液流分析在空调系统中的应用

液流分析在空调系统中的应用

1动态模拟系统的建立如果仅通过实验手段研究设备的动态特性，不仅增加了研究成本，而且很难在设计阶段对其性能进行全面分析，因此很难确保产品的实际性能满足设计要求。因此,将计算机仿真技术用于制冷装置动态性能的模拟有很重要的现实意义。运用计算机模拟系统的工作过程,分析、预测系统在不同设计参数的条件下或不同的工作过程下,系统各个部件的运行特性和各个部件的耦合关系及其对系统性能的影响,从而使系统各个部件之间达到合理优化的匹配,以及整机系统的节能、变工况特性、可靠性等指标得以改善与提高。蒸发器的模型和算法比较复杂,涉及到的输入输出参数比较多。对蒸发器模型的建立和数值分析将对空调系统的优化分析和控制提供了有效的部件性能分析方法。2蒸发数学模型蒸发器管内侧制冷剂流动时一般分为两相区和过热区两部分,文中将分别建立模型。2.1u3000表1xcr蒸发器的两相区内存在着两种流型,即:环状流和雾状流,它们是以干度不同而区分的。以临界干度xcr为界,其计算关系式如下:xcr=7.94[Revs(2.03×104Re-0.81vs−0.81vsT-1)]-0.161当0≤x≤xcr时,两相区的制冷剂呈环状流动。对蒸发器来说,饱和制冷剂液体紧贴管内壁形成环状液膜流动,液膜厚度随干度的增加而减薄。饱和的制冷剂气体在环状液膜内流动。其流动截面随干度的增加而增加。2.1.1蒸发器环形流的数学模型对于环状流汽相和液相的基本方程为:质量守恒方程:∂∂t[αρv+(1-α)ρl]+∂∂z[αρvuv+(1-α)ρlul]=0(1)∂∂t[αρv+(1−α)ρl]+∂∂z[αρvuv+(1−α)ρlul]=0(1)动量守恒方程:∂∂t[αρvuv+(1-α)ρlul]+∂∂z[αρvuv2+(1-α)ρlul2]=-∂Ρ∂z-τoSoA(2)∂∂t[αρvuv+(1−α)ρlul]+∂∂z[αρvuv2+(1−α)ρlul2]=−∂P∂z−τoSoA(2)能量守恒方程:∂∂t[αρvhv+(1-α)ρlhl]-∂Ρ∂t+∂∂z[αρvuvhv+(1-α)ρlulhl]=(πd/A)qL(3)∂∂t[αρvhv+(1−α)ρlhl]−∂P∂t+∂∂z[αρvuvhv+(1−α)ρlulhl]=(πd/A)qL(3)上述三个方程共有四个未知数P、α、uv、ul,补充滑动比方程使方程封闭可解,这四个方程共同构成了蒸发器环状流的数学模型。环状流部分的换热系数用下式计算:αtp=3.0(Xtt)2/3αl(4)αtp=3.0(Xtt)2/3αl(4)αl=0.023(λld)(Gdμl)0.8αl=0.023(λld)(Gdμl)0.8Pr0.3(5)2.1.2煤tzuhh的热汽模型雾状流的建模方式,制冷剂可作为均相处理,其质量守恒方程、动量守恒方程和能量守恒方程为:{∂∂tρΗ+∂∂z(uΗρΗ)=0∂∂t(ρΗuΗ)+∂∂z(ρΗuΗ2)=∂Ρ∂z-τwSwA∂∂t(hΗ)-∂Ρ∂t+∂∂z(uΗhΗ)=qrSwA(6)⎧⎩⎨⎪⎪⎪⎪⎪⎪∂∂tρH+∂∂z(uHρH)=0∂∂t(ρHuH)+∂∂z(ρHuH2)=∂P∂z−τwSwA∂∂t(hH)−∂P∂t+∂∂z(uHhH)=qrSwA(6)其中,uH=uv=ulρH=αρv+(1-α)ρlhH=αρvhv+(1-α)ρlhl此模型中,包括质量守恒方程、动量守恒方程和能量守恒方程三个方程,未知数有三个:c、uH、P,方程组封闭可解。在雾状流部分,制冷剂的换热系数随着干度的增加急剧的下降,直至干度为1时,换热系数下降到与过热蒸汽的换热系数相等。