第２３卷第３期 ２０１２年６月 中原工学院学报 Ｊ０ＵＲＮＡＬ ０Ｆ ＺＨ０ＮＧＹＵＡＮ ＵＮＩＶＥＲＳＩＴＹ ＯＦ ＴＥＣＨＮ０Ｌ０ＧＹ Ｖ０１．２３ ＮＯ．３ Ｊｕｎ．，２０１２ 文章编号：１６７１—６９０６（２０１２）０３—０００１—０６ Ｒ７４４系统管翅式蒸发器换热性能的优化 陈圣光 ，范晓伟 ，王凤坤 ，张仙平 （１．中原工学院，郑州４６０００７；２．河南工程学院，郑州４５０００７） 摘要： 基于稳态分布参数法，建立了Ｒ７４４系统管翅式蒸发器模拟程序，计算分析了管内制冷剂侧换热系数和压降梯 度沿管长的变化特点；通过对管翅式蒸发器结构参数进行敏感性计算分析，得出了传热系数、换热量、制冷剂侧压降以及 冷重比等参数与蒸发器主要结构参数之间的变化关系．优化后的管翅式蒸发器在换热量基本相同的情况下，空间体积缩 小了２４．８６ ，传热系数提高了５．１７ ，单位面积换热量提高了１５．５８ ． 关 键词： Ｒ７４４；管翅式蒸发器；结构参数；冷重比 文献标志码： Ａ ＤＯＩ：１０．３９６９／ｊ．ｉｓｓｎ．１６７１—６９０６．２０１２．Ｏ３．Ｏ０１ 中图分类号：ＴＢ６５７．５ 近年来，由于环境保护和能源危机问题，天然环保 工质Ｒ７４４受到越来越多的关注，在热泵热水器领域 中，Ｒ７４４跨临界循环热泵系统的研究更是成为热点． 目前，大多数Ｒ７４４跨临界循环热泵系统采用水一水 系统的试验来研究其性能，而空气源Ｒ７４４跨临界热 １．１假设条件 蒸发器换热模型的建立 为了简化模型计算，模型建立基于如下的主要假 设条件：①管内制冷剂与管外空气均做一维稳态流动； ②制冷剂和空气在各点处的流量不随时间而变化； 泵系统多建立在仿真模拟基础上．时红臣建立了翅片 管Ｃｏｚ一空气蒸发器的模型，模拟了典型工况下的 ＣＯｚ跨临界系统性能，但采用的方法是集中参数法且 只涉及两相区＿ｌ】 ；武孟采用叉流管翅式蒸发器动态集 中参数模型，模拟研究了蒸发温度的改变对系统性能 及ＣＯ。跨临界循环最优高压压力的影响＿＿２ ；王伯春建 立了翅片管叉流式ＣＯ 一空气蒸发器的模型，并对 气一气跨临界ＣＯ 空调系统在改变运行参数条件下 ③管壁径向温度一致，不考虑管壁热阻；④忽略空气侧 压降，不考虑空气侧结霜问题． １．２换热模型 基于以上假设条件，将管翅式蒸发器按照制冷剂 管排数和管长分成若干微元，并在图１所示的微元段 上建立制冷剂和空气侧的流动与传热方程． 进行了动态仿真口 ；黄珍珍对ＣＯ 微通道蒸发器建立 了仿真模型，通过熵分析对影响蒸发器性能的各因素 进行了研究和比较＿４］．上述文献的模型都侧重于分析 蒸发温度对整个Ｒ７４４热泵系统性能的影响，而对Ｒ７４４ 制 ］ 系统管翅式蒸发器传热问题的专门研究尚不多见．本文 将建立稳态分布参数模型，对管翅式蒸发器空气侧传热 蒸发器管壁Ｉ十 十拉空 十 十Ｉ 十ｌ 流动问题进行模拟计算，分析其换热性能并优化结构参 数，从而对空气源Ｒ７４４跨临界循环热泵系统试验及研 图１ 翅片管微元划分示意图 究管翅式蒸发器内复杂的沸腾换热过程提供帮助． 收稿日期：２０１２—０５—０２ 基金项目：国家自然科学基金项目（５ｌ１７６２０７）；河南省科技攻关项目（０５２４４４００４０） 作者简介：陈圣光（１９８７一），男，湖北武穴人，硕士生． 中原工学院学报 ２０１２年第２３卷 １．３主要计算关联式 １．３．１ 制冷剂侧换热关联式 １．４ 仿真程序 仿真模型的算法流程如图２所示．利用二分法假 （１）蒸发器两相区的传热和流体动力特性较复杂， 多采用由试验数据回归分析得到的换热关联式． Ｏｈａｄｉ Ｍ等通过ＣＯ 亚临界强迫对流换热实验研究 设各管排的制冷剂出口焓值，计算管排长度与实际管 排长度是否相等，从而迭代计算出各管排的制冷剂蒸 发器出口焓值．同时，通过计算管排压降是否相等，可 以迭代计算出各管排的制冷剂质量流量． 验证了Ｇｕｎｇｏｒ—Ｗｉｎｔｅｒｔｏｎ换热关联式，发现其相对误 差较４，Ｅ ．本文采用该换热关联式，则制冷剂两相区换 热系数ｈ 。为： ｈ。 一Ｅ・ｈｌ＋Ｓ・ｈｐ０ｏｌ （１） 式中各参数的意义及表达式如表１所示． 表１公式（１）中参数的意义及表达式 （２）过热区ＣＯ２侧表面换热系数采用Ｄｉｔｔｕｓ—Ｂｏ— ｅｌｅｒ换热关联式计算，即： Ｎｕ＝０．０２３Ｒｅｇ。。Ｐｒｇ。－ （６） １．３．２ 制冷剂侧压降 （１）两相区压降选用Ｓａｒｋａｒ关联式 。 计算．其关 联式为： △Ｐ一耋（４导・ ｃ （２）过热区压降同样是由摩擦损失和加速损失组 成．其中，摩擦压降△Ｐ，为： 一譬× ×Ｌ一厂× （８） 式中，厂为摩擦系数，采用广泛用于光滑管内紊流流动 的Ｂｌａｓｉｕｓ公式 计算． 加速损失压降△Ｐ ＿８ 为： △Ｐ 一Ｇ （ 一 。） （９） １．３．３ 空气侧换热关联式 针对整体平肋片管外对流换热系数，可采用果戈 林 提出的公式进行计算： ｈａｉｒ Ｃ Ｃｚ（ ）（ Ｌ）Ｒ （１０） 开始 输入已知条件 假设制冷剂出口焓 兰 兰 调整 计算过热区长度、压降及｛ 出口焓 微元段换热系数 Ｉ 计算两相区长度、压降及 微元段换热系数 否 计算管长与实际管长相等？ 是ｌ 输出结果 结束 图２仿真算法流程图 结构参数的模拟分析 为了设计出高效又紧凑轻巧的管翅式蒸发器，现 将市场上主流空调用管翅式蒸发器作为试验蒸发器， 其部分相关结构参数如表２所示．根据工程实际情况 以及工艺要求，在各结构参数的常用范围（见表３）Ｅｌｏ］ 内进行调整，从而模拟分析其对传热性能的影响． 选定模拟额定运行工况参数：制冷剂蒸发温度 第３期 陈圣光，等：Ｒ７４４系统管翅式蒸发器换热性能的优化 ．３． ５℃，进口干度０．１，制冷剂质量流量取试验时质量流 量计测得的数据０．０３２ ｋｇ／ｓ；根据ＧＢ／Ｔ２３ｌ３７—２００８ 力较高．为满足蒸发器的承压要求，根据文献［－１２］中的 压力强度计算公式，铜管壁厚需保持０．