空调翅片式换热器设计与优化

空调作为现代建筑的标准配置 , 在提供舒适生活和工作环境的同时 , 也是建筑能耗的 " 大户 " 。据统计 , 空调能耗占建筑总能耗的 30%~50%[1], 其能效水平已成为国家和行业的重点关注对象。而在空调系统中 , 换热器作为制冷剂与空气进行热量传递的核心部件 , 直接决定了机组的制冷量和能源利用效率 [2] 。

在众多类型的换热器中 , 翅片式换热器以其紧凑高效、制造工艺成熟等优点 , 在空调领域得到了广泛应用。据不完全统计 , 全球 80% 以上的空调设备均采用了翅片式换热器 [3] 。其基本结构是由一系列带有翅片的平行铜管构成 , 制冷剂在铜管内流动 , 空气则在翅片间流动 , 通过管壁和翅片实现热交换。

长期以来 , 学术界和工业界围绕翅片式换热器开展了大量研究。陈群等 [4-5] 系统探讨了翅片参数对管外对流传热特性的影响规律 , 提出了基于肋效率的翅片优化设计方法。 Kays 等 [6] 实验测试了不同管径、排布和翅片形式对管内外传热系数的影响 , 发展了相应的关联公式。王如竹等 [7] 深入分析了管路连接方式对流动分配均匀性的影响机理 , 总结提出了多种均流措施。 Bergles 等 [8] 系统总结了强化传热技术在换热器设计中的应用 , 展望了新型强化传热管和表面的发展前景。

管内对流换热系数 hi 可用 Dittus-Boelter 方程估算 [9]:      

hi=0.023Rei0.8Pri0.4λ/di      

式中 ,λ 为导热系数 ;Rei 、 Pri 分别为雷诺数、普朗克数。

可见 ,hi 与 di 成反比。假设 Rei 、 Pri 不变 , 则 hiVSdi 的函数关系为 [10]:        

hi=C1/din      

式中 ,C1 为常数 ;n 为指数 , 一般取 0.8 。

另一方面 , 在湍流条件下 , 管内摩擦阻力系数 f 可用 Blasius 方程估算 [11]:        

f=0.3164Rei-0.25

代入 Darcy-Weisbach 方程 , 得管内压降 :      

Δpi=8fρu2L/(π2di5)      

式中 ,ρ 为密度 ;u 为流速 ;L 为管长。

可见 ,Δpi 与 di 的 -5 次方成正比。因此 ,fVSdi 的函数关系为 :        

f=C2/di5      

式中 ,C2 为常数。

在实际工程中 , 常以泵功 Np 作为优化目标函数。泵功可表示为 :        

Np=VΔpi=C3/di3      

式中 ,V 为体积流量 ;C3 为常数。

为在传热和阻力之间取得平衡 , 可构建如下评价函数 :        

E=(hi/hi,ref)/(Np/Np,ref)=C4din-3      

式中 ,hi,ref 、 Np,ref 分别为参考工况下的换热系数和泵功 ;C4 为修正系数。      

E 越大 , 传热阻力比越优。

求解 E 对 di 的导数 , 令其为 0, 可得最佳管径 di,opt:        

di,opt=[3C4/(n+3)]1/n      

顺列管束的空气侧对流传热系数 ha 可用下式计算 [13]:        

ha=jcpaG(Rea)-m      

式中 ,j 为 Colburn 因子 ;cpa 为空气比热 ;G 为空气质量流速 ;Rea 为空气侧雷诺数 ;m 为指数 , 取决于 Rea 的范围。      

j 和 f 分别称为无因次传热系数和阻力系数 , 二者之比 j/f 常作为评价管排布优劣的指标。

大量实验表明 ,j 、 f 与横向间距 S1 、纵向间距 S2 密切相关 [14]:        

当 S1/do=1.5,S2/do=1.5 时 ,j/f 最大 , 传热阻力性能最优 ;      

当 S1/do≤1.2,S2/do≥2.0 时 ,j/f 迅速下降 , 传热恶化明显 ;      

当 S1/do≥2.0,S2/do≤1.2 时 ,j/f 也明显下降 , 流阻增大显著。      

式中 ,do 为铜管外径。因此 , 工程设计时 , 顺列管束的 S1/do 、 S2/do 宜分别取 1.5 左右。      

对于跑道形管束 , 除 S1 、 S2 外 , 还需考虑斜列间距 S3 对传热阻力的影响。研究表明 , 在 S3/do=1.2~1.5 时 ,j/f 较高 [15] 。因此 ,S3/do 的优选值也在此范围内。      

对于交错管束 , 除间距外 , 还需重点关注管排数 Nr 对传热阻力的影响。随 Nr 的增加 ,ha 先增大后趋于平缓 , 而 Δpa 则持续增大。

上述规律可用陈群等 [16] 提出的关联式定量描述 :        

当 Nr=1~4 时 ,Nua=C5Rea0.681Pra1/3(S1/do)0.257(S2/do)-0.547      

当 Nr≥4 时 ,Nua=C5Rea0.718Pra1/3(S1/do)0.35(S2/do)-0.243      

fa=C6Rea-0.316(S1/do)-0.927(S2/do)0.515(Nr+2)0.47      

式中 ,Nua 为空气侧努谢尔数 ;Pra 为空气侧普朗特数 ;C5 、 C6 为常数。

基于热工准则方程 , 可得最佳管排数 Nr,opt:      

Nr,opt=(lnC7/0.47-2)1/0.47-2      

式中 ,C7 为修正系数。代入典型工况 ,Nr,opt 通常为 4~6 。

此外 , 近年来椭圆管因其独特的外形和尾流特性受到了广泛关注。有学者提出 , 采用椭圆管可在不增加管径的情况下 , 获得与圆管相当甚至更优的传热性能 [17] 。基于层流边界层理论 , 椭圆管外传热系数 he 可表示为 [18]:      

he/he,c=(1-e2)1/4/(E(e)/K(e))      

式中 ,he,c 为等周长圆管传热系数 ;e 为椭圆管偏心率 ;K(e) 、 E(e) 分别为第一和第二类完全椭圆积分。

同时 , 椭圆管的流体阻力特性可用等价直径 de 概念描述 [19]:        

de=[64(1-e2)/π]1/2a      

式中 ,a 为椭圆管半长轴长度。可见 ,de 随 e 的减小而增大 , 即椭圆管的等效直径大于同长短轴的圆管。因此 , 椭圆管在相同雷诺数下的阻力系数更小。优化设计时 , 可引入无量纲长短轴比 λ 作为优化变量 , 基于逆问题方法确定最优管型 [20] 。

光管即不带任何翅片的光滑铜管 , 由于缺乏管外扩展面积 , 单位体积传热量最低 , 但也无附加阻力 , 加工成本最低 , 多用于传热要求不高的场合。

螺旋翅片由铜带缠绕在光管表面而成 , 通过增加扩展面积强化传热。在相同体积下 , 螺旋翅片管的传热系数可达光管的 2~3 倍 [21] 。同时 , 螺旋流道还具有强化局部湍流、破坏边界层的作用。螺旋翅片管多用于中等传热量需求的空调。      

褶皱翅片由光管冲压或轧制而成 , 翅片呈周期性褶皱状 , 与管壁接触紧密。褶皱翅片管在强化传热的同时 , 也增大了空气侧流阻 , 风阻系数可达光管的 2 倍 [22] 。

但在低雷诺数下 , 其 f/j 比可优于光管。褶皱翅片多用于传热量大、运行工况稳定的空调。      

叉排翅片由独立的翅片片冲压成型后浸焊在管表面 , 因排布似鱼骨状 , 故又称鱼骨翅片。叉排翅片的传热量可达光管的 5~8 倍 , 是目前单位体积传热量最高的翅片管 [23] 。但其加工工艺复杂、成本较高 , 多用于传热负荷大、体积受限的场合。

