管翅式换热器管路布置优化设计的数值研究Word格式文档下载.doc

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A 

文章编号：

1000–6613（2007）06–0893–06

管翅式换热器在制冷、空调、化工以及工业废气冷热处理、压缩机中间冷却等工程领域中有着广泛的应用。

换热器研制过程要考虑两方面的问题[1]：

一是热交换器中传热过程的强化，二是整体性能要求的提高。

对于多流路的翅片管换热器，制冷剂经过分配流入换热器的不同流路，在各流路中换热的均匀性对提高换热器的整体性能有很大的影响。

因此，对多流路换热器中制冷剂的流路布置进行优化，使各流路换热均匀是提高换热器整体性能的一个重要措施。

目前对流路的设计，还主要停留在实验尝试阶段，每一种新的流路设计方案的开发，都需要经过样机的实验测试，延长了研发周期，增加了研发成本[2]。

本文针对一种常用的双流路管翅式换热器，采用分布参数法模型，通过数值模拟的方法，在空气及制冷剂不同进口条件下，分析了其换热性能；

并对管路布置进行了优化分析，说明了在双流程管翅式换热器中，存在一个最佳流程管径比。

1 

物理模型

图 

1（a）为所研究的管翅式换热器的外观结构示意图，图 

1（b）为空气及制冷剂的流程示意图，从图（b）中可以清楚地看到，经膨胀阀出口的制冷剂分成 

a、b 

两个流路进入蒸发器，在管内蜿蜒流动换热。

空气吹过管外翅片构成的狭缝通道，流动方向与制冷剂的流动方向垂直。

换热器的结构尺寸参见表1。

该管翅式换热器沿着空气流动方向是双流路布置（a 

和 

b 

两个流路），在该布置条件下，由于 

a 

流路空气的进口温度较高，空气和制冷剂间的温差较大，使流路 

的换热效果明显比流路 

好。

因此，如果两流路的管径一致，制冷剂流量在 

两个流路平均分配，那么很有可能是 

流路出口尚处于两相区，而 

流路出口已经达到了过热，从而使得两个流路的换热不均匀，恶化了换热器的整体换热性能。

而且，在相同的制冷剂质量流量下，制冷剂在过热区流动的压降比两相区要大，因此，如果在 

a流路出现过热的情况下，a 

流路制冷剂的压降肯定比 

流路大。

为了满足换热器在稳定工况下，不同流路制冷剂进出口压力一致的要求，a 

流路中的制冷剂分配量必须小于 

流路，而这样的流量分配又会更进一步恶化换热器的换热性能。

本文的优化设计思想是：

通过减小流路 

的管径，使得制冷剂在流路 

中的分配量大于在流路 

b中的分配，从而使换热器两个流路的换热均匀，换热性能得到优化；

同时由于流路 

的管径较小，可以保证其在较小的流量下仍然具有同流路 

相同的压降，满足不同流路制冷剂进出口压力一致的要求。

但是，随着流路 

的管径进一步减小，主要的制冷剂流量都分配到了流路 

a，这样会出现流路 

的出口仍在两相区，而流路 

的出口已经过热，再次出现换热不均匀现象，使换热性能恶化，因此，两流路管径之间存在一个最佳比值，在该比值下换热器可以达到最佳的换热性能。

本文对该优化方案进行数值验证。

2 

数学模型

2.1控制方程

对换热器使用分布参数法模型，采用热力学分析的方法，将计算过程转化为在划分的计算单元内求解传热方程和热平衡方程，并补充求解经验关联式，从而得到换热器的性能参数。

取计算单元如图2 

所示。

在编写数值模拟程序时做了如下假设：

（1）每个单元当作一个独立换热器处理；

（2）忽略管壁热阻；

（3）忽略空气中水蒸气凝结的影响，换热器表面当成干表面处理。

基于上述假设，对于一个给定的换热单元，可以得到如下控制方程。

空气侧能量平衡方程

在上述控制方程的基础上，结合空气及制冷剂进口边界条件（通常采用直接给定入口温度及其他相关物性参数的第一类边界条件），即可开展换热器性能的模拟计算。

然而要确定传热方程中的传热系数k 

以及空气和制冷剂的出口压力，需要预先知道空气及制冷剂侧的换热和阻力系数，因此需要选定相关的实验关联式。

2.2 

换热及压降关联式

2.2.1 

空气侧

对管翅式换热器 

Wang[3]曾经做过大量的实验研究，并得出了具有较高预测精度的换热及压降实验关联式，本文选用 

Wang 

关联式

2.2.2 

制冷剂侧

制冷剂在蒸发器内的换热伴随着相变过程，因此在制冷剂侧的换热和流动分成两相区与过热区两个区域。

对于过热区，采用 

Dittus-Boelter[5]换热关联式来计算换热系数

关联式的具体说明可参见相关参考文献，这里为了内容简洁，将不作详细描述。

3 

模拟结果及讨论

