅片形狀,只需更換程序?qū)?yīng)結(jié)構(gòu)參數(shù),同樣可以迭代計(jì)算。由于本文分析基于換熱器單位面積換熱量進(jìn)行研究,所以計(jì)算結(jié)果并不影響其在不同冷凝器結(jié)構(gòu)、不同翅片形狀以下的結(jié)論[15]。

    不同制冷劑在制冷系統(tǒng)冷凝器內(nèi)的約束條件如表2所示。在空調(diào)工況下,對于不同制冷劑,冷凝器進(jìn)口溫度和壓力確定方法基于Casson[16]。

    冷凝器的進(jìn)口壓力和溫度不僅會影響壓縮機(jī)的功率,而且反應(yīng)了冷凝溫度;冷凝器的出口過冷度會影響冷量的大小,而且足夠的過冷度更是系統(tǒng)穩(wěn)定運(yùn)行的必要條件。因此把冷凝器的出口過冷度作為冷凝器模擬的收斂條件。

    3　結(jié)果及分析

    3. 1　空氣進(jìn)口溫度對換熱器性能的影響圖3為不同制冷劑冷凝器單位面積換熱量隨迎面風(fēng)溫的變化。雖然R290導(dǎo)熱系數(shù)較R407C優(yōu)越,但是R407C壓降較R290大,所以相同壓降時(shí)R407C平均換熱溫差較R290大,且平均換熱系數(shù)基本持平,如圖6、7所示。R407C氣相比重較R32和R410A小,在相同流量下,導(dǎo)致氣相流速增加以至于氣液界面剪切力增加,傳熱得到強(qiáng)化,彌補(bǔ)了相對較小的液相導(dǎo)熱值與潛熱值。如圖6、7所示:隨著迎面風(fēng)溫的增加,單位面積換熱量下降,冷凝器平均換熱溫差和平均換熱系數(shù)均下降,換熱惡化;R290具有較小的換熱溫差,較高的換熱系數(shù),有利于減小不可逆損失。

    圖4為不同替代制冷劑質(zhì)量流量隨迎面風(fēng)溫的變化。

    隨著迎面風(fēng)溫的增加,冷凝器單位面積換熱量降低,需要減少制冷劑質(zhì)量流量來滿足冷凝器出口一定的過冷度。由于R410A和R407C潛熱值較R22基本持平,而單位面積換熱量較大,所以需要相對較高的循環(huán)質(zhì)量流量。而R290和R32相對R22潛熱值較大,同時(shí)液相比重較小,有利于降低充灌量,對應(yīng)循環(huán)流量較小。當(dāng)迎面風(fēng)溫為30℃時(shí), R407C和R410A質(zhì)量流量較R2質(zhì)量流量高30%和8. 95%,R22質(zhì)量流量較R3和R290高28. 81%和40. 57%。

    圖5為不同替代制冷劑壓降隨迎面風(fēng)溫的變化。對于給定冷凝器出口過冷度,壓降與氣液相粘度比值和比重比值有關(guān)。R407C和R22粘度基本持平,但是循環(huán)質(zhì)量流量較R22大,造成兩相流速和相面剪切力增加,從而壓降升高。R410A、R32和R290較R22有較小的粘度和循環(huán)質(zhì)量流量,從而壓降較小。當(dāng)迎面風(fēng)溫為30℃時(shí),R407C壓降較R22高47. 21%, R22壓降較R410A、R32、R290分別高25. 29%、48. 09%和25. 15%。

    3. 2　空氣進(jìn)口風(fēng)速對換熱器性能的影響

    圖8為不同替代制冷劑單位面積換熱量隨迎面風(fēng)速的變化。當(dāng)風(fēng)速為1. 5m/s時(shí),以R22換熱量為基準(zhǔn), R22單位面積換熱量分別較R32、R290、R410A和R407C小13. 96%、6. 20%、15.50%和44. 96%。當(dāng)風(fēng)速增加兩倍時(shí),不同制冷劑平均換熱系數(shù)增加30%左右,而平均換熱溫差增加10%左右。平均換熱溫差較平均換熱系數(shù)變化緩慢,如圖11、12所示;在滿足換熱量的條件下,不同風(fēng)速下,R290同樣具有較小的換熱溫差,較高的換熱系數(shù),可以降低系統(tǒng)不可逆損失。

    圖9、10為不同替代制冷劑質(zhì)量流量和總壓降隨迎面風(fēng)速的變化?？倝航翟黾又饕捎谝环矫婵諝鈧?cè)壓降的增加;此外單位面積換熱量的增加造成制冷劑循環(huán)質(zhì)量流量增加來滿足一定冷凝器出口的過冷度,制冷劑質(zhì)量流量的增加造成兩相流速和相面剪切力提升,從而總的壓降增加。

    在一定的風(fēng)速范圍內(nèi), R290循環(huán)質(zhì)量流量分別較R22、R407C、R32和R410A平均小40%、60%、19%和47%左右。當(dāng)迎面風(fēng)速為3. 5 m/s時(shí),R407C壓降較R22高91. 69%,R410A、R32和R290壓降較R22分別小11. 55%、39. 72%和19.63%。

    4　結(jié)語

    通過建立空調(diào)冷凝器分布參數(shù)模型,并對模型進(jìn)行了驗(yàn)證,分析了不同迎面風(fēng)速和風(fēng)溫下不同替代制冷劑的流動和換熱性能。研究表明:在一定的約束條件下,無論是增加迎面風(fēng)速或風(fēng)溫,R407C單位面積換熱量,但是壓降和質(zhì)量流量最大,且環(huán)保性能差;R290和R32壓降和循環(huán)質(zhì)量流量均小于R22;R410A雖然壓降較小,但循環(huán)流量大,且環(huán)保性能差。R290循環(huán)質(zhì)量流量均較R22小40%以上,且較R22換熱溫差小,換熱系數(shù)高,換熱過程不可逆損失小。在滿足換熱量的條件下,R290在協(xié)調(diào)壓降與質(zhì)量流量具有一定的優(yōu)勢且滿足現(xiàn)行工質(zhì)替代理念,可以作為現(xiàn)有空調(diào)制冷劑R22的環(huán)保型替代工質(zhì)。雖然R290具有可燃性,但是隨著換熱器的微型化設(shè)計(jì)以及降低充灌量的研究,其在家用空調(diào)的應(yīng)用前景值得看好。