V型小管径换热器仿真及实验研究

2023-10-28孙恺陈田青张瑞原迟丽华

家电科技 2023年4期

孙恺陈田青张瑞原迟丽华

青岛海信日立空调系统有限公司山东青岛 266100

0 引言

随着城市化的推进，可以隐藏在吊顶内、与装修风格一体化，同时不占用地面面积的中央空调在家庭中的占比逐年提高。不同于工装项目，家装市场对室内机体积也提出了更高的要求，而室内机体积主要由换热器决定。追求室内机体积减小，在原方案下必然导致换热面积减小，从而导致换热能力下降。因此，优化换热器设计，提升换热效率，才能有效达到降低产品尺寸的目的。

随着“双碳”政策的推动以及能效标准的逐年提升，制冷行业对高效和节能的追逐已白热化，但同时又面临着原材料成本与运行费用日益增长的问题。因而，如何在不提高成本的前提下，提高换热器性能，对行业的发展具有重要意义。

通过改变铜管直径是空调室内机强化换热的主要方式之一，换热器管径由现行的Φ7 mm降低到Φ5 mm，将会在增强管内换热系数的同时降低室内机尺寸和制冷剂充注量[1]。冼志健[2]等研究发现用Φ5 mm替代Φ7 mm换热器时，用铜量减少29.5%，用铝量减少9%。胡海涛、丁国良等[3]通过实验研究了小管径铜管内R410A-油混合物的流动冷凝换热与压降特性。谭爱华[4]研究了小管径换热器中的流阻和噪声特性，为小管径换热器研究奠定了理论基础。

管径的减小必然导致压降的增大和换热面积的减小，因此采用小管径的换热器，必须对换热器分流进行调整优化，降低压降[5]。换热面积的减小需要通过增加换热器长度来弥补，但因室内机结构限制，需要对常规的平板布局进行优化。V型换热器是空调室内机紧凑布置的常用方式，汪吉平[6]等利用数值模拟了不同V型换热器夹角下的换热器性能。Gong等[7-16]通过CFD仿真模拟了V型换热器的气流分布，研究发现，换热器表面风速沿高度方向分布不均，风场的不均会对换热量造成损失，因此将风场均匀度作为V型换热器性能的重要评判标准。

行业内对于小管径换热器的方案研究较多，对于V型换热器也有研究，但对于两者结合的研究较少。本文以家用中央空调室内机体积如何进一步降低这一共性技术问题作为研究对象，通过对小管径换热器夹角的仿真优化，找出同体积下提升换热量的优化方案，并通过实验测试验证仿真计算的合理性，为后期空调换热器设计和仿真优化提供思路，达到提升换热器性能和降低产品尺寸的目的。

1 空调换热器影响因素

空调室内机在有限的空间内的换热能力受铜管及翅片参数影响显著。本文针对某上市多联室内机展开研究，探讨了内螺纹管径对换热面积、换热系数和压降的影响，以及翅片参数对换热面积的影响。

提升换热器的能力，进而实现产品整体尺寸的降低，就需要先从理论上对换热器的性能实现进行分析。根据换热公式：

式（1）中：K为以铜管内侧为基准的换热系数；Aref为制冷剂侧换热器的面积；(Tair-Tref)为管外空气和制冷剂之间的传热温差；Q为换热量。

从式（1）中可以看出，蒸发器的换热量与传热系数、换热面积以及管内外流体温差息息相关。下文将从内螺纹铜管和翅片两方面分别讨论。

1.1 内螺纹管对换热的影响

（1）内螺纹管对换热面积的影响

内螺纹管内表面积即为工质的换热面积，其面积计算公式为：

式（2）中：d为内螺纹管内径；L为换热管长度。

由式（2）可以明显得出，内螺纹管管径变小，管内换热面积也变小。但Φ5 mm管径的承压能力强于Φ7 mm管径铜管，即Φ5 mm铜管更薄，如果在相同用铜量的情况下，管径越小，则Φ5 mm铜管换热面积越大。

（2）内螺纹管对换热系数的影响换热系数计算公式：

式（3）中：h为管内换热系数；Nu为努谢尔数；λ为工质导热系数；d为内螺纹管内径。

由式（3）可以明显得出，内螺纹管管径越小，换热系数越大，其中Φ5 mm内螺纹管的换热系数约为Φ7 mm内螺纹管的1.4倍。

（3）内螺纹管对压力损失的影响

Φ5 mm铜管的管径较小，管内流动阻力损失较大，根据压降计算公式[17]，制冷剂的压降同管径成反比，管径减小将引起压力损失的增大，因此需要减短各分路的流程[18-21]。