不同翅片管的性能对比见表 1[24] 。可见 , 从光管到叉排翅片 , 逐步实现了高强化传热和高紧凑化设计 , 但也带来流阻和成本的显著提高。因此 , 翅片形式的选择需兼顾传热、阻力、成本、可加工性等多重因素。对于负荷波动大、体积限制小的空调 , 宜优先选用螺旋翅片 ; 对于传热量要求高、体积限制大的空调 , 可选用叉排翅片 ; 对于传热量适中、体积限制适度的空调 , 则宜选用褶皱翅片。

表 1 不同翅片管的性能对比      

严格的 δ 优化涉及复杂的流动换热机理 , 难以给出解析解。但在工程实践中 , 可采用准则方程法获得 δ 的近似优选值。

对于螺旋翅片管 ,Briggs 等 [25] 基于大量实验数据 , 总结出如下关联式 :      

ha=0.134(λa/δ)Rea0.681Pra0.333(δ/de)0.2(pf/de)-0.1134      

fa=9.465Rea-0.316(pf/de)-0.927(δ/de)0.515      

式中 ,pf 为翅片节距 ; 下标 a 表示空气侧物性参数。可见 ,ha 正比于 δ 的 -0.2 次方 , 而 fa 正比于 δ 的 0.515 次方 , 即 δ 减小 , 传热增强而阻力增大。      

类似地 , 对于叉排翅片管 ,Zukauskas 等 [26] 也给出了相应关联式 :      

ha=C8(s/h)0.2Rea0.65Pra0.36      

fa=C9(s/h)-0.4Rea-0.28      

式中 ,h 为翅片高度 ;s 为翅片间距 ;C8 、 C9 为与翅片管型有关的常数。可见 ,ha 随 s/h 的减小而增大 , 而 fa 随 s/h 的增大而减小 , 即存在最佳 s/h 值。      

为优化 δ 或 s/h, 可构建综合评价函数 E[27]:      

E=Nua/Nua,0×(fa/fa,0)-1      

式中 , 下标 0 表示参考工况。 E 越大 , 传热阻力比越优。求解 E 对 δ( 或 s/h) 的导数 , 令其为 0, 可得 δopt( 或 (s/h)opt) 。      

以 Briggs 关联式为例 , 代入空调典型工况参数 , 可得螺旋翅片管的 δopt 为 2.4mm 。以 Zukauskas 关联式为例 , 代入同等工况 , 可得叉排翅片管的 (s/h)opt 为 0.15 。      

在工程设计中 , 除借鉴上述关联式获得初选值外 , 还应充分考虑 δ 对翅片加工精度的影响。一般而言 ,δ 越小 , 对翅片成型和浸焊工艺的要求越高。当 δ ＜ 1mm 时 , 宜采用精密级冲压工艺 ; 当 δ ＜ 0.8mm 时 , 翅片容易出现皱褶变形 , 焊接也易产生桥连 ; 当 δ ＜ 0.5mm 时 , 仅适用于中央空调的超紧凑设计 [28] 。因此 , 在翅片强化传热和加工性能之间 , 尚需因地制宜地权衡。

为此 , 笔者提出了分段组合式翅片管的创新布置方案。其基本思路是 : 根据空气流场的不均匀特点 , 将换热器划分为若干具有代表性的区域 , 在每个区域内采用与局部空气状态相适应的翅片参数 , 并在相邻区域之间采用过渡性翅片 , 实现局部优化和整体协调。

在上述布置中 , 对于迎风区 , 空气风速高 , 宜选用翅片间距较小 ( 如 1.2mm) 、翅高较低 ( 如 16mm) 的紧密型翅片管 , 以强化传热、突出散热能力 ; 对于背风区 , 空气风速低 , 宜选用翅片间距较大 ( 如 2.4mm) 、翅高较高 ( 如 20mm) 的稀疏型翅片管 , 以降低流阻、减少功耗 ; 在两区之间 , 宜设置间距和翅高逐渐过渡的翅片管 , 避免流场骤变、涡流脱落等不利影响。这种分段组合式布置可在不增加换热面积的前提下 , 显著改善冷凝器的局部传热阻力匹配性 , 进而提升其整体热力性能。