作者自主开发了换热器的数值模拟程序，对换热器在不同的空气及制冷剂进口状态下的工作性能进行预测，同时也可以为换热器的优化设计提供数值验证。

为了验证数学模型及模拟程序的可靠性，本文先对管带式换热器进行了模拟计算，并将模拟0结果同实验结果进行了对比，如图3所示。

从图3中可以看出模拟结果同实验结果符合良好，换热量的最大偏差小于 

8％，压降的最大偏差小于 

7％。

经过分析可以发现，模拟的偏差主要是由于实验关联式本身的偏差引起的，现有的实验关联式的偏差通常都在±

10％左右。

下面对本文研究的管翅式换热器进行模拟分析，计算的额定工况如表 

在计算过程中，每次只改变其中一个参数，分析在该参数变化条件下，换热器两流程的不同管径比对换热性能的影响。

同时为了便于说明，约定d2代表流路b的铜管管径，而d1代表流路a的铜管管径。

图4是在不同空气流量下，换热器的换热和阻力性能曲线。

在图 

4（a）中，换热器的换热量随着空气流量的增加而增加，开始时增加较大，然后增加趋势减小。

这主要是因为换热器的迎风面积不变，空气流速随着流量的增加而增加，而随着流速增加空气侧的换热系数也在逐渐增加，但增加趋势逐渐减缓。

在不同的空气流量下都存在一个最佳的两流程管径比 

d2/d1＝0.8，可以使空气流量在 

200 

m3·

h－1、228.38 

h－1、250 

h－1这3 

种工况下的换热器的换热性能分别比相同管径下提高 

10％、11％和 

同时从图 

4（b）可以看到空气流量的增加，加快了空气流速，使空气侧的压降也在增加，而且压降还随着管径比的增加而增加，在最佳管径比 

0.8 

的条件下，空气阻力比相同管径下小 

5 

是不同空气进口温度下，换热器的换热性能曲线，由于空气的进口温度对空气侧压降的影响较小，这里不再讨论压降的变化关系。

空气的进口温度越高，空气和制冷剂之间的换热温差就越大，换热器的换热效果也越好，因此，换热器的换热性能随空气进口温度的增加而增加。

而且在不同空气进口温度下，同样有一个最佳的管径比在 

左右，在该最佳管径比下可以使空气进口温度为 

25℃、27℃、29 

℃，3 

种工况的换热性能分别提高 

8％、11％和 

6是不同制冷剂进口温度（蒸发温度）条件下换热器的换热器性能随管径比的变化关系。

随着蒸发温度的提高，一方面空气和制冷剂之间的温差减小，另一方面制冷剂的潜热换热量也减小，因此造成换热器换热性能随蒸发温度的升高而降低。

在不同制冷剂进口温度下，同样存在一个最佳管径比，而且最佳管径比同样在 

左右，可以使蒸发温度分别在 

℃、3 

℃、5 

种制冷剂进口温度下的换热性能比相同管径条件下分别提高 

7％、11％和 

9％。

7 

是在制冷剂不同进口干度条件下，换热器换热性能曲线。

随着制冷剂进口干度的增加，制冷剂的潜热换热量减小，换热器换热性能也逐渐减小。

在不同制冷剂进口干度条件下，仍然存在最佳管径比 

0.8，使得换热性能在 

0.2、0.246、0.3，3 

种制冷剂不同进口干度下，比相同管径分别提高 

9％、11％和 

图8是制冷剂不同质量流量下的换热器性能曲线。

随着制冷剂流量的增加，制冷剂的流速及潜热换热量都在增加，因此换热器换热性能随着制冷剂的质量流量的增加而增加。

在不同的质量流量下，换热性能同样随管径比的增加，先增加再减小，存在一个最佳管径比为 

0.8。

在该最佳值条件下，对应制冷剂流量为 

0.46 

kg·

m－1、0.5 

m－1、0.55 

m－1， 

种工况换热性能比相同管径分别提高 

11％，9％和6％。

通过以上的计算分析，可以看出在不同的制冷剂及空气进口条件下，对换热器的换热性能来说，都存在一个最佳管径比，因此证明本文先前提出的优化设计思路及设计方案的正确性。

4 

结 

论

针对一种双流路布置的管翅式换热器，采用分布参数法模型，开发了数值计算程序，并对换热器在不同工况下的工作性能进行了分析。

提出了改变不同流路管径比的管路布置优化方案，并从数值计算的角度给出了验证，得到结论如下。

（1）换热器的换热性能随着空气流量、空气进口温度、制冷剂流量的增加而增加；

随着蒸发温度、制冷剂进口干度的增加而减小。

（2）在各种工况下，都存在最佳流路管径比，本文计算得到的最佳管径比在 

左右，在该管径比下可以使换热器的换热性能比相同管径下提高6％～11％，同时空气侧的阻力减小 

（3）对于多流程换热器，应当适当调整制冷剂在各流程间的流量分配，尽可能使得各流程换热均匀。

而改变不同流程的管径比，可以有效地调整制冷剂在各流程间的分配，从而使换热器的整体换热性能得到较好的优化。

资料整理——广州能科换热设备有限公司