一.冷凝器模型 

        研究人員首先針對(duì)空調(diào)翅片管換熱器建立了分布參數(shù)模型。該模型將換熱器劃分為若干個(gè)控制容積，模擬時(shí)假定工況穩(wěn)定，管內(nèi)制冷劑沿軸向作一維流動(dòng)且軸向及翅片間無導(dǎo)熱，管外空氣垂直于翅片管且沿翅片一維均勻分布，忽略翅片和管間的接觸熱阻。每個(gè)控制容積包含制冷劑、空氣側(cè)，對(duì)每一微元控制容積建立守恒控制方程。

1. 制冷劑側(cè)控制方程

質(zhì)量守恒方程：

式中m_r——制冷劑質(zhì)量流量

      i——  沿著制冷劑流向第i個(gè)控制容積

      j —— 第j列管

      k —— 第k排管

動(dòng)量守恒方程：

式中A_i——第i個(gè)微元段換熱面積

    u—— 制冷劑流速

    △P——控制容積總壓降

    f—— 摩擦系數(shù)

 G——制冷劑質(zhì)量流率

 d_i——內(nèi)管直徑

 ρ——制冷劑密度

  △z_i —— 第i控制容積長(zhǎng)度

能量守恒方程：

式中h——制冷劑比焓值

 q——熱流量

 d_o——管外徑

         模型的準(zhǔn)確預(yù)測(cè)還依賴于精確的換熱和壓降關(guān)聯(lián)式。本文兩相區(qū)冷凝換熱、單相區(qū)傳熱、制冷劑在單相區(qū)壓降、兩相區(qū)的壓降、U型彎頭單相與兩相區(qū)的局部壓降都有關(guān)聯(lián)式。

2、空氣側(cè)控制方程

空氣側(cè)換熱量計(jì)算采用NTU-方法：

式中 ε    —— 換熱器效率

     c_m   —— 最小水當(dāng)量

     T_a、T_r —— 空氣和制冷劑的溫度

空氣側(cè)的換熱量：

其中

 式中∑Ri——第i控制容積總導(dǎo)熱熱阻

     a_a——空氣側(cè)換熱系數(shù)

     a_r——制冷劑側(cè)換熱系數(shù)

     η_o——面積效率

二. 模型驗(yàn)證及研究對(duì)象 

        為了驗(yàn)證模型的準(zhǔn)確性，本文采用目前已有的冷凝器和試驗(yàn)數(shù)據(jù)，以制冷劑R22和R407C為例，基于空調(diào)工況，采用該文獻(xiàn)相同結(jié)構(gòu)參數(shù)的U型和Z型單回路冷凝器進(jìn)行了驗(yàn)證，結(jié)果表明冷凝器模擬值與實(shí)驗(yàn)值相差在±10%內(nèi)，如圖1所示?？梢?，本文建立的空調(diào)冷凝器分布參數(shù)模型具有一定的準(zhǔn)確度。

        為了著重研究空調(diào)替代制冷劑在翅片管換熱器的流動(dòng)和換熱性能，基于同一典型空調(diào)流路布置進(jìn)行分析。換熱器流程布置如圖2所示，采用單回路U型和Z型，且換熱器幾何結(jié)構(gòu)參數(shù)完全相同（見表1）。本文以U型單回路、天窗型翅片結(jié)構(gòu)換熱器為研究對(duì)象進(jìn)行分析；對(duì)于不同翅片形狀，只需更換程序?qū)?yīng)結(jié)構(gòu)參數(shù)，同樣可以迭代計(jì)算。由于本文分析基于換熱器單位面積換熱量進(jìn)行研究，所以計(jì)算結(jié)果并不影響其在不同冷凝器結(jié)構(gòu)、不同翅片形狀以下的結(jié)論。

        不同制冷劑在制冷系統(tǒng)冷凝器內(nèi)的約束條件如表2所示。

        冷凝器的進(jìn)口壓力和溫度不僅會(huì)影響壓縮機(jī)的功率，而且反應(yīng)了冷凝溫度；冷凝器的出口過冷度會(huì)影響冷量的大小，而且足夠的過冷度更是系統(tǒng)穩(wěn)定運(yùn)行的必要條件。因此把冷凝器的出口過冷度作為冷凝器模擬的收斂條件。

