小型制冷系统蒸发器的仿真研究

换热量的增幅很小， 而流量的增加必然会导致系统 耗ຫໍສະໝຸດ Baidu的增加， 系统性能下降。
图 ６ 中可以看出随着空气流量的增加， 空气的 出口温度逐渐降低， 当空气流量为 ０．３５ ｋｇ／ｓ 时， 空 气的出口温度达到最低， 此时， 系统的制冷效果最 好； 当空气流量继续增加时， 空气的出口温度又逐渐 升高， 系统制冷效果下降。 ３．３ 空气入口温度变化对蒸发器性能的影响
／ｄｂ
"－０．１５９０
，
２
期 其中 ｓ 为翅片间距， ｓ２为沿空气流
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钱坤等， 小型制冷系统蒸发器的仿真研究 动方向管间距， ｄｂ为翅根直径， Ｎ 为管排数。
微元段内外热平衡方程： Ｑｒ＝ｋＱａ， 考虑到实际工 作过程， 制冷剂侧的换热量和空气侧的换热量是不 相等的， 因此引入一个修正系数， 参考相关资料， ｋ 值一般取 ０．９。
由图 ４ 和图 ５ 可以看出， 在蒸发器其它进口条 件保持不变时， 随着空气流量的增加， 蒸发器出口处 的制冷剂焓值和蒸发器的换热量逐渐增加， 但是增 加的幅度逐渐减小。对于本文中的算例而言， 当空 气流量约为 ０．３５ ｋｇ／ｓ 时， 制冷剂的出口焓值以及蒸 发器的换热量趋于一个稳定值， 当流量继续增大时，
１ 模型的建立［１～２］
制冷剂在蒸发器中是相变换热， 由两相区和过
热区组成， 且整个流程的压降较大， 空气侧存在析
湿， 与冷凝器相比， 蒸发器的模型要相对复杂一些。
在建立模型之前 ， 首先进行如 下 假 设 ： （１）管 内 制 冷
剂和管外空气均作一维稳态流动， 且为逆流形态；
能
（２） 换热管内、外截面积沿管长保持不变， 且管内无 源
２ 程序的编制
ＬａｂＶＩＥＷ 语言是一种图形化的编程工具， 编程 者可以像搭积木一样搭建自己的程序界面， 使得编 程工作变得更加生动， 大大地提高了工作效率。［３］
仿真模型的求解仍采用二分法进行迭代计算， 采 用 出 口 焓 值 、两 相 区 压 降 以 及 壁 温 参 数 进 行 三 层 迭代， 其中蒸发器出口处的焓值最为重要。迭代过 程中， 通过两相区压力降的计算， 判断出口处是否过 热？是否需要计算过热区长度？计算得到管内工质压
图 ４ 制冷剂出口焓随空气流量的变化 图 ５ 蒸发器的换热量随空气流量的变化
能
源
研
究
与
利
用
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开发与利用
钱坤等， 小型制冷系统蒸发器的仿真研究
图 ６ 空气的出口温度随空气流量的变化
图 ７ 空气出口温度随空气进口温度的变化
能
源
研
究
与
利
用
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图 ３ 蒸发器仿真算法流程图
钱坤等， 小型制冷系统蒸发器的仿真研究
开发与利用
降与换热管的长度， 判断换热管计算管长与实际管 长是否相等， 两者误差在一定范围内， 迭代结束。迭 代程序框图如图 ３ 所示。