８ ｍｍ．结合 ＧＢ／Ｔ１７７９１—２００７｛空调与制冷设备用无缝铜管》规 《家用和类似用途热泵热水器》ｌ＿】 对名义工况的要求， 空气侧进口干湿球温度选取１６ ｏＣ／１２ ｏＣ，迎面风速选 取３ ｍ／ｓ． 定的尺寸标准，在其规格范围内考虑改变管外径尺寸， 试验蒸发器的其他结构参数保持不变．如表４所示，随 着管外径逐渐增大，制冷剂侧换热系数逐渐减小．这是 因为随着管外径的增大，质量流速不断减小，管内强迫 对流沸腾换热逐渐减弱，导致制冷剂侧换热系数逐渐 减小．同时，由于管外径的增大，空气侧的当量直径逐 ２．１ 管排数对传热性能的影响 改变管排数，试验蒸发器的其他结构参数保持不 变．如图３所示，随着管排数的增加，单管程质量流量 减小，导致制冷剂侧换热系数和压降逐渐降低；同时， 空气侧的压降阻力越来越大，使得空气侧换热系数和 总传热系数不断降低；而总换热量先是急剧增加，然后 缓慢减小．这是因为换热面积因管排数的增加逐渐增 加，而换热温差却越来越小．所以存在着合理的管排数 范围，使得换热量达到最佳效果．可以考虑选择３～７ 排换热管，根据系统的制热量要求进行适当的调整． 渐减小，使得空气侧换热系数不断增大，总的传热系数 也得到提高．但蒸发器的外形体积逐渐增大，耗铜量逐 渐增多，使得冷重比（即单位蒸发器质量提供的制冷 量）逐渐减小，而单位面积的换热量得到提高．所以存 在着合理的管外径范围，使得换热量和冷重比达到最 佳效果．考虑到市场上的主流空调蒸发器的铜管规格， 选用常用的 ９．５２ ｍｍ×０．８ ｍｍ规格的换热铜管即 可． 二、 ２．３管长对传热性能的影响 改变管长，试验蒸发器的其他结构参数保持不变． 宣 ． 如图４所示，随着管长的不断增加，换热面积逐渐增 ＼ⅢＩ｛ 霰 豁 大，制冷剂的总压降逐渐加大，从而降低了换热效果， 使得总换热量的增加幅度逐渐减小，单位面积的换热 能力和冷重比不断下降．所以存在着合理的管长范围， 使得换热效果达到最佳．可以考虑选取单管排换热铜 管长度５～８ ｒｎ，根据系统安装空间和换热量进行适当 调整． 图３ 管排数对传热系数和换热量的影响 《 ２．４管间距对传热性能的影响 改变管间距，试验蒸发器的其他结构参数保持不 ２．２ 管外径对传热性能的影响 变．如图５所示，随着管间距的不断加大，翅片面积不 与常规制冷工质的蒸发压力相比，ＣＯ 的蒸发压 断增加，导致换热面积增加．同时，空气侧的当量直径 ・４・ 中原工学院学报 ２０１２年第２３卷 二、 Ｉ∞ ● ． ＼ ● 皿嘟ｌ 《 一 一 辍 迎 图４ 管长对换热量和冷重比的影响 图５ 管间距对传热系数和换热量的影响 逐渐减小以及沿空气流动方向的长度逐渐增加，使得 空气阻力逐渐加大，从而空气侧换热系数逐渐减小，总 传热系数也不断减小．由于流动断面风速逐渐增大，导 不变．如表５所示，随着翅片厚度的增加，翅片密度不 断降低，从而换热面积逐渐减小，但降低幅度较小．