不同回路结构表冷器的变工况性能分析

冯梦怡，曾炜杰，谷 波

（上海交通大学，上海 200240）

符 号

NDIS——水路数

NV——垂直气流方向的管排数

Qi——单元体的换热量，kW

Q——换热量，kW

Vai——单元体的循环风量，m3/h

Va——循环风量，m3/h

α——传热系数，W/（m2·K）

j——j因子

GC——最小流通面积处的质量流量，kg/s

Cp——比定压热容，kJ/（kg·K）

Pr——普朗特数

ΔPad——干工况下空气测压降，Pa

A——表面粗糙度的修正系数，本文中粗糙表面A=0.0113，光滑表面A=0.007

L——表冷器管长，mm

Deq——当量直径，mm

ρ——空气密度，kg/m3

wmax——最小迎风面积处风速，m/s

ΔPaw——湿工况下空气测压降，Pa

ξ——吸湿系数

Nuw——水侧努赛尔数

Rew——水侧雷诺数

Prw——水侧普朗特数

f——摩擦因子

μ——动力黏度，Pa·s

Le——有效管长，mm

di——表冷器内径，mm

μs——按壁温计算的动力黏度，Pa·sΔP——水侧压降，Pa

ω——水流速，m/s

ρw——水侧密度，kg/m3

1 前言

目前，针对常规工况下表冷器内空气的传热和流动性能已有大量研究［1～8］，而对高换热量、大风量工况下表冷器的性能研究仍有所欠佳。例如，人口稠密的公共场所，夏季热湿负荷大，烟雾废气需要大量的新风带出，空调箱往往作为首选的空气处理装置［9］。基于空调箱的应用需求，表冷器可分为半回路、全回路和双回路表冷器。本文以空调箱中表冷器的模型为基础，对表冷器的性能进行分析，同时对模型的正确性及准确性进行试验验证。重点研究进风量、水流量、进风干球温度、翅片间距对不同回路结构表冷器换热性能的影响，可为空调箱表冷器的结构优化及性能分析提供参考。

2 模型建立

以8排管表冷器为例，半回路表冷器是从第一排隔一根管道送水，在盘管内流经16次后进入出水集管；全回路表冷器是从第一排的每根管道进水，在盘管内流经8次后进入出水集管；双回路表冷器是从前两排的每根管道进水，在盘管内流经4次后进入出水集管，具体如图1所示。

图1 表冷器结构示意

从不同回路结构的8排管表冷器可以看出，回路结构的差异体现在水路数的不同。水路数是表冷器计算单元体的划分依据。

半回路表冷器水路数：

全回路表冷器水路数：

双回路表冷器水路数：

换热量及进风量按水路数均分至每一个表冷器单元体，对每一单元体而言，换热量为：

进风量为：

以表冷器单元体为研究对象，采用稳态集中参数法建立仿真模型，为了简化研究，做出以下假设：

（1）表冷器工作在稳定工况，水侧和空气侧各参数的变化与时间无关；

（2）表冷器管壁吸热或散热均匀；

（3）不考虑表冷器管壁和水的轴向导热；

（4）表冷器与环境的辐射换热忽略不计。

2.1 空气侧模型

2.1.1 空气侧传热系数

表冷器表面几何因素对空气侧换热系数有直接影响，表冷器的翅片可以破坏空气边界层的发展，增加扰动，强化换热。本文采用Colbum和Hougen 总结出的关联式［10］：

根据机器露点温度和空气进口温度的关系，表冷器外侧的换热类型分为干工况模式和湿工况模式。不同的工况模式对应相应的j因子关联式。

2.1.2 空气侧压降

空气在表冷器的翅片间流动时，翅片表面的粗糙度对空气有扰流的作用，空气侧压降受粗糙度的影响很大。对平直片而言，表冷器的压降为：

2.2 水侧模型

2.2.1 水侧传热系数

以雷诺数为划分依据，水侧传热系数分3个区间求取。

当Rew＞10000时，管内流动处于充分发展的紊流阶段，水侧换热的努赛尔系数为：

当2300＜Rew＜10000时，管内流动属于过渡区。在过渡区内水侧换热的努赛尔系数为：

其中f=（0.79lnRew－ 1.64）－2

当Rew＜2300时，管内流动处于层流阶段，水侧换热的努赛尔系数为：

2.2.2 水侧压降

管内水侧阻力由沿程阻力和局部阻力两部分组成，其中局部阻力又分为弯头局部阻力和进出口局部阻力。水侧压降按下式计算：

2.3 计算逻辑流程

针对表冷器单元体，首先假设水流量的上限和下限，根据水侧能量方程，计算制冷量及表冷器壁面温度。其次根据空气进口温度和机器露点温度的关系选用合适的工况模型，进而计算空气出风状态。最后判断制冷量的收敛公式是否成立。若成立，迭代结束；否则，调整水流量的上限或下限，重新计算直至收敛。