３ 模型仿真结果分析
根据以上蒸发器的分布参数模型， 编制了蒸发 器的仿真程序。程序中包括了空气和制冷剂热物性 计算模块， 用于相关参数计算。程序的输入包括蒸 发器的结构参数、制冷剂和空气的进口参数。
此外， 在工业仿真方面应用 ＬａｂＶＩＥＷ 较少， 特 别是制冷系统的仿真应用得更少， 这次在空调制冷 系统仿真中的应用， 是我们的一次尝试。
参考文献： ［ １］ 丁 国 良 ， 张 春 路．制 冷 空 调 装 置 仿 真 与 优 化［Ｍ］．北 京 ： 科 学
出版社， ２００３． ［ ２］ 丁 国 良 ， 张 春 路．制 冷 空 调 装 置 智 能 仿 真［Ｍ］．北 京 ： 科 学 出
－ ０．３８
·Ｐｒ
$
式中， ａＴＰ为两相区换热系数， ａ１为单
相区换热系数， ｘ 为两相区干度。
２
２
压 降 方 程 ｐ１－ ｐ２ ＝ ４ｆＧｒ ＋ Ｇｒ
Δｘ ρ１ｄｉ Δｘ
（１－ ρ２
１ ）， ρ１
式中， ｐ１、ｐ２为微元进出口
压力， $１、$２为微元进出口密度， ｆ 为 能
摩擦因子。
源
研
空气侧换热方程： Ｑａ＝ｍａ（ｈａ１ － ｈａ２ ）＝
图 ８ 制冷剂出口焓随空气进口温度的变化
图 ９ 蒸发器换热量随空气进口温度的变化
４ 结语
本文建立了蒸发器的稳态仿真模型， 并编制了仿 真软件， 进行了仿真模型计算。通过对仿真结果的分 析， 发现随着空气进口流量或温度增加， 蒸发器的换热 量首先迅速增加， 然后趋于缓慢； 如果继续增加流量或 是温度， 蒸发器的换热量虽然有所增加， 但是空气的出 口状态不能满足使用要求， 蒸发器的性能反而降低。此 仿真结果可作为设计人员的设计参考， 也为接下来的 制冷系统仿真奠定了基础， 对于有效提高系统能效比、 降低空调能耗有着十分重要的意义。
选定工况为进口空气干球温度为 ３４ ℃， 相对湿 度为 ６０％， 制冷剂为 Ｒ２２， 进口压力为 ５９５ １３１ Ｐａ，进 口焓值为 ２４９．６８６ ｋＪ／ｋｇ， 制冷流量为 ０．０７６ ２ ｋｇ／ｓ， 空 气流量为 ０．３１６ ｋｇ／ｓ， 结构参数中管外径为 １２ ｍｍ、 管壁厚度为 ０．７５ ｍｍ、迎风面管间距为 ３０ ｍｍ、翅片 间距为 ３ ｍｍ、 翅 片 厚 度 为 ０．２５ ｍｍ、 有 效 管 长 为 ３．５６６ ６ ｍ、分路数为 ６、管排数为 ７。不同的参数对 蒸发器性能存在不同影响， 其计算结果由 ＬａｂＶＩＥＷ 中的绘图功能绘制成曲线， 导出供我们进行分析。 ３．１ 空气流量变化对空气侧换热系数的影响
究
ζａｏεπｄｉΔｘ !Ｔａｍ－ Ｔｗ "， 式中 ζ为析湿
与
系 数 ， ε为 肋 化 系 数 ， Ｔａｍ为 空 气 侧
利
平均温度。ａｏ为空气侧换热系数， 采
用
用李妩等人试验得出的换热综合
２
０ 关联式， 对于平直形翅片形式， Ｎｕ＝
０
８
年 第
０．９８２
０．４２４
Ｒｅ
!ｓ／ｄｂ
"－０．０８８７
!Ｎｇｓ２
开发与利用
小型制冷系统蒸发器的仿真研究
钱坤， 王晓 （ 东南大学能源与环境学院， 江苏 南京 ２１００９６）
