于博，趙萬東

（珠海格力電器股份有限公司，空調(diào)設備與系統(tǒng)運行節(jié)能國家重點實驗室，廣東珠海 519000）

0 引言

隨著小管徑換熱器技術(shù)的發(fā)展，家用空調(diào)器制冷劑充注量逐漸減少，但是管徑的減小導致?lián)Q熱器內(nèi)制冷劑壓降急劇增大，造成換熱器性能下降，不利于空調(diào)整機能力的發(fā)揮[1]。因此，行業(yè)內(nèi)通常采用增加分流器分路數(shù)的方式來減小換熱器壓降，然而分路數(shù)的增加帶來了分流均勻性問題，影響了整機能力的發(fā)揮[2]。

國內(nèi)外學者針對分流均勻性問題已開展大量研究。JIAO等[3]建立了板式蒸發(fā)器兩相分配數(shù)學模型，該模型計算結(jié)果與實驗結(jié)果吻合較好，研究結(jié)果表明分路數(shù)越多，分液不均度越高。CHOI等[4]實驗研究了一分三流路管路內(nèi)部R22的分布不均和外部空氣流動不均對蒸發(fā)器換熱性能的影響，得到分流不均導致蒸發(fā)器換熱效果降低的結(jié)論。WEN等[5]實驗研究了文丘里管前接光管、文丘里管前接內(nèi)翅片管及內(nèi)部帶輥的分流器3種分流器的分流性能，結(jié)果表明文丘里接光管分流器分流性能最好。SAAD等[6]應用VOF模型對氣液兩相流在分流器的分配和流動機制進行 CFD仿真，并采用可視化實驗及壓降測試進行了對比驗證，仿真結(jié)果較好地預測了氣液分配不均現(xiàn)象。

高晶丹等[7]實驗研究了插孔式分流器在不同空氣/水流量、不同安裝角度時的分流不均勻性，結(jié)果表明當兩相流體流量增加時，插孔式分流器的性能變好，且隨著傾斜角度的增加，不均勻度增大的速率變大。翁曉敏等[8]利用CFD模擬，分析了3種結(jié)構(gòu)影響因素下的分流均勻性，通過整機實驗驗證，結(jié)果表明，進出口各插入5 mm的深度和出口傾斜30°的分流器性能最佳。高揚等[9]采用 CFD仿真研究了4種制冷劑下，不同分配器在不同安裝角度工況下的分流性能的變化，提出了適用于4種制冷劑的分配器結(jié)構(gòu)的通用優(yōu)化設計方案。同年，該課題組對插孔式、圓錐式、反射式這3種分配器在不同安裝傾角的流量分配規(guī)律進行了 CFD仿真，并提出實際安裝條件下適用于 APF能效測試條件的分配器結(jié)構(gòu)優(yōu)化設計方案[10]。董續(xù)君等[11]對空調(diào)中蒸發(fā)器入口的制冷劑分流器的分配均勻性及噪音特性進行了大量實驗研究，從分流器結(jié)構(gòu)、流量、安裝角度、進液管等方面分析了分流器的性能，提出了減小進液管的折彎角度，增加進液管至分流器處的直管段長度，以及減小進液管內(nèi)徑等改進方案。

綜上所述，大多數(shù)研究集中在分流均勻性研究及分流器對空調(diào)整機系統(tǒng)性能的影響，對液流聲的研究較少，且基本局限于大批量實驗及主觀聽覺測試，沒有行之有效的仿真分析手段指導分流器結(jié)構(gòu)設計。本文針對分流均勻性及液流聲問題對文丘里型分流器進行仿真分析，揭示了分流器內(nèi)部流動狀態(tài)對抗干擾能力及液流聲的影響，通過結(jié)構(gòu)優(yōu)化，得到一種高抗干擾能力低噪聲的新型分流器結(jié)構(gòu)。

1 數(shù)值方法

1.1 網(wǎng)格劃分

圖1所示為一分四文丘里型分流器的結(jié)構(gòu)。制冷劑由入口流入分流器，流經(jīng)射流環(huán)后撞擊分流錐，從而分流至不同支路中，支路出口按逆時針順序編號。

圖1 分流器結(jié)構(gòu)

抽取分流器內(nèi)部流道，并將入口和出口均延長2倍，如圖2(a)所示，采用四面體網(wǎng)格對流道進行空間離散，并在近壁面區(qū)域拉伸出3層棱柱體網(wǎng)格，如圖2(b)所示，網(wǎng)格總數(shù)量達319萬，總節(jié)點數(shù)達65.4萬。

圖2 模型建立

1.2 計算方程選取

對于流動的計算，采用大渦模擬（Large Eddy Simulation，LES）方法[12-13]，其基本思想是“大渦計算、小渦模擬”，即通過濾波函數(shù)把流場的所有變量分成大尺度量和小尺度量，大尺度量可以通過數(shù)值計算得到，而小尺度量則通過模型建立與大尺度量的關(guān)系。