一. 空氣進(jìn)口溫度對(duì)換熱器性能的影響 

        圖3為不同制冷劑冷凝器單位面積換熱量隨迎面風(fēng)溫的變化。雖然R290導(dǎo)熱系數(shù)較R407C優(yōu)越，但是R407C壓降較R290大，所以相同壓降時(shí)R407C平均換熱溫差較R290大，且平均換熱系數(shù)基本持平，如圖6、7所示。R407C氣相比重較R32和R410A小，在相同流量下，導(dǎo)致氣相流速增加以至于氣液界面剪切力增加，傳熱得到強(qiáng)化，彌補(bǔ)了相對(duì)較小的液相導(dǎo)熱值與潛熱值。

      如圖6、7所示：隨著迎面風(fēng)溫的增加，單位面積換熱量下降，冷凝器平均換熱溫差和平均換熱系數(shù)均下降，換熱惡化；R290具有較小的換熱溫差，較高的換熱系數(shù)，有利于減小不可逆損失。

        圖5為不同替代制冷劑壓降隨迎面風(fēng)溫的變化。對(duì)于給定冷凝器出口過冷度，壓降與氣液相粘度比值和比重比值有關(guān)。R407C和R22粘度基本持平，但是循環(huán)質(zhì)量流量較R22大，造成兩相流速和相面剪切力增加，從而壓降升高。R410A、R32和R290較R22有較小的粘度和循環(huán)質(zhì)量流量，從而壓降較小。當(dāng)迎面風(fēng)溫為30oC時(shí)，R407C壓降較R22高47. 21%，R22壓降較R410A、R32、R290分別高25. 29%、48. 09%和25. 15%。

        隨著迎面風(fēng)溫的增加，冷凝器單位面積換熱量降低，需要減少制冷劑質(zhì)量流量來滿足冷凝器出口一定的過冷度。由于R410A和R407C潛熱值較R22基本持平，而單位面積換熱量較大，所以需要相對(duì)較高的循環(huán)質(zhì)量流量。而R290和R32相對(duì)R22潛熱值較大，同時(shí)液相比重較小，有利于降低充灌量，對(duì)應(yīng)循環(huán)流量較小。當(dāng)迎面風(fēng)溫為30oC時(shí)，R407C和R410A質(zhì)量流量較R22質(zhì)量流量高30%和8.95%，R22質(zhì)量流量較R32和R290高28. 81%和40. 57 %。

2 . 空氣進(jìn)口風(fēng)速對(duì)換熱器性能的影響 

        圖8為不同替代制冷劑單位面積換熱量隨迎面風(fēng)速的變化。當(dāng)風(fēng)速為1.5 m/s時(shí)，以R22換熱量為基準(zhǔn)，R22單位面積換熱量分別較R32、R290、R410A和R407C小13. 960/0、6.20%、15.50%和44. 96%。當(dāng)風(fēng)速增加兩倍時(shí)，不同制冷劑平均換熱系數(shù)增加30%左右，而平均換熱溫差增加10%左右。平均換熱溫差較平均換熱系數(shù)變化緩慢，如圖11、12所示；在滿足換熱量的條件下，不同風(fēng)速下，R290同樣具有較小的換熱溫差，較高的換熱系數(shù)，可以降低系統(tǒng)不可逆損失。

        圖9、10為不同替代制冷劑質(zhì)量流量和總壓降隨迎面風(fēng)速的變化?？倝航翟黾又饕捎谝环矫婵諝鈧?cè)壓降的增加；此外單位面積換熱量的增加造成制冷劑循環(huán)質(zhì)量流量增加來滿足一定冷凝器出口的過冷度，制冷劑質(zhì)量流量的增加造成兩相流速和相面剪切力提升，從而總的壓降增加。

        在一定的風(fēng)速范圍內(nèi)，R290循環(huán)質(zhì)量流量分別較R22、R407C、R32和R410A平均小40%、60 %、19%和47%左右。當(dāng)迎面風(fēng)速為3.5 m/s時(shí)，R407C壓降較R22高91. 69%，R410A、R32和R290壓降較R22分別小11. 55%、39. 72%和19.63%。

         通過建立空調(diào)冷凝器分布參數(shù)模型，并對(duì)模型進(jìn)行了驗(yàn)證，分析了不同迎面風(fēng)速和風(fēng)溫下不同替代制冷劑的流動(dòng)和換熱性能。研究表明：

1、在一定的約束條件下，無論是增加迎面風(fēng)速或風(fēng)溫，R407C壓降和質(zhì)量流量最大，且環(huán)保性能差；

2、R290和R32壓降和循環(huán)質(zhì)量流量均小于R22；

3、R410A雖然壓降較小，但循環(huán)流量大，且環(huán)保性能差；

4、R290循環(huán)質(zhì)量流量均較R22小40 %以上，且較R22換熱溫差小，換熱系數(shù)高，換熱過程不可逆損失小。