而 空气通道的当量直径及翅片的传热面积逐渐增大，加 致风量逐渐增加，使得换热量逐渐提高．但当管间距增 加到某一定值以后，换热量的增幅变化不大，且单位面 积的换热能力也在下降．所以管间距对换热量的影响 不大，但仍存在着合理的管间距范围，使得换热效果达 到最佳．可以考虑选取管间距２４～２８ １ＴＩｎ３．． 强了空气侧的换热效果，从而空气侧的换热系数、总传 热系数逐渐增大．但由于流动断面的通道减小，导致风 量逐渐减小，换热量的变化幅度较小，单位面积的换热 量提升幅度也较小．由于翅片厚度的增加使得耗铝量 增加，导致铝的冷重比不断减小，所以翅片厚度的变化 ２．５翅片厚度对传热性能的影响 对换热效果的影响不大，但选取时需要考虑翅片的工 艺要求． 改变翅片厚度，试验蒸发器的其他结构参数保持 表５翅片厚度对传热性能的影响 第３期 陈圣光，等：Ｒ７４４系统管翅式蒸发器换热性能的优化 ２．６翅片间距对传热性能的影响 改变翅片间距，试验蒸发器的其他结构参数保持 不变．如图６所示，随着翅片间距的增加，翅片密度不 二、 Ｊ 一 断降低，使得换热面积逐渐减小．而空气通道的当量直 径逐渐增大，从而空气侧换热系数逐渐降低，使得总传 热系数降低幅度也较小．由于换热面积逐渐减小，加上 风量的增加导致空气阻力的增大，使得换热量不断降 低．但仍存在着合理的翅片间距范围，使得换热效果和 经济效果两者达到最佳．所以，在其他条件不变的情况 ｇ 、－， ● 阍 豢 ＼－， 垛 迎 下，适当减少翅片间距，将有利于蒸发器的高效传热． １．２ １＿４ １．６ １．８ ２．ｏ ２．２ ２．４ ２．６ ２．８ ３．ｏ ３．２ ３．４ ３．６ 翅片间距／ｍｍ ３ 结构参数的优化 通过管翅式蒸发器的结构参数对蒸发器传热性能 的敏感性影响分析，结合市场上的主流空调用管翅式 蒸发器，优化设计出了一种Ｒ７４４热泵系统管翅式蒸 图６翅片间距对传热性能的影响 ９ ７ Ｏ 高了１５．５８ ９／５，铜和铝的冷重比分别增加了２１．７５％、 １３０．２０ ．综合分析可知，与试验蒸发器相比，该优化 瑚 发器．该优化蒸发器与试验蒸发器的结构参数及额定 模拟工况下的传热性能如表６所示．在蒸发器换热量 基本不变的情况下，优化蒸发器空间体积缩小了 ２４．８６ ，传热系数提高了５．１７ ，单位面积换热量提 蒸发器的传热性能相对较优，可以按此结构参数对市 场上空调用蒸发器进行改造生产，并应用于空气源 Ｒ７４４热泵系统中． ２ ｊ ９ （ ¨ ０ ８ Ｏ ５ ０ 表６ ２种蒸发器的结构参数及额定模拟工况下的传热性能 项目 试验 优化 蒸发器 提高 幅度 蒸发器 管外径／ｒａｍ 壁厚／ｍｍ 管排数 结构 单管排管长／ｒａｍ 参数 管间距／ｒａｍ 翅片厚度／ｍｍ 翅片间距／ｍｍ ２．２ ２．