需要指出的是 , 分段组合设计对翅片加工和管路连接提出了更高要求 , 在选择分区数量、区域划分界限位置时 , 还需兼顾工艺可行性和经济性等因素。为优化分区方案 , 可先通过 CFD 模拟获得典型工况下的空气流场分布 , 继而采用响应面法、遗传算法等优化方法 , 在传热量、风阻功率、加工成本等多目标之间寻求最优平衡。      

顺流布置是指冷热流体同向流动 , 进出口温差大 , 传热不均匀 , 温度效率低 , 出口温差小 , 传热恶化严重 , 仅适用于小温差换热。逆流布置是指冷热流体逆向流动 , 进出口温差适中 , 传热相对均匀 , 温度效率高 , 广泛用于大中型空调。交叉流布置是指冷热流体垂直流动 , 局部温差更均匀 , 但易形成角区死区 , 温度效率介于顺逆流之间 , 小型空调多采用此种布置。

为定量评价不同布置的传热性能 , 可引入温度效率 η 的概念 [30]:      

η=(Thi-Tho)/(Thi-tci)      

式中 ,Thi 、 Tho 分别为冷流体进出口温度 ,tci 为热流体进口温度。 η 越高 , 换热器传热能力越强。      

对于顺流布置 ,η 的解析解为 :      

ηco=1-exp[-(1-R)NTU]      

对于逆流布置 ,η 的解析解为 :      

ηcounter=R+(1/NTU){1-exp[(R-1)NTU]}      

对于单 pass 交叉流布置 ,Baclic[31] 也给出了 η 的关联式 :      

ηcross=1-exp{-[(1-γ)NTU]n}      

式中 ,NTU 为传热单元数 ;R 为热容量比 ;γ 为 NTU 和 R 的函数 ;n 为与布置有关的常数 , 单 pass 取 0.22 。      

代入典型空调工况参数 , 可得不同布置的温度效率 :ηco ＜ 0.5,ηcounter ＞ 0.8,ηcross≈0.6~0.7 。可见 , 逆流布置的传热性能最优。因此 , 空调换热器应优先考虑采用逆流布置。但当受结构限制难以实现逆流时 , 也可用两路以上的交叉流布置作为替代方案 。这种多 pass 交叉流布置可在一定程度上弥补单 pass 交叉流的不足 , 使温度效率接近逆流。      

并联支路的不均流主要源于进出口 Headerstube 内的压力分布不均。对此 , 可采取以下优化措施 :

(1) 优化 HeadersTube 直径。 HeadersTube 直径 DHT 应与并联支路数 N 匹配 , 以获得合理的压降梯度。 Kitto 等 [33] 基于大量试验 , 提出了 DHT 的优选关联式 :      

DHT=1.12(Ndo2)0.43      

式中 ,do 为并联支路管外径。该关联式揭示 ,DHT 与 N 和 do 的几何平方关系 , 即并联支数越多、支路管径越大 , 所需 HeadersTube 直径越大。

(2) 合理布置并联支路。 并联支路应等间距布置在 HeadersTube 上 , 布置密度 ρ( 即单位长度内的支路数 ) 应控制在合理范围内。过密布置会引起严重的不均流 , 过疏布置又会增大 HeadersTube 的压力波动。 Bajura 等 [34] 研究表明 ,ρ 宜控制在 5~10 支 /m 。同时 , 进出口支路应避免正对布置 , 而应交错布置 , 以抑制 " 短路流 " 。

(3) 设置流动调控装置。 在并联支路进口可设置孔板、节流装置等流动调控装置 , 人为调节各支路的流动阻力 , 促进流量均化。若采用孔板 , 其开孔率 β( 开孔面积与支路截面积之比 ) 与流量均匀性系数 Φ( 支路流量的均方差 ) 近似服从指数关系 [35]:      

Φ=1.72e-5.1β      

该关系表明 ,β 每减小 10%,Φ 就下降 18%, 流量分配的均匀性显著改善。在工程实践中 , 可对开孔率较低的孔板进行 CFD 仿真优化 , 获得与管路状态相适应的最佳 β 值。

需要指出的是 , 并联支路的流动均衡化固然能改善局部温差 , 提高传热效率 , 但同时也会带来一定的额外阻力。因此 , 并联流路设计还需在均流能力与附加阻力之间权衡 , 可结合多目标寻优算法 , 确定具有鲁棒性的最优布置方案。      