所以采用非线性的过渡方法计算雾状流段的换热系数:αd=αtpsin2[π(1-⌟)2]+αshcos2[π(1-⌟)2](7)⌟=x-xcr1-xcr(8)其中:⌟:非线性差值因子αtp:干度x=xcr时的两相流换热系数,用式(9)计算αsh:制冷剂全部为过热蒸汽时的换热系数αsh=0.023Re0.8Pr0.4(9)2.2tvuv+vhv过热蒸汽区为单相蒸汽对流换热,其基本方程为:质量守恒方程:∂∂t(ρv)+∂∂z(ρvuv)=0(10)动量守恒方程:∂∂t(ρvuv)+∂∂z(ρvuv2)=-∂Ρ∂z-τwSwA(11)能量守恒方程:∂∂t(ρvhv)-∂Ρ∂t+∂∂z(ρvuvhv)=-(πd/A)qr(12)此模型中有三个未知数:uv,qr,P,方程封闭可解。其中换热系数用(12)式计算。2.3温度表tpf—管壁换热数学模型微元管壁单位时间内的能量积累等于输入热量与输出热量之差,其换热数学模型为:dQα-dQR=Cp‚pfΜpf∂Τpf∂t(13)其中:dQR—微元管壁与制冷剂的换热量dQα—微元管壁与空气的换热量Mpf—微元管壁与肋片的质量Tpf—管壁与肋片的温度微元管壁与肋片的平均比热为:Cp‚pf=Cp‚pipeΜpipe+CpfΜfΜpf(14)其中:Cp,pipe—管壁的比热Cpf—肋片的比热Mpipe—微元管壁的质量Mf—微元肋片的质量2.4湿工况热交换量的计算蒸发器管外侧空气从进口到出口为放热降温过程,放热降温过程可分为干工况、湿工况和结霜工况。干工况时的热交换量用下式计算,dQα=αα(ηfdAf+dAp)(tα-tw)(15)湿工况时的热交换量用下式计算,dQα=ζαα(ηfζdAf+dAp)(tα-tw)(16)式中‚ζ=h1-h2h1-h2=h1-h2Cp‚α(t1-t2)ηfζ=th(mζl)mζlmζ=(2ζααλfδf)0.5αα=C1C2Remα(Lde)n(λαde)2.5蒸发器制冷程序模拟根据上述模型,编制了蒸发器分布参数仿真程序;程序的输入参数为:蒸发器制冷剂的入口状态、空气入口状态,流量、蒸发器结构参数,输出参数为蒸发器制冷剂出口状态、空气出口状态、换热量,程序流程图见图1。3蒸发器内部空气温度变化结果本文对一台热泵空调器在名义制冷和名义制热工况下进行了稳态模拟,蒸发器被分为6路;本文的模拟计算只取了其中的1路。换热器的结构示意图如图2所示。名义制冷工况参数为室外干球温度35℃、湿球温度24℃,室内干球温度27℃、湿球温度19℃;补充过热度为8℃。限于篇幅,本文只给出名义制冷工况的蒸发器内的仿真结果。系统稳态模拟结果:图3到图6分别给出了蒸发器管内制冷剂压力、温度、干度、空隙率、沿管长变化时的计算结果。从结果可以看出,沿制冷剂流动方向,压力下降,且两相区压力降大于过热区压力降,这是因为两相区摩擦阻力较过热区大。蒸发器内制冷剂温度在两相区略有下降,在过热区急剧升高。空隙率沿管长呈非线性上升趋势,一开始上升速度快,随着干度增加,升势趋缓。而干度沿管长近似线性变化。在两相区略有下降,在过热区急剧升高。空隙率沿管长呈非线性上升趋势,一开始上升速度快,随着干度增加,升势趋缓。而干度沿管长近似线性变化。图7到图9分别给出了蒸发器管内制冷剂汽相速度、液相速度、滑动比沿管长变化的计算结果。从结果可以看出,汽相速度沿管长呈上升趋势。而液相速度先上升,后下降。滑动比沿管长呈现出明显的非线性变化,干度较低时滑动比变化较缓,随干度增加,上升趋势加快。图10到12分别给出了蒸发器管内制冷剂换热系数、管内热流密度、管壁温度、沿管长变化的计算结果。从结果可以看出,在管长z<5m,即干度x<0.9左右时,冷剂侧换热系数较大,两相流处于湿壁区,当管长z>5m后,两相流进入蒸干区,换热系数急剧降低,换热状况变差。图13给出了蒸发器管外空气温差随管长的变化。从结果可以看出,空气温差出现阶跃性变化,这是空气依次流经前排和后排的结果。图14给出了蒸发器空气侧析湿量沿管长变化的计算结果。从结果可以看出,空气侧析湿量与管内换热系数的变化趋势比较一致,当管长z<5m时,析湿量较多,而当