０ 动和换热的稳态分布参数模型，并对某试验用Ｒ７４４ ４ 结 语 本文建立了Ｒ７４４系统管翅式蒸发器与空气侧流 系统管翅式蒸发器进行了仿真和优化，得到以下结论： （１）通过对试验用Ｒ７４４管翅式蒸发器建立稳态分 布参数模型，分析了制冷剂侧换热系数和压降梯度随管 中原工学院学报 ２０１２年第２３卷 长的变化情况．该模型能够较好地反映Ｒ７４４系统管翅 并发现了其中存在着合理的结构参数范围，使得传热 效果达到最佳． （３）优化设计了一种Ｒ７４４热泵系统管翅式蒸发 器，它在与试验蒸发器换热量基本相同的情况下，空间 体积缩小了２４．８６ ，传热系数提高了５．１７ ，单位面 积换热量提高了１５．５８ ． 式蒸发器内的传热和流动特性，可以用来为空气源 Ｒ７４４热泵试验以及优化管翅式蒸发器提供指导． （２）通过管翅式蒸发器的相关结构参数对传热性 能的敏感性分析，得出了传热系数、换热量、制冷剂侧 压降以及冷重比等参数随结构参数改变的变化趋势， 参考文献 ｌ ２ ３ ４ 时红臣．跨临界二氧化碳热泵热水器系统仿真与水回路实验研究［Ｄ］．南京：南京理工大学，２００６． 武孟．二氧化碳跨临界循环特性及系统控制研究［Ｄ］．长沙：中南大学，２００９． 王伯春．二氧化碳制冷系统动态仿真和研究ＥＤ］．南京：南京理工大学，２００３． 黄珍珍．跨临界二氧化碳热泵热水系统熵分析及优化ＥＤ］．长沙：中南大学，２００８． ５ ６ 丁国良，黄冬平．二氧化碳制冷技术ＥＭ］．北京：化学工业出版社，２００７． Ｓａｒｋａｒ Ｊ，Ｓｏｕｖｉｋ Ｂ，Ｒａｍ Ｇｏｐａｌ Ｍ．Ｔｒａｎｓｃｒｉｔｉｃａｌ Ｃ０２ Ｈｅａｔ Ｐｕｍｐ Ｓｙｓｔｅｍｓ：Ｅｘｅｒｇｙ Ａｎａｌｙｓｉｓ Ｉｎｃｌｕｄｉｎｇ Ｈｅａｔ Ｔｒａｎｓｆｅｒ ａｎｄ Ｆｌｕｉｄ Ｆｌｏｗ Ｅｆｆｅｃｔｓ￣Ｊ］．Ｅｎｅｒｇｙ Ｃｏｎｖｅｒｓｉｏｎ ａｎｄ Ｍａｎａｇｅｍｅｎｔ，２００５，４６（１３）：２０５３—２０６７． ｎｃｒｏｐｅｒａ Ｆ Ｐ。Ｄｅｗｉｔｔ Ｄ Ｐ．Ｉｎｔｒｏｄｕｃｔｉｏｎ ｔｏ Ｈｅａｔ Ｔｒａｎｓｆｅｒ［Ｍ］．３ｒｄ ｅｄ．Ｎｅｗ Ｙｏｒｋ：Ｊｏｈｎ Ｗｉｌｅｙ ８Ｌ Ｓｏｎｓ，１９９６． ［７］ Ｉ［８］ 洪芳军．ｃ０ 跨临界循环水一水热泵的理论和实验研究ＥＤ］．天津：天津大学，２００１． Ｅ９］ 彦启森，石文星，田长青．空气调节用制冷技术［Ｍ］．北京：中国建筑工业出版社，２００４． 机械工业出版社，１９９８． ＥｌＯ］ 吴业正．小型制冷装置设计指导ＥＭ７．北京： ［１１］ ＧＢ／Ｔ２３１３７—２００８，家用和类似用途热泵热水器Ｉｓ］．［１２］ 黄逊青．家用二氧化碳热泵热水器跨临界系统压力安全设计概要［Ｊ］．制冷与空调，２００９，８（４）：４８—５２． Ｔｈｅ Ｏｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎ ｏｆ Ｔｕｂｅ—Ｆｉｎ Ｅｖａｐｏｒａｔｏｒ Ｕｓｅｄ ｉｎ ｃＲ 、， ４ ＣＨＥＮ Ｓｈｅｎｇ—ｇｕａｎｇ ，ＦＡＮ Ｘｉａｏ—ｗｅｉ ， ＷＡＮＧ Ｆｅｎｇ—ｋｕｎ 。