摘要： 通过对空气调节机组蒸发器传热过程的分析， 在 ＬａｂＶＩＥＷ软件平台上建立了蒸发器 性能的稳态仿真软件， 并进行了模型计算。仿真结果揭示了各种条件对蒸发器传热性能的影响， 在计算机上实现了产品的优化设计，节约了开发费用，有效提高了整个系统的制冷量以及运行效 率， 对于制冷空调产品的节能研发有着十分重要的意义。
表 １ 空气侧换热系数随空气流量变化关系表
流量 ｋｇ／ｓ
０．２５ ０．３０ ０．３５ ０．４０ ０．４５ ０．５０
换热系数 ／Ｗ·（ｍ２ｇＫ）－１ ４８．３１ ５５．６７ ６２．６２ ６９．０６ ７４．８７ ７９．８９
换热系数增量 Δ"ｏ
７．３６ ６．９５ ６．４４ ５．８１ ５．０２
由上表可以看出， 随着空气流量的增加， 空气侧 的换热系数也逐渐增加， 但是换热系数增加的幅度 逐渐减小。如果空气流量过小， 则空气侧换热系数 太小而不能满足系统的换热要求； 当空气的流量达 到一定值的时候， 此时蒸发器的性能达到最佳， 若继 续增加流量， 换热系数增加有限， 而系统耗功大大增 加， 因此蒸发器的空气流量， 即空气的迎面风速应该 保持一个合理的值。 ３．２ 气流量变化对蒸发器性能的影响
翅片等微结构； （３）忽略轴向传热； （４）忽略管壁热阻； 研
（ ５）忽略过热区压降以及弯头处的阻力损失。根据上 究
述假设， 可将蒸发器简化为如图 １ 所示模型。 与
利
图 １ 蒸发器模型示意图 制冷剂侧包括两相区和过热区， 其微元划分依
用
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据是不同的， 两相区通过对制冷剂焓差等分进行划 分， 而过热区则是通过对制冷剂的温度的等分而实 现的。对于每个微元来说， 微元如图 ２ 所示， 均可建 立质量守恒、动量守恒和能量守恒方程。
版社， ２００２． ［ ３］ 陈锡辉， 张银鸿．ＬａｂＶＩＥＷ８．２０ 程序设计从入门到精通［Ｍ］．
北京： 清华大学出版社， ２００７．
收稿日期： ２００７－ １１－ ０２
Ｂｏｅｌｅｒ 换热关联式计算： Ｎｕｉ＝０．０２３ Ｒｅ Ｐｒ ， 式中
Ｎｕｉ＝ａｉｄｉ ／λ，Ｒｅ＝Ｇｒｄｉ ／μ， Ｇｒ 为制冷剂
质流密度， ｄｉ为管内径。
对于两相区， 制冷剂侧换热系
数 采 用 Ｓｈａｈ 换 热 关 联 式 ： ａ ＴＰ ＝ａ １
#!１－
ｘ
"０．８
０．７６
＋３．８ｘ
!１－ ｘ
"０．０４
关键词： 蒸发器； 仿真； ＬａｂＶＩＥＷ； 节能 Ａｂｓｔｒ ａｃｔ： Ｉｎ ｔｈｉｓ ｐａｐｅｒ， ｗｅ ｂｕｉｌｄ ｕｐ ｔｈｅ ｓｉｍｕｌａｔｉｏｎ ｓｏｆｔｗａｒｅ ｏｆ ｅｖａｐｏｒａｔｏｒ ｗｉｔｈ ＬａｂＶＩＥＷ ｄｅ－ ｓｉｇｎｅｄ ｂｙ Ｎａｔｉｏｎａｌ Ｉｎｓｔｒｕｍｅｎｔｓ ｔｈｒｏｕｇｈ ａｎａｌｙｚｉｎｇ ｔｈｅ ｈｅａｔ ｔｒａｎｓｆｅｒｒｉｎｇ ｏｆ ｅｖａｐｏｒａｔｏｒ ｉｎ ａｉｒ－ ｃｏｎｄｉ－ ｔｉｏｎｅｒ ａｎｄ ｃａｌｃｕｌａｔｅ ｔｈｅ ｓｉｍｕｌａｔｉｏｎ ｍｏｄｅｌ． Ｔｈｅ ｓｉｍｕｌａｔｉｏｎ ｒｅｓｕｌｔｓ ｉｎｄｉｃａｔｅ ｔｈｅ ｉｎｆｌｕｅｎｃｅ ｏｎ ｔｈｅ ｈｅａｔ ｔｒａｎｓｆｅｒ ｏｆ ｅｖａｐｏｒａｔｏｒ ｉｎ ｄｉｆｆｅｒｅｎｔ ｃｏｎｄｉｔｉｏｎｓ． Ａｃｈｉｅｖｉｎｇ ｔｈｅ ｏｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎ ｏｆ ｐｒｏｄｕｃｔ ｄｅｓｉｇｎ ｉｎ ｔｈｅ ｃｏｍｐｕｔｅｒ ａｎｄ ｓａｖｉｎｇ ｔｈｅ ｄｅｖｅｌｏｐｍｅｎｔ ｃｏｓｔ． Ｉｍｐｒｏｖｉｎｇ ｔｈｅ ｒｅｆｒｉｇｅｒａｔｉｎｇ ｅｆｆｅｃｔ ｏｆ ｔｈｅ ｗｈｏｌｅ ｓｙｓｔｅｍ ａｎｄ ｒｕｎｎｉｎｇ ｅｆｆｉｃｉｅｎｃｙ． Ｉｔ ｉｓ ｖｅｒｙ ｓｉｇｎｉｆｉｃａｎｔ ｆｏｒ ｅｎｅｒｇｙ ｃｏｎｓｅｒｖａｔｉｏｎ ｏｆ ｒｅｆｒｉｇｅｒａｔｉｏｎ ａｎｄ ａｉｒ－ ｃｏｎｄｉ－ ｔｉｏｎｅｒ ｐｒｏｄｕｃｔｓ． Ｋｅｙ ｗｏｒ ｄｓ： ｅｖａｐｏｒａｔｏｒ； ｓｉｍｕｌａｔｉｏｎ； ＬａｂＶＩＥＷ； ｅｎｅｒｇｙ ｃｏｎｓｅｒｖａｔｉｏｎ 中图分类号： ＴＫ１２ 文献标志码： Ａ 文章编号： １００１－ ５５２３－ （ ２００８） ０２－ ００４１－ ０４
随着制冷空调产品的普遍应用， 目前已成为耗 能 最 多 的 一 种 用 能 系 统 ［１］。 我 国 已 经 成 为 世 界 上 最 大的制冷空调产品生产国家， 但是大部分的产品设 计仍然依赖传统的样机反复调试， 消耗了大量的能 源， 其开发费用也十分惊人， 不利于节能。当前， 在 国家日益重视能源与环境的形势下， 制冷行业也努 力朝着节能方向积极发展， 一方面研究新型制冷方 法， 另一方面对已有产品进行优化设计。
蒸发器作为制冷系统中非常重要的换热部件， 对其性能的研究有着十分重要的意义。笔者在现有 的模型基础上， 建立了小型制冷装置蒸发器的稳态 分布参数模型， 利用 ＬａｂＶＩＥＷ 图形化编程软件， 编 制出一套蒸发器仿真软件， 模拟在不同工况下的蒸 发器的性能， 并将模拟得到的结果与相关实验数据 进行对比分析， 取得了较为一致的结果。此项仿真 结果应用在实际工程中， 有助于加快空调产品的开 发速度， 节约能源， 降低开发成本。
从图 ７ 中反映出， 蒸发器其它入口条件保持不 变， 当空气的进口温度逐渐增加， 空气的出口温度也 随着降低； 当进口温度为 ３４ ℃时， 空气出口温度达 到最低， 此时系统制冷效果最好； 当空气进口温度继 续增加， 空气的出口温度也开始随之增加， 制冷效果 开始下降。
当空气的进口温度为 ３４ ℃时， 制冷剂的出口焓 值和蒸发器的换热量也达到一个比较稳定的值， 当 空气进口温度继续增加时， 增幅明显降低。如图 ８ 和图 ９ 所示。
图 ２ 蒸发器微元示意图
制冷剂侧换热方程： Ｑｒ＝ｍｒ（ｈｒ１ － ｈｒ２ ）＝αｉπｄｉΔｘ（Ｔｗ－
Ｔｒｍ）， 式中 αｉ为制冷剂侧换热系数， Ｔｗ为管壁温度， Ｔｒｍ
为制冷剂平均温度， Δｘ 为微元长度。
对 于 过 热 区 ， 制 冷 剂 侧 换 热 系 数 采 用 Ｄｉｔｔｓｕ－
０．８ ０．４