Q=KAΔTlm      

式中 ,K 为总传热系数 ;A 为换热面积。可见 , 在 KA 一定时 ,Q 随 ΔTlm 的增大而增大。

然而 , 盲目追求大温差并不经济 , 因为温差越大 , 换热不可逆性越强 , 传热效率越低。因此 , 冷热流体温差的设计需在传热量和效率之间寻求平衡。对此 , 笔者提出采用热力学优化方法 , 即以换热器熵产率 Sg 为优化目标 , 建立包含温差和传热系数的目标函数 [37]:      

Sg=KA{R[(1/Th,in)-(1/Th,out)]+[(1/Tc,out)-(1/Tc,in)]}      

式中 , 下标 h 、 c 分别表示冷、热流体 ,in 、 out 分别表示进、出口。该目标函数表明 ,Sg 既随冷热流体温差的增大而增大 , 又随传热系数的提高而减小。这启示我们 , 可通过提高传热系数来缓解大温差对效率的不利影响。

进一步地 , 可构建包含 Sg 和总成本 Ctot 的评价函数 E:      

E=Ctot×Sg      

其中 , 总成本 Ctot 包括热交换面积成本和泵功成本 , 可表示为 :      

Ctot=C10KA+C11(VcΔPc+VhΔPh)      

式中 ,C10 、 C11 分别为面积成本系数和泵功成本系数 ;Vc 、 Vh 为冷、热流体的体积流量 ;ΔPc 、 ΔPh 为冷、热侧压降。

E 越小 , 换热器的热力性能越优。为获得最佳温差 , 可基于热力学第二定律 , 应用拉格朗日乘子法对 E 求解 , 令偏导数为零 , 最终得到优化准则 [38]:      

Th,in-Tc,in=[(1/K)+(RNTUc+1)/(2hcA)]ΔPc      

式中 ,NTUc=KA/(CpV)c 为冷侧传热单元数。该准则表明 , 换热器两端温差应与冷侧压降和传热系数相匹配 , 压降越大、传热系数越小 , 温差应越大 , 以获得最优的经济性。      

对于管内制冷剂侧 , 传热系数主要取决于流态、干度、质量流速等因素。在实际设计中 , 可采用 Cavallini 等 [39] 提出的关联式估算 :      

hTP=C12(Xtt-1+C13)0.8hlo      

式中 ,hTP 为两相流传热系数 ;Xtt 为 Lockhart-Martinelli 参数 ;C12 、 C13 为与流型有关的常数 ;hlo 为全液相流传热系数。该关联式适用于年度变化的空调工况 , 可获得 satisfactory 的传热系数预测。

对于翅片管外空气侧 , 传热系数还与翅片效率 ηf 密切相关。 ηf 表示翅片的实际传热量与理想传热量之比 , 受翅片几何参数和导热系数的影响 , 可用 Gardner 关联式估算 [40]:      

ηf=tanh(mH)/(mH)      

式中 ,m=(2h/λδ)0.5 为翅片参数 ,h 为空气侧对流传热系数 ,λ 为翅片导热系数 ,δ 为翅片厚度 ,H 为翅片高度。可见 ,ηf 随 H 的增大而减小 , 随 h 和 λ 的增大而增大。这启示我们 , 存在最佳翅片高度 , 过高或过低都会恶化传热性能。

为优化冷热侧传热系数 , 笔者建议采用热阻匹配法 , 即基于热阻平衡原理 , 使冷热侧对流热阻与壁面导热热阻相当 , 从而实现传热系数的合理匹配。该方法的数学表达式为 :      

1/Ki=1/hi+δw/λw+1/(ηoho)      

式中 ,Ki 为内壁面上的总传热系数 ;δw 、 λw 分别为管壁厚度和导热系数 ;ηo 为管外总效率 , 包括翅片效率和管外壁效率。

基于热阻平衡原则 , 可确定冷热侧传热系数的匹配关系 :      

hi/ho=(1+ξo)/(1+ξi)(ηoAo/Ai)      