ＺＨＡＮＧ Ｘｉａｎ—ｐｉｎｇ Ｉｎｓｔｉｔｕｔｅ ｏｆ Ｅｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ，Ｚｈｅｎｇｚｈｏｕ ４５０００７，Ｃｈｉｎａ） （１．Ｚｈｏｎｇｙｕａｎ Ｕｎｉｖｅｒｓｉｔｙ ｏｆ Ｔｅｃｈｎｏｌｏｇｙ；２．Ｈ ｅｎａｎ ｙ －ｒＬ Ｓ Ｓ ｅ Ａｂｓｔｒａｃｔ： Ｎｕｍｅｒｉｃａｌ ｓｉｍｕｌａｔｉｏｎ ｐｒｏｇｒａｍ ｏｆ ｔｕｂｅ—ｆｉｎ ｅｖａｐｏｒａｔｏｒ ｉｎ ｔｈｅ Ｒ７４４ ｓｙｓｔｅｍ ｗａｓ ｅｓｔａｂｌｉｓｈｅｄ ｂａｓｅｄ ｍ ｏｎ ｔｈｅ ｓｔｅａｄｙ—ｓｔａｔｅ ｄｉｓｔｒｉｂｕｔｉｏｎ ｐａｒａｍｅｔｅｒｓ ｍｅｔｈｏｄｓ，ａｎｄ ｔｈｅ ｃｈａｎｇｅｓ ｏｆ ｈｅａｔ ｔｒａｎｓｆｅｒ ｃｏｅｆｆｉｃｉｅｎｔ ａｎｄ ｔｈｅ ｇｒａｄｉ— ｅｎｔ ｏｆ ｐｒｅｓｓｕｒｅ ｄｒｏｐ ｏｎ ｒｅｆｒｉｇｅｒａｎｔ ｓｉｄｅ ａｌｏｎｇ ｔｈｅ ｔｕｂｅ ｌｅｎｇｔｈ ｗｅｒｅ ｃｏｍｐｕｔａｔｉｏｎａｌ ａｎａｌｙｚｅｄ．Ｗｉｔｈ ｔｈｅ ｓｅｎｓｉｔｉｖｉｔｙ ａｎａｌｙｓｉｓ ｏｆ ｓｔｒｕｃｔｕｒｅ ｓｉｚｅ ｐａｒａｍｅｔｅｒ ｏｆ ｔｕｂｅ—ｆｉｎ ｅｖａｐｏｒａｔｏｒ，ｔｈｅ ｖａｒｉａｂｌｅ ｒｅｌａｔｉｏｎｓｈｉｐ ｈａｓ ｂｅｅｎ ｇｏｔｔｅｎ ａｍｏｎｇ ｈｅａｔ ｔｒａｎｓｆｅｒ ｃｏｅｆｆｉｃｉｅｎｔ，ｈｅａｔｉｎｇ ｃａｐａｃｉｔｙ，ｐｒｅｓｓｕｒｅ ｄｒｏｐ ｏｎ ｒｅｆｒｉｇｅｒａｎｔ ｓｉｄｅ，ｃｏｏｌｉｎｇ—ｗｅｉｇｈｔ ｒａｔｉｏ ａｎｄ ｔｈｅ ｍａｉｎ ｓｔｒｕｃｔｕｒｅ ｓｉｚｅ ｏｆ ｔｈｅ ｅｖａｐｏｒａｔｏｒ，ａｎｄ ｏｐｔｉｍｉｚｅｄ ｔｈｅ ｔｕｂｅ—ｆｉｎ ｅｖａｐｏｒａｔｏｒ．Ａｆｔｅｒ ｏｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎ ｏｆ ｔｈｅ ｔｕｂｅ—ｆｉｎ ｅｖａｐ— ｏｒａｔｏｒ，ｔｈｅ ｓｐａｃｅ ｖｏｌｕｍｅ ｏｆ ｔｈｅ ｅｖａｐｏｒａｔｏｒ ｉｓ ｒｅｄｕｃｅｄ ２４．８６ ，ｈｅａｔ ｔｒａｎｓｆｅｒ ｃｏｅｆｆｉｃｉｅｎｔ ｉｓ ｉｎｃｒｅａｓｅｄ ５．１ ７ ， ｈｅａｔ ｔｒａｎｓｆｅｒ ｏｆ ｐｅｒ ｕｎｉｔ ａｒｅａ ｉｓ ｉｎｃｒｅａｓｅｄ ｂｙ １５．５８ ，ｃｏｒｒｅｓｐｏｎｄｌｙ ｉｎ ｔｈｅ ｓａｍｅ ｃａｓｅ ｗｈｉｃｈ ｔｈｅ ｈｅａｔ ｔｒａｎｓｆｅｒ ｉｓ ｅｓｓｅｎｔｉａｌｌｙ ｃｏｎｓｔａｎｔ． Ｋｅｙ ｗｏｒｄｓ： Ｒ７４４；ｔｕｂｅ—ｆｉｎ ｅｖａｐｏｒａｔｏｒ；ｓｔｒｕｃｔｕｒｅ ｐａｒａｍｅｔｅｒ；ｃｏｏｌｉｎｇ—ｗｅｉｇｈｔ ｒａｔｉｏ