不可壓縮常黏性系數(shù)的紊流運動控制方程為N-S方程：

S為拉伸率張量：

式中，γ為分子黏性系數(shù)，Pa?s；ρ為流體密度，kg/m3。

根據(jù)LES基本思想，必須采用一種平均方法以區(qū)分可求解的大尺度渦和待模化的小尺度渦，即將方程(1)中變量u變成大尺度可求解變量。與雷諾時間平均不同的是LES采用空間平均方法。設將變量ui分解為方程(1)中和次網(wǎng)格變量（?；兞浚?，即可以采用算式表示為：

式中，G(x-x’)為過濾函數(shù)。

G(x)滿足：

常用的過濾函數(shù)有帽型函數(shù)（top-hat）、高斯函數(shù)等。帽型函數(shù)因為形式簡單而被廣泛使用。

將過濾函數(shù)作用于N-S方程的各項，得到過濾后的紊流控制方程組：

該式右端第一項稱為Leonard應力，第二項為交叉應力，第三項為雷諾應力。若采用時間平均，則前兩項將趨于零。由此可以得出空間平均過程的一項重要特性，即。由此動量方程又可寫成：

式中，τij表征了小渦對大渦的影響。LES方法的計算量介于直接數(shù)值模擬方法與雷諾平均方程法之間，是數(shù)值模擬湍流運動最成功的方法之一。

對于多相流的計算，采用的是流體體積函數(shù)（Volume of Fluid，VOF）模型，具體公式參見文獻[14-15]，對于噪聲信號的模擬，采用FW &H聲比擬方程進行計算，具體公式參見文獻[16-18]，此處不再贅述。

1.3 邊界條件

仿真計算基于以下 3條前提假設及簡化：1）流動不可壓；2）分流器流道壁面為絕熱壁面，制冷劑不發(fā)生相變；3）制冷劑的液相與氣相物性參數(shù)為常數(shù)。制冷劑為R410A，物性參數(shù)如表1所示。

表1 R410A物性參數(shù)

制冷劑入口質(zhì)量流量為21.978 g/s，入口干度為0.1，氣相質(zhì)量流量為2.1978 g/s，液相質(zhì)量流量為19.78 g/s，出口壓力為1 MPa。

2 計算結(jié)果分析與結(jié)構(gòu)改進

2.1 抗干擾能力

通過分析分流器在三種不同安裝方式下的質(zhì)量流量標準差（Standard Deviation，STD），評價分流器的抗干擾能力[19]，STD計算方法如式(9)及(10)中所示。

3種安裝方式分別為垂直安裝、傾斜45°安裝及水平安裝，如圖3所示。為了方便處理，在建模過程中，保證編號1的支路出口沿重力反方向放置。

圖3 安裝方式

圖4所示為計算完成后分流器在不同安裝方式下的氣液兩相分布。當安裝角度由垂直變?yōu)樗降倪^程中，受重力的影響，下方流道內(nèi)液相分布更多，導致分流器分液不均。

圖4 不同安裝方式下氣液兩相分布

不同安裝方式下，各支路出口處的質(zhì)量流量如圖5中所示，當安裝角度逐漸增大時，支路3處的質(zhì)量流率逐漸升高，支路1中質(zhì)量流量逐漸降低，支路2與支路4在不同安裝方式下質(zhì)量流量基本相等，并隨著安裝角度的增大略有降低。

圖6中所示為不同安裝方式下的STD變化情況，隨著安裝角度的增加，受重力作用的影響，液相制冷劑向3號支路積聚，使得水平安裝時STD最大達28.1%。

圖5 質(zhì)量流量隨安裝角度的變化

圖6 STD隨安裝角度的變化

隨著安裝方式的變化，該分流器結(jié)構(gòu)STD最大變化率約為27%，抗干擾能力較弱。

2.2 液流聲

為了方便分析液流聲的產(chǎn)生機理，僅考慮垂直安裝時的情況，并在分流錐及支路出口處建立兩個監(jiān)測點，以便檢測流道內(nèi)不同位置處的聲壓變化，如圖7中所示。

圖7 噪聲信號監(jiān)測點

仿真計算完成后，獲得監(jiān)測點1及監(jiān)測點2處的頻譜分別如圖8所示。圖8(a)為分流錐處（監(jiān)測點 1）頻譜，可以看到兩個明顯的峰值，分別對應頻率為f1=1.73 kHz、f2=3.46 kHz及f3=5.19 kHz，呈倍頻關(guān)系，由此可知，分流錐處聲源產(chǎn)生的噪聲信號具備周期性特征。

圖8(b)為分液支路出口處（監(jiān)測點 2）檢測到的頻譜，從頻譜中可知，相比于分流錐處，出口處聲壓級大幅降低，主要原因為制冷劑流量衰減至原來的四分之一，另一方面，分液支路出口處的噪聲峰值更多，且在頻率為1.73、3.46和5.19 kHz處仍然存在兩個明顯的峰值，說明分流錐處的噪聲信號隨著制冷劑的流動傳遞至出口處，并產(chǎn)生了衰減，然而出口處其它噪聲峰值對應的頻率雜亂，不具備周期性特性。

圖8 分流錐及支路出口處頻譜

圖9所示為t=0.2 s時分流器內(nèi)部渦量分布云圖。由圖9可知，制冷劑撞擊分流錐后，在分液支路中產(chǎn)生了大量的渦街，導致氣液分離，使出口處的噪聲信號雜亂無規(guī)律，而分流錐處的周期性噪聲信號主要由制冷劑的周期性沖擊激發(fā)。

2.3 流道結(jié)構(gòu)改進

文丘里分流器主要依靠制冷劑對分流錐的沖擊作用進行分流[20-21]，沖擊速度對分流均勻性的影響較大。圖10所示為現(xiàn)有分流器流道內(nèi)部速度云圖。由圖10可知，流道內(nèi)最高流速為15.4 m/s，并未發(fā)生在分流錐附近，分流錐前方的射流沖擊速度僅為9.6 m/s，因此，需進一步提高射流沖擊速度，從而降低重力的影響，提升分流器的抗干擾能力。

圖9 流道內(nèi)部渦量分布

圖10 速度云圖

圖11所示為分流器內(nèi)部壓力分布。由圖11可知，分流器入口與射流環(huán)之間截面積突變，導致壓力陡降，且在分液支管中氣液分離產(chǎn)生了壓力脈動，從而引發(fā)異常噪聲。因此，為了削弱液流聲的影響，需要減少流道內(nèi)的壓力突變及壓力脈動。

圖11 壓力云圖

基于以上分析，將現(xiàn)有分流器射流環(huán)由圓柱結(jié)構(gòu)改為圓錐結(jié)構(gòu)，錐度θ=6°，提高分流錐前方射流沖擊速度的同時，防止壓力突變，與此同時，將支管直徑由3.6 mm減小至2.7 mm，以抑制壓力脈動，改進前后的流道結(jié)構(gòu)如圖12中所示。

對改進結(jié)構(gòu)進行建模并仿真，水平安裝工況下，改進前后流道內(nèi)氣液兩相分布如圖13所示，由圖13可知，改進結(jié)構(gòu)大幅改善了液相沉積現(xiàn)象。

圖12 流道結(jié)構(gòu)改進

圖13 氣液兩相分布對比

圖14所示為改進前后流道內(nèi)速度、壓力及渦量對比，最高射流沖擊速度位置由射流環(huán)起始段下移至射流環(huán)末端，使射流沖擊速度由9.6 m/s提升至16 m/s，錐形射流環(huán)結(jié)構(gòu)使得壓力沿流動方向逐漸變化，消除了壓力突變，且分液支路的直徑減小，使管內(nèi)壓力脈動減弱，渦量分布減少。

圖14 內(nèi)部流動狀態(tài)變化

通過結(jié)構(gòu)改進，分流器STD變化如圖15所示，STD最大差值由27%降低至14.4%，抗干擾能力提升46.7%。

圖15 改進前后的STD對比

圖16所示為改進前后監(jiān)測點1及監(jiān)測點2處的頻譜對比。由圖16可知，改進后，監(jiān)測點1及監(jiān)測點2處頻譜在整體上均低于改進前，射流沖擊速度的增加使分流錐處噪聲峰值對應頻率增大，經(jīng)積分處理后可知，改進后，監(jiān)測點1處的聲壓級總值由 144.3 dB降至 141.4 dB，總聲壓級下降了2.9 dB，監(jiān)測點2處的聲壓級總值由136.9 dB降至126.9 dB，總聲壓級下降了1 dB。

圖16 改進前后頻譜對比

綜上所述，改進后的分流器抗干擾能力大幅提升，且能在一定程度上降低液流聲的影響。

3 結(jié)論

本文采用流體體積函數(shù) VOF方法對文丘里型分流器內(nèi)部氣液兩相流動狀態(tài)進行了模擬，并分析了不同安裝方式下分流器的STD大小，以此評判分流器的抗干擾能力。采用LES與FW &H方程模擬分流器內(nèi)部流動及聲學信號，并提出了改進方案，得到如下結(jié)論：

1）結(jié)構(gòu)改進前，水平安裝工況下，分流器的STD值達28.1%，抗干擾能力較弱；

2）從提升射流沖擊速度、降低壓力變化兩方面出發(fā)，通過將分流錐結(jié)構(gòu)由圓柱形改為圓錐形，并縮小分液支管直徑，使得改進后的分流器抗干擾能力提升46.7%，分流錐處總聲壓級降低了2.9 dB，出口處總聲壓級降低了1 dB；

3）錐形射流環(huán)結(jié)構(gòu)在大幅提升分流器抗干擾能力的同時，能夠在一定程度上降低液流聲的影響，但目前的結(jié)構(gòu)并不一定是最優(yōu)結(jié)構(gòu)，后續(xù)研究方向可聚焦于利用全局尋優(yōu)算法獲得最優(yōu)結(jié)構(gòu)參數(shù)。