3 试验验证

为验证模型，在焓差实验室中进行空调箱表冷器性能测试。试验台如图2所示。测试仪器如表1所示。表冷器选用半回路结构，铜管铝翅，沿气流方向管排数为8排，垂直于气流方向的管排数为28排，平直片，方向管间距25 mm，翅片间距2.5 mm，翅片厚度为 0.12 mm，成正三角形排列。验证时保证进风干球温度为27℃，湿球温度为19.5℃，进水温度为 7℃，进风量从 2000 m3/h变化到8000 m3/h。

图2 试验台示意

表1 测试仪器精度

制冷量、水流量的计算结果与试验结果比较如图3所示。

图3 模型计算结果与试验结果的比较

从图可见，制冷量的计算值与试验值的最大偏差为9%，平均偏差为2.8%；水流量的计算值与试验值的最大偏差为2%，平均偏差为0.5%。计算值与试验值能够良好吻合，适用于空调箱中表冷器的模拟仿真。

4 表冷器性能影响因素分析

性能分析选用的表冷器的参数：铜管铝片，铜管为 9.52×0.35 mm，垂直气流方向管排数为28排，沿气流方向管排数为6排，平直片，翅片厚度0.11 mm，垂直气流方向管间距25 mm，沿气流方向管间距21.65 mm。模拟工况如表2所示。

表2 模拟工况

4.1 进风干球温度的影响

图4列出了进风干球温度对不同回路结构表冷器的影响。在不同回路结构的表冷器之间，制冷量的差异平均可达18%，显冷量的差异为10%，空气侧阻力的差异为3%。从曲线趋势可以看出，进风干球温度从23℃增加到27℃时，制冷量变化趋势平缓，显冷量上升趋势明显，空气侧阻力显著下降。

图4 进风干球温度对不同回路结构的影响

分析上述现象出现的原因，保证湿球温度相同，当干球温度增大时，相对湿度会减小，显冷量会呈上升趋势，同时潜热量在逐渐降低。半回路表冷器因其结构布置的特殊性，使其具有较高的空气侧阻力。同时半回路表冷器水流速较大，增强了冷却水与空气的换热，从而使制冷量得到提高。

4.2 水流量的影响

图5所示为水流量对不同回路结构的表冷器特性的影响。

图5 水流量对不同回路结构的影响

从图可见，水流量增加1倍时，半回路表冷器制冷量增大23%，水侧阻力增大169%，空气侧阻力增大4.6%；全回路表冷器制冷量增大26%，水侧阻力增大104%，空气侧阻力增大5.9%；双回路表冷器制冷量增大31%，水侧阻力增大24%，空气侧阻力增大7.3%。出口干球温度的变化趋势相同，空气侧阻力的差距缩小。半回路表冷器的水侧阻力曲线陡峭，且其增长幅度和增长速度都明显高于全回路和双回路表冷器。水侧阻力曲线的变化率和水流量的变化率远大于制冷量的变化率，从经济性能考虑，半回路表冷器很少选择调节水流量来提高换热性能。表冷器的除湿能力与水流量密切相关，低负荷小流量时，表冷器除湿能力会显著下降。

4.3 进风量的影响

从图6可看出，进风量从12000 m3/h 增加到18000 m3/h 时，半回路表冷器的制冷量平均比双回路高16%，出风干球温度高6.7%，空气侧阻力高3.8%。进风量增加50%时，制冷量增加15%，显冷量增加20%，空气侧阻力增加93%。制冷量的差异增大，出风干球温度的差异缩小，空气侧阻力的差异无明显变化。显冷量的变化率高于制冷量的变化率，空气的除湿作用随风量的增大而增强。闷热的夏季，房间冷量负荷大，增大风量能够保证较好的冷却除湿效果，满足人体对舒适度的需求。同时考虑到室内对换气量的要求，进风量也不宜过小。以半回路表冷器为例，大风量工况下换热明显增强，又因冷却水的流程较长，表冷器结构布置特殊，其阻力增幅也明显。调节回路结构、调高换热性能须结合阻力情况综合考虑。

图6 风量对不同回路结构的影响

5 结论

（1）空调箱表冷器的模型与试验值吻合良好，制冷量的偏差平均值为2.8%，水流量偏差平均偏差为0.5%，从对比结果可以看出，该模型能够准确地预测空调箱表冷器的传热与流动性能。

（2）进风干球温度增大，显冷量增大，潜冷量降低，全冷量保持不变。半回路表冷器在相同条件下可以满足更大的冷量负荷，同时具有较高的空气侧阻力及水侧阻力。

（3）水流量变化时，半回路表冷器水侧阻力变化率大于水流量变化率。调节双回路表冷器的水流量来提高换热性能是可行的。风量较大的工况下，半回路表冷器具有更高的制冷量和更低的出风干球温度。

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