式（4）中：ΔP为压降；L为换热管长度；fm为摩擦阻力系数；xo、xi、xm分别为进口、出口和平均制冷剂干度；Di为管内径；G为制冷剂的质流密度；m为质量流量；Vm为两相区内的平均比容。

根据可加工性等综合考虑，Φ5 mm分路数设置为比Φ7 mm增加50%。

1.2 翅片对换热的影响

某4.5 kW上市室内机换热器为Φ7 mm开窗翅片，翅片宽度为17.32 mm，翅片间距为1.8 mm。而拟研究Φ5 mm翅片同为开窗翅片，翅片宽度为9.40 mm，翅片间距为1.3 mm。单位长度单翅片的换热面积Φ5 mm较Φ7 mm少54.3%，而由于Φ5 mm翅片间距更小，换热器综合换热面积Φ5 mm为Φ7 mm的75%左右。换热器翅片参数对比如表1所示。

表1 换热器翅片参数对比

根据上述不同类型的管径和翅片对换热面积和换热系数的影响，Φ5 mm管径换热器的管长需要比Φ7 mm管径换热器长25%，才可以达到相同换热效果。

但该内机内部尺寸有限，无法实现平板的管长增加25%，因此V型折叠式换热器成为首选。此时V形换热器的理论换热面积、换热效率均可满足提升需求，但采用V形设计必然造成风场的分布变化，需要进一步探讨如何实现风场的最大均匀化，以使换热器能力最大化。

1.3 换热器能力验证

综合前文分析结果，对换热器对比方案设计如下，原方案为Φ7 mm的设计方案，方案1为和原方案同高度的Φ5 mm小管径换热器设计方案，方案2为根据1.2小节分析后，高度增加25%的设计方案。换热器参数如表2所示。

习近平语言风格对马克思主义话语中国化的启示 … …………………………………… 李秋梅，罗顺元（5．27）

表2 换热器设计参数

按照以上结果进行性能仿真，结果如表3、表4所示。

表3 蒸发侧仿真能力

表4 冷凝侧仿真能力

仿真结果显示：

（1）方案1和原方案高度相近，但Φ5 mm管径换热器因换热面积差距较大，蒸发侧能力小于Φ7 mm管径换热器约6%，但冷凝侧能力高出7%。

（2）方案2增加高度后，Φ5 mm管径换热器因插管数较多，蒸发侧能力比Φ7 mm原方案高约2%，但冷凝侧能力比Φ7 mm原方案高出约15%。

根据以上结果，如使用Φ5 mm管径换热器，则需要对换热器进行V型布置，但V型换热器的夹角极大影响着其换热性能，需对其夹角进行仿真和实验分析。

2 V型换热器风场仿真研究

基于该机型内部尺寸和换热器尺寸，对V型换热器不同角度展开仿真研究，以得到最佳风场均匀度下的换热器角度。

2.1 仿真建模

流体仿真软件基于有限体积法计算离散化构建的近似方程的数值解，利用连续性方程、能量守恒方程以及动量守恒方程对流体运动展开计算。如图1所示为室内机几何模型及网格划分图。本模型使用“RNG k-ε”湍流模型；流体壁面为绝热壁面条件；进风口及出风口均为压力边界条件，取值101325 Pa；换热器等效为多孔介质；风机处流体设置旋转域，转速25 r/s。

图1 室内机几何模型及网格划分图

2.2 仿真结果分析

针对不同V形换热器，分别进行风场仿真处理，结果如图2～图7所示。

图2 54°V形换热器风场

图3 54°V形换热器迎风面速度分布

图4 58°V形换热器风场

图5 58°V形换热器迎风面速度分布

图6 63°V形换热器风场

图7 63°V形换热器迎风面速度分布

由风场分布图可以看出，在相同换热器面积下，随着换热器夹角的增大，上部换热器的迎风角度增大，下部换热器的迎风角度减小。由侧向剖面风场可以看出，下部换热器内涡流随夹角增大而增强，对换热造成不利影响；由换热器迎风面风速分布图可以看出，风速极大值随夹角增大而增大。

由于离心风机蜗壳出口总通风量变化较小，定性的可知风场均匀度变差。进一步定量分析，在换热器迎风面上，均布网格取风速数值，定量评估风场均匀度：

式（5）中：βv为风速均匀度；vi为测点风速（m/s）；为平均风速（m/s）；n为测点数。

通过仿真模拟了三组不同的翅片管换热器间的V型角度，即54°、58°和63°，得到换热器内外表面速度分布，由上可见，V型翅片管换热器在不同角度下的夹角处和换热器底部形成大小不同的涡流，随着换热器夹角的增大，中部夹角和换热器底部的涡流随之增大，导致空气流量和风场均匀度随之衰减。如图8、表5所示，54°时的风场均匀度最佳，且其空气流量通过量最高。