式中 ,ξo=hoηoAoδw/λw 为外壁面导热与对流热阻之比 ;ξi=hiAiδw/λw 为内壁面导热与对流热阻之比 ;Ai 、 Ao 分别为管内外表面积。

将上述匹配关系代入总传热系数方程 , 可得 Ki 的解析解 [41]:      

Ki=Ai-1{ξi0.5+[(ξi+1)/(ξo+1)]0.5(Ao/Ai)ηo-1}      

该解析解表明 , 存在使 Ki 最大的最佳 ξi 值 , 可通过优化管壁厚度予以实现。此外 , 还可通过提高 ηo( 如采用高效翅片 ) 、增大 Ao/Ai( 如采用小翅片管 ) 来进一步强化整体传热。      

   

   

   

扰流技术是在翅片表面设置凸起、凹槽、漩涡发生器等扰流元 , 以破坏边界层 , 强化局部湍流传热。 Kong 等 [42] 的研究表明 , 在平行流翅片上设置三角形涡流发生器 , 可使空气侧 Nu 数提高 30% 以上。 Wu 等 [43] 则发现 , 在翅片肋上开设斜插槽 , 可使空气侧换热系数提高 20%~50% 。

粗糙化技术是在翅片表面形成一定粗糙度 , 以增大表面积 , 强化近壁湍流。常见的粗糙化方法有砂纸磨削、电火花加工、化学腐蚀等。 Liu 等 [44] 的试验表明 , 采用不同粒径砂纸打磨翅片 , 当相对粗糙度在 2.2%~4.5% 时 , 换热系数可提高 14%~32% 。 Kukulka 等 [45] 则指出 , 管内壁粗糙度超过 40μm 时 , 换热强化效果反而会下降。

振荡流技术是利用脉动流、合成射流等非定常流动 , 诱导产生周期性的尾迹脱落和涡旋运动 , 从而强化换热。 Ebadi 等 [46] 在翅片管束中施加合成射流 , 发现在 jet-to-tube spacing ratio 为 4~8 时 , 换热系数可提高 50% 以上。 Persoons 等 [47] 进一步优化了合成射流的几何参数和工作频率 , 使空气侧换热量提高了近 1 倍。      

近年来 , 纳米流体因其优异的导热性能和对流强化效应 , 在换热领域受到广泛关注。研究表明 , 采用纳米流体作为二次工质 , 可显著强化管内对流传热。例如 ,Ji 等 [48] 以质量分数为 0.5% 的 Cu-water 纳米流体作为制冷剂 , 使管内换热系数提高了 30% 以上。 Azmi 等 [49] 系统研究了 Al2O3 、 CuO 等纳米颗粒的浓度和直径对强化效果的影响 , 优选出最佳工况。但需指出 , 纳米流体的长期稳定性、泵功增加等问题尚待进一步研究。

均布风场的措施主要包括合理布置迎风面、优化风机与导流装置、控制气流分离和 " 死区 " 等。

在迎风面布置上 , 应尽量避免 " 迎风坎 " 和局部阻塞。当受结构限制不可避免时 , 可采取导流措施 , 如设置整流罩、导流板等。 Jang 等 [50] 发现 , 在翅片管束前设置栅格式导流板 , 可使气流偏斜角减小 50%, 局部热点温度下降 3~5℃ 。

在风机与导流匹配上 , 应优选高效低噪、静压曲线平稳的轴流风机。导流机构应与风机特性相适应 , 常采用收敛 - 扩张式或狭缝式进风口 , 以降低流动损失。 Yang 等 [51] 优化设计了组合式导风圈 , 将冷凝器的平均换热系数提高了 12% 。

在控制气流分离上 , 除迎风面外 , 还应关注背风面和侧风区。可采取减小边缘角度、合理开设透风孔等措施 , 引导气流平稳绕流 , 抑制尾迹涡旋。 Li 等 [52] 对屋顶式空调器冷凝器的气动外形进行了优化 , 使气流分离区域减小了 2/3 。

