房間空調(diào)器用換熱器性價比分析

2013-09-13 03:36:50魏忠梅劉志孝劉伯春何國軍

制冷 2013年2期

魏忠梅，張浩，劉志孝，劉伯春，何國軍

(珠海格力電器股份有限公司，廣東519070)

1 前言

空調(diào)設計中因為結構尺寸的限制，增大換熱器面積的方法通常采用增加管排數(shù)的方式，當前存在的問題是換熱器排數(shù)增加后成本成正比例增加，但換熱能力的上升幅度是不成正比關系的。到底排數(shù)增加后換熱能力如何變化，本文中主要以研究換熱器排數(shù)增加后能力與重量的變化關系為重點，對換熱器的冷重比做了詳細的研究，為后續(xù)空調(diào)的設計提供理論依據(jù)，更好的評估成本與性能帶來的經(jīng)濟效益。

因為空調(diào)產(chǎn)品的類型較多，有壁掛機、柜機、風管機、天井機等，本文中主要研究風管機的換熱器變化曲線，其他產(chǎn)品類推。

通過模擬仿真和實驗驗證的方式繪制出換熱器排數(shù)增加前后換熱量的變化曲線、重量的變化曲線、冷重比的變化曲線。最終得出最優(yōu)的換熱器排數(shù)和最佳冷重比。

2 換熱器結構選擇

不同形式的空調(diào)機組，因為風量、風量分布、管排布置形式、管徑等的影響導致?lián)Q熱系數(shù)不同，換熱量也不同，所以我們分析時針對一種形式的換熱器進行分析，再進行類比分析。本文中采用吸風式風管機的換熱器模型，吸風式風管機換熱器的風量分布均勻，換熱系數(shù)受風量分布的影響較小，模擬結果更加準確。

選取三種殼體尺寸的機組進行對比分析，保證結果的一致性。三種殼體的換熱器管徑分別為7mm，8mm和9.52mm，使研究覆蓋范圍更全面，得出的性能曲線更具有代表性。

蒸發(fā)器模型結構見圖1:

圖1 蒸發(fā)器模型結構

3 模擬仿真原理簡介

根據(jù)制冷劑的狀態(tài)和流動換熱狀況不同將蒸發(fā)器分為三個區(qū):液體區(qū)、兩相沸騰區(qū)、過熱氣體區(qū)。模型為一維流動換熱模型。

假設蒸發(fā)器模型由若干個微元組成的一維流動換熱模型 (見圖2)。

圖2 蒸發(fā)器一維模型微元模型示意圖

對于該微元，可以建立如下的方程組:

空氣側能量方程

制冷劑側能量方程

兩側能量平衡方程

微元換熱方程

管壁長度

制冷劑側壓降:

空氣側壓降:

以上各公式中，Q、h、T和m分別為換熱量、焓值、溫度和質量流量;Ai為制冷劑側的換熱面積;Ao為空氣側總表面積;Ac為空氣流通截面積;σ是最小流通面積與迎風面積之比。Gc為定義在Ac上的空氣質量通量。下標a代表空氣側，r代表制冷劑側，i代表管內(nèi)制冷劑側，in和out分別代表進口和出口。平均溫差△Tm按對數(shù)平均溫差計算，U為基于制冷劑側的換熱面積的總傳熱系數(shù)，計算公式為:

式中，αi為制冷劑側的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，αo為空氣側表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，Rw為管壁 (含翅片)熱阻;Ai/Ao為換熱器管內(nèi)、外換熱面積之比，對于每個微元都可以認為Ai/Ao都等于換熱器總的管內(nèi)、外換熱面積之比。

所有的微元模型和相互間的參數(shù)進行耦合，就可以得到整個蒸發(fā)器的模型。

4 建立模型

結構參數(shù) (見表1):

表1 結構參數(shù)

厚度方向根據(jù)換熱器排數(shù)自由延伸。

統(tǒng)一輸入?yún)?shù):片距為1.5，開窗片，定風量，風量均勻分布，蒸發(fā)溫度定為7℃，過熱度定為3℃，輸入工況干球溫度27℃，濕球19℃，大氣壓101.3kPa。模擬步驟見圖3:

模擬時換熱器能力根據(jù)流路不同發(fā)揮的效果不一樣，所以在模擬的過程中不斷調(diào)試分路，最終得出最大的換熱能力作為該換熱器的最終換熱能力。本文中涉及到的銅管重量等于銅管總長度乘以每米銅管重量，不同管徑每米重量經(jīng)過稱重測量得出數(shù)據(jù):9.52mm管徑銅管每米重89克;8mm管徑銅管每米重54克;7mm管徑銅管每米47克。模擬數(shù)據(jù)見表2: