微通道换热器在家用空调中的应用情况

微通道换热器在家用空调中的应用情况

张会勇李俊明王补宣

清华大学

摘要：基于对国内外微通道换热器特别是微通道百叶窗式换热器应用于家用空调系统的最新研究成果的分析,探讨了微通道换热器用于家用空调系统的优点及有待解决的问题,指出了进一步研究的方向。

关键词：微通道换热器空调器百叶窗肋片扁管应用

0引言

上世纪80年代以来,微通道内的传热及微通道换热器的研究进展很快。采用微通道不仅可以强化管内传热,使换热器紧凑、高效,而且还可以提高管道的耐压能力。目前,微通道换热器已在部分汽车空调器中应用,其在家用空调器中的应用也呈现出明显的增长趋势。家用空调器中,单冷空调器的冷凝器采用微通道换热器的技术业已成熟,但微通道蒸发器由于涉及到气液两相的均匀分流及热泵工况下融霜水的排除等技术还不是很成熟,国内外一些高等学校及有影响力的企业正在展开研究。微通道换热器应用于家用空调器可采用多种结构形式。换热管一般采用有多个微通道的带状铝管,而肋片形式有多种:片状肋、开缝肋、错列肋和百叶窗肋等。目前受到最多关注的是百叶窗式微通道换热器,其结构示意图见图1。

采用微通道换热器的技术优势在于:通道直径减小,管内换热增强,耐压能力提高;空气侧流动阻力可大大降低,减小了风扇功率,换热面积相同时传热性能与目前广泛采用的肋片管式结构相比有所增强[1];采用全铝结构,抗腐蚀能力得到提高[1];肋片安装在铝带管之间,由于铝带管的宽度稍大于肋片宽度,肋片不易遭受破坏而变形[2];采用整体焊接技术,接触热阻可忽略不计,现

有肋片管式换热器通常采用胀管工艺,接触热阻会随着时间的推移不断增大,甚至导致肋片与管道发生脱离,大大降低系统的性能;流道体积减小,制冷剂充注量可明显减少,有利于环境保护;换热器紧凑、高效,材料成本更低[2];内部的多路通道使总流动长度减小,避免了单管多程的模式,可以减小管内制冷剂两相流动的压降[3]。Kim等人的研究表明,维持换热能力不变的条件下,微通道换热器体积和质量分别减少55%和35%,单位体积传热能力要比传统的肋片管式换热器高14%~33%[4]。总之,微通道换热器总体性能明显优于传统的肋片管式换热器。

采用微通道换热器改进空调器性能目前尚存在许多技术难点:影响换热器性能的因素较多,包括流动深度Fd(即肋片的宽度)、肋高(Fh)、肋间距(Fp)、窗角(La)、窗间距(Lp)、风速(va)、平均流动角(Fa)等,尚无通用性好的对流换热和流动阻力计算方法;结霜后融霜水不能完全排除,对传热性能有所影响,相关的研究还很不足。

由上述可见,空调器采用微通道换热器的技术优势明显,但也存在一些有待深化研究的技术难点。本文主要介绍百叶窗式(条缝形)肋片微通道换热器的研究现状,为进一步的改进研发工作提供参考。

1百叶窗肋片微通道换热器空气侧的流动特点空气侧的热力性能与空气的流动特点密切相关,因此有必要研究百叶窗式微通道换热器内空气的流动特点。空气的流动受较多因素影响,最重要的影响因素是雷诺数Re、窗角La、肋窗间距比Fp/Lp等,另外,结露、霜也对空气的流动有一定的影响。

边界层在每个条缝形窗的条缝边缘都会重新发展以致不会太厚,有利于换热。当空气流速较高时,每个窗后会出现漩涡,对相邻条缝的边界层产生扰动,对换热有利,但会导致流动阻力增大。空气流动可分为两类,一类是通过肋片间的主通道流动,可称为主流(duct-directed),另一类是沿

条缝间隙的流动,可称为窗流(louver-directed),其中窗流所占的比例可用流动效率Fe来表示,当全部流动为窗流时,其数值为1。当然,流动效率越高,窗流所占比例越大[5]。

Re是影响空气流动的一个主要因素。随着Re的增大,窗流所占比例不断增加,换热增强。R 较小时,边界层可能在相邻条缝间发展,导致边界层迅速增厚,阻塞流道[6]。研究发现,一般上边界层要比下边界层厚,这种差别将随Re增大而减小[7]。

为了反映窗流在全部流动中所占的比例,定义了平均流动角Fa,它是参考窗角提出的一个等效概念。随着Re的增大,流动效率提高,平均流动角Fa增大,逐渐趋近于一个小于窗角La的固定值[8]。影响平均流动角Fa的因素有窗角La、肋窗间距比Fp/Lp等,肋窗间距比的影响较大,

而窗角的影响较小[9]。Achaichia等人给出了一个可用于计算平均流动角Fa的公式[8,10]:

式中ReLp为特征长度Lp下的雷诺数。随着Re的增大,流动会出现波动现象,且从下游向上游延伸,临界雷诺数Re*为900左右[11]。这种波动对换热有利,而对压降影响不大[12]。窗角的增大可使流动不稳定现象提前出现,肋间距对不稳定的影响较小;随着窗角和肋片厚度的增加,这种不稳定会更快地向上游传播[13]。换热系数随流动深度Fd的增大而减小,肋间距对换热

系数的影响较小[14]。

Beamer等人认为流动效率对流动压降的影响极小[15]。在Re较大时,流动以窗流为主,压降主要来自于摩擦损失,而随着Re的减小,流动逐渐趋向于主流,窗此时的影响以粗糙度体现,增大了阻力,弥补了摩擦损失的减小,因此整体上减弱了流动效率对流动压降的影响。流动压降随肋间距的增大而减小。当流动深度Fd较大时,流动压降和换热系数随La的变化存在最大值。当La<19°时,随着Fp的增大,换热系数减小,当La>23°,随着Fp的增大,换热系数增大[14]。

2百叶窗式微通道换热器空气侧的换热和压降关联式

2.1空气侧换热性能

空气侧换热性能的影响因素较多,很难保持其他因素不变而对单一的因素进行研究,因此一般把各种因素归结为一个因子进行研究,得到各种因素影响的综合效果。目前的设计计算仍采用肋片管式换热器的一般计算方法,其中以Colburn提出的j因子最为有名,其定义为[16]

式中St为斯坦顿数;Pr为普朗特数。早在1983年,Davenport等人就根据其对百叶窗式(Fd=40 mm)肋片的换热器的数据的分析给出了j因子的关联式(对95%的实验数据而言,误差均小于±5%)[6],该式适用于Fd较大的场合。Achaichia等人给出的的关联式因为拟合时采用的数据均为较小的非窗长度(non-louver length),对于其他具有较大非窗长度的结构预测结果可能偏大[8]。Chang等人给出的j因子关联式,对92%的换热数据预测误差为±10%,但拟合时采用的百叶窗的窗角均为28°,没有考虑窗角的影响[17]。Sahnoun等人基于Pohlhausen 解[18]来计算窗单元的换热系数,结合Davenport等人的实验数据[6]给出了一个半经验关联式,在Re较大和较小时对Davenport等人的数据[6]的预测精度分别为20%和8%[19]。Dillen等人基于文献[19]给出的半经验关联式,结合Davenport等人的数据[6]得到了一个传热关联式,对文中所引用的数据的预测精度为20%[20]。随后Webb扩展了Dillen等人的工作[20],加入了Chang等人的数据[21],并发展了一个关联式,对95%的数据预测精度为

20%[22]。在文献[21]中,Chang等人根据自己的数据验证了Webb模型[19-20],发现其预测精度分别为7.4%和6.5%,他们还给出了一个基于27个换热器样本数据的j因子关联式,对85%的实验数据的预测精度为10%,但同样也没有考虑窗角的影响。Chang等人随后收集了91个换热器的样本数据拟合得到了一个新的关联式,这个关联式对87.8%的实验数据的预测精度为8.21%。为了应用方便,他们给出了一个形式简单的关联式,如式(3)所示,该式对88.2%的换热数据预测精度为25%[23]。

2.2空气侧流动阻力特性

与换热特性类似,流动阻力特性的影响因素被归结到一个流动阻力因子f上,研究者大多采用Fanning定义[16]。

Davenport等人测量了等温条件下的流动阻力,并给出了一个f因子关联式,发现关联式中的Re以肋间距Lp作为特征长度,即采用ReLp更为有效,采用ReLp后的关联式对95%的实验数据的预测误差在10%以内[6]。但Chang等人用收集的91个换热器样本数据验证Davenport 等人的关联式[6]得到的平均误差为17.5%[24]。

Achaichia等人引入平均阻力因子fA作为ReLp的函数,当Re为150~3 000时得到的精度为10%[8]。Chang等人同样对这个关联式进行了评估,发现其平均误差达

102.5%[24],Kim等人也认为该关联式的预测误差偏大[25]。

Dillen等人基于文献[6]的数据和文献[19]的模型,建立了一个半经验模型,该模型对文献[6]中81%的实验数据的预测精度在10%以内[20]。Webb等人扩展了Dillen等人的工作[20],结合文献[6]和文献[19]的数据,对Dillen等人的关联式[20]进行了改进,得到一个新关联式,发现新关联式对91%的数据预测精度在20%[22]。Chang等人采用肋化系数与面积之比作为变量拟合得到了一个新关联式,这个关联式对27个换热器样本数据的预测精度为10%[21],随后在此基础上又进行了改进,改进后的公式的预测精度为9.21%[24]。Kim等人发现Chang等人的关联式[24]对较大流动长度的结构的预测结果明显偏小[25]。

总体上讲,无论空气侧换热特性还是流动阻力特性,采用Chang等人的关联式[23-24]可以得到比较满意的结果,目前这两个关联式仍是关于百叶窗式肋片换热器换热和阻力特性比较准确且较通用的经验关联式。

3各类影响因素对微通道换热器性能的影响

3.1结露、霜的影响

微通道换热器作为热泵工况的蒸发器时,不可避免地要遇到结露问题,因此考察微通道换热器在家用空调中的应用前景时有必要考察热泵工况下微通道换热器空气侧的热力性能。

当结露在肋间不足以形成液桥阻塞气体流道时,湿工况的换热系数大于干工况,因为结露起到了增大表面粗糙度、加强空气混合的作用,有利于换热[26]。肋间距过小也可能导致“搭桥”而使换热量减小,阻力有所增大[27]。Kim等人发现当窗角较小时(La<27°),湿工况的换热系数比干工况的小,表明凝结液对换热起到了阻碍作用,而压降比干工况下大[28]。由于风速增大可加快凝结露的排泄,因此肋间距减小导致的压降增大幅度随着空气流速的增大而减小。对于微通道换热器,由于肋片多为波纹形,与传统肋片管式换热器的竖直肋片相比,凝结水排泄性能差,研究显示换热器倾斜布置并不能明显改善泄液性能[29]。

在热泵循环中,存在结霜现象。薄薄的霜层增大了表面粗糙度,对换热有利,但是霜层积累到一定厚度后,有可能堵塞空气通道、减小空气流量从而降低系统制冷量和效率。除霜工况下,若融霜水不能及时排除,再次冻结后更不易去除。表面结霜将使换热性能下降,Itoh等人的研究显示,受结霜影响,开机20 min后微通道换热器的传热性能弱化25%[30]。若换热器设计不尽合理,制冷剂在微通道内流动的不均匀将使局部结霜更加严重。在肋片与微通道扁管焊接处等拐角的地方,由于表面张力的作用,融霜水难以排泄,会直接结成冰[31]。

3.2表面接触特性的影响

表面接触特性对结露水和融霜水的保持和排泄均有重要影响,进而影响到换热器的换热效果。一般采用接触角来表征表面的浸润特性。接触角越小,浸润特性越好,越有利于结露的排泄。在金属表面镀亲水层(膜)可以加速排泄。研究可知,后退接触角对结露影响较大,随着后退接触角的增大,结露量增加,后退接触角是影响换热表面结露形成和排泄的主要因素;随着时间的推移,没有

亲水层的换热器在表面被氧化后,接触角变小,也有利于结露的排泄[32-33]。添加亲水层后压降可降低40%~50%,冷量可增加2%~3%[34],但对换热系数影响不大[35]。

3.3肋片倾斜布置的影响

采用倾斜布置后,无论顺风倾斜还是逆风倾斜,均可以提高肋片效率,且逆风的效果比顺风要

好[36]。当Re较大时,剪切力作用明显。倾斜角度较大时重力对排液产生明显的促进作用,而流动压降则随着倾斜角增大而增大,倾斜布置对传热影响不明显[28]。Kim等人研究了入口空气相对湿度对肋片倾斜布置的换热器的影响,发现换热系数随着入口相对湿度的增大而减小,因为相对湿度大会导致结露增多,在Re较小时会增大热阻,但当倾斜角小于45°时入口相对湿度的影响不明显。当倾斜角度为67°时,随着入口相对湿度的增大表面传热系数明显减小,空气侧压降随着入口相对湿度和倾斜角的增大而明显增大,增大比例为3%~14%[37]。Kim等人对比研究了微通道换热器和传统肋片管式换热器用于空调室外机的性能,结果显示换热器倾斜布置可提高制冷量。制热工况下,倾斜角度小于15°并不能对排水产生明显的影响[38]。

4结论

4.1空气侧的流动阻力随着Re的增大而增大,但当Re大于Re*后,基本不再随Re变化。流动阻力还将随窗角La增大、肋间距Fp减小而增大。流动深度Fd是影响压降的主要因素。在Re较小时,空气侧流动以主流为主,随Re增大,窗流所占的比例不断增大,换热增强。流动平均角Fa随Re增大而增大,逐渐趋近于一个小于窗角La的定值。空气侧换热性能随肋间距减小和窗角的增大而增强。

4.2结露对微通道换热器影响较大,特别是肋片的拐角处的凝结液不易排泄。外表面镀亲水膜有利于排液,同时合理设计肋片几何尺寸也非常重要。管内流动分配不均匀将导致局部结霜比较严重且不易融化,因此微通道换热器内的制冷剂均匀分配十分重要。

4.3百叶窗式微通道换热器的性能要明显优于传统的肋片管式换热器,但目前尚无用于微通道换热器设计计算的通用性较好的关联式。对微通道换热器空气侧结露、结霜规律及处理对策的研究亟待进一步深化。

4.4进行系统的空调器微通道换热器传热与流动特性的研究,积累丰富的实验数据,提出计算精度高、通用性强的计算方法及相应的关联式对这种新型高效换热器的应用十分必要,也是需要进一步研究的课题。