针对翅片管束尾部的换热 " 死区 ", 可采取减小管间距、错列布置等措施 , 促进尾浴脱落 , 强化局部换热。 Wu 等 [53] 在模拟屋顶式冷凝器气流组织的基础上 , 通过优化布管方式 , 使死区面积减小 50% 以上。

   

   

   

经计算分析 , 制冷剂侧与空气侧传热阻力之比约为 3:1, 属空气侧传热控制。因此 , 重点从强化空气侧传热入手。

选择内螺纹铜管 , 外径 9.52mm, 内径 8.62mm, 翅片采用单面斜插式 , 厚度 0.115mm, 间距 1.8mm, 排数为 2, 每排 8 路并联 , 长度 800mm 。冷凝器迎风面积为 0.288m2 。      

管束采用交错布置 , 横向管距 25mm, 纵向管距 19.05mm 。进出口集管直径均为 25.4mm 。空气侧传热系数经验关联式为 :      

ho=0.38(λ/Dh)Reo0.6Pr1/3      

式中 , 当 2000 ＜ Reo ＜ 4000 时 ,0.38 为常数 ;Dh 为管束的当量直径。      

由此计算得 ho=72.3 W/(m2·K) 。考虑到管壁导热热阻 , 翅片效率取 0.95, 则空气侧等效传热系数 hoηo=68.7W/(m2·K) 。

制冷剂侧传热系数采用 Cavallini 关联式 , 考虑两相流动 , 取 C12=0.05,C13=0.73, 计算得 :      

hr=1826.8Xtt-0.87      

当过冷度为 3℃ 时 ,hr=1620.2W/(m2·K) 。      

由总传热系数公式 , 可得冷凝器的传热系数 K=65.8W/(m2·K), 传热面积 A=4.73m2, 满足设计需求。

在流路设计上 , 采用分路集中进出口 , 即每排管单独设集管 , 分别与总进出口相连。集管与排管采取粗端接细端 , 集管管径由中心向两端逐渐减小 , 有利于流量均布。      

在风路设计上 , 风机选用大风量低噪音轴流风扇 , 导风圈为收敛 - 扩张式 , 迎风面敞开角度 110°, 背风格栅倾角 15°, 以获得均匀饱满的风场分布。      

经样机试验 , 该冷凝器在标准工况下 , 冷凝压力 1.63MPa, 过冷度 2.8℃, 接近设计值。制冷量提高 4.2%, 能效比 (EER) 提高 5.1%, 整机噪音下降 2dB 。      

经分析 , 结霜量大主要是由于翅片管表面温度过低 , 且未采取防霜措施。除霜效果差则是由于缺乏有效的融霜引流通道。针对上述问题 , 提出以下优化方案 :      

在管径选择上 , 内管采用 φ16×1.0mm, 外管采用 φ25×1.5mm 。内管流速控制在 0.1~0.2m/s, 可获得适宜的沸腾传热系数。外管保证充分的环隙面积 , 利于融霜引流。

在翅片选型上：

原方案采用光管 , 优化为梯形肋片 , 厚度 0.5mm, 高度 16mm, 间距 5mm, 材质选用铝合金。经计算 , 肋片效率由 0.6 提高到 0.85, 散热量提高 20% 以上。

在管排布局上：
原方案为顺排 , 优化为跑道形 , 横向管距 75mm, 纵向管距 50mm 。这种布局的当量直径较小 , 空气侧传热系数 ho 可提高 15% 左右。      

在防霜措施上 , 一是适当提高蒸发温度 , 使管表温度高于霜点 ; 二是在翅片上涂覆憎水涂层 , 使用疏水性铝材 ; 三是在迎风面设置挡霜板 , 并在两排管之间设隔霜槽。

在除霜系统上：
增设电加热除霜装置 , 加热管贴附在翅片背面。融霜水通过翅片根部的引流槽汇集 , 再通过集液盘排出。除霜过程可通过温度传感器实现自动化控制。      

经优化后 , 蒸发器传热系数由 180W/(m2·K) 提高到 230W/(m2·K), 结霜周期由 2h 延长到 6h, 除霜时间由 20min 缩短到 10min, 显著改善了蒸发器的工况适应性。