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这几年，小管径在空调器中应用较多，它不仅降低了成本，而且降低了易燃工质如R290的爆炸风险，但与此同时，小管径的应用也减少了换热面积，使得空气压降增加。
因此，为了保证采用小管径换热器的空调器具有良好的性能，我们今天来分享下关于小管径翅片管换热器的优化设计方法。
步骤4：换热器性能测试
图7（a）和（b）分别为优5 mm 管翅片换热器的换热量和空气压降测试结果。本文仅展示优5 mm 管翅片换热器的测试结果。为了开发关联式，研究中还加工并测试了其他结构的5 mm 管翅片换热器。
基于大量的5 mm 管翅片蒸发器的实验结果，采用多重线性回归方法，开发了小管径换热器性能的预测关联式；并在制冷剂流路设计中，采用了所开发的5 mm 管翅片蒸发器性能的预测关联式。
2、制冷剂流路设计结果
根据翅片结构的设计结果，原始空调器和优化空调器的结构参数见表3。通过基于仿真设计的方法，得出小管径室内机换热器及室外机换热器的换热量。从图8（a）可知：采用5 mm 管换热器的室内机换热器与室外机换热器的换热量与图8（b）所示的原始空调器的换热量几乎相等。由图8（b）可知：采用小管径换热器的室内机的制冷剂充注量比原始室内机减少30%， 总充注量可以减少27%。
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优化设计方法包括两部分：翅片结构设计和制冷剂流路设计。由于翅片尺寸决定了管间距，进而影响制冷剂流路分配，因此应首先设计翅片结构，其次设计制冷剂流路。图1 为优化设计流程图。1、翅片结构设计 在翅片结构设计中，将采用CFD 方法对翅片结构进行优化设计。优化设计主要分为如下5 个步骤：
步骤1：确定优翅片高宽比Pt/Pl
在本文中，翅片优高宽比是指在相同翅片面积下，翅片效率高的翅片高宽比。翅片效率可定义为：翅片管换热器实际的换热量(Qactual,fin)与大可能达到的换热量(Qideal,fin)之比，如式（1）所示。
Qactual,fin和Qideal,fin 由CFD 计算得到。CFD 几何模型采用两排管翅片换热器；边界条件为空调蒸发器工况。在实际翅片模型中，翅片与管壁耦合；在理想翅片模型中，设置翅片温度与管壁温度相同。空气上表面和下表面定义为周期性表面。根据CFD 计算结果，可以得到具有高翅片效率的翅片优高宽比Pt/Pl。
步骤2：优化Pt 和Pl
在制冷工况下，蒸发器表面会形成一层冷凝液膜。当析湿较为严重时，窗片和桥片都会被这层液膜堵塞，导致其几何结构类似于平片。因此，在设计中采用了平片的关联式来确定翅片尺寸。
设计中，设定的优化目标函数以及约束条件函数见式（2）~（4）。优化目标函数用来分析性价比，见式（2）。式（3）~（4）为约束条件，即：小管径换热器的换热性能（UA）应等于或大于规定值；空气侧压降应等于或者小于规定值。
步骤3：优化翅片开缝结构
在翅片开缝结构的设计中，由于没有适用于小管径翅片换热器的性能预测关联式，因此本研究采用CFD 方法来模拟换热器的换热量和空气压降，从而确定优开缝结构。
在窗片的几何结构参数中，开缝角度和开缝数是自变量，缝高与缝宽可根据两个自变量确定。因此，只需对窗片开缝角度θ 和开缝条数n 这两个自变量进行优化设计。在桥片的几何结构参数中，缝高为翅片间距的一半，缝宽由开缝数确定。因此，对桥片开缝翅片结构的设计，只需对开缝条数进行优化设计。基于CFD 计算结果，可确定具有较高换热量和较低空气压降的翅片开缝结构。
步骤4：换热器性能测试
小管径换热器性能的测试系统如图2 所示。实验中的测试工况根据房间空调器标准确定。根据实验结果，采用多重线性回归方法开发了小管径换热器性能的预测关联式，并将其应用于制冷剂流路设计的仿真程序中。
2、制冷剂流路设计
在制冷剂流路设计中，采用基于仿真的方法进行设计。图3 为基于仿真的制冷剂流路设计方法流程图。设计中首先根据换热器尺寸确定换热器的预选结构，并根据换热器性能及成本调整管路结构，然后计算调整后换热器的性能，以确定下一步结构的调整方向，终确定换热器管路结构。设计中采用基于知识的多目标优化方法，控制优化过程，得到优化结果。
本文采用基于图论的三维分布式模型，预测具有不同流路换热器的性能。Liu 建立的模型与实验值的大偏差为±10%。在Liu 的模型中，沿长，宽，高三个方向将换热器分割成若干个控制体。控制体包含了制冷剂，空气和翅片换热器三个部分。制冷剂与空气的控制能量方程与动量方程如式（7）~（11）所示。
式中，Ai 是制冷剂侧换热面积；Ao 是空气侧换热面积；Ga,max 是小流通面积处的空气流率； fa 是空气摩擦系数；σ 是流通积的收缩比；Qfront, Qback, Qtop和Qbottom 分别是从前排，后排，上列和下列翅片的传热量。
本文对换热系数和压降预测关联式的选取如表1所示。
优化采用基于知识的优化方法（KBEM）用于优化换热器。它包括两个部分：改进遗传算法（IGA）和基于知识的优化模块（KOM）。KBEM 中的IGA 是传统遗传算法的改进版，IGA 可以得到初解并控制整个优化过程。采用基于知识的搜寻方法可以减少研究范围，进而并可以提高优化效率。
三：设计案例
本章节将会采用前一章提出的设计方法来设计采用5 mm 管翅片管换热器的空调器。空调器的实验结果将与设计结果进行对比验证。
在此案例中，室内机换热器采用了5 mm 管翅片换热器。室外机换热器采用具有更大翅片间距的7 mm 管翅片换热器，以防止热泵工况时结霜导致的换热性能恶化。
1、翅片结构设计结果
步骤1：确定优翅片高宽比Pt/Pl
设计Pt/Pl 时，CFD 计算的边界条件设置如下：进口空气温度为300K，管壁温度为280K。其他边界条件同前一章。由图4 所示的CFD 结果，可知优Pt/Pl 比值为1.23，此时翅片效率高。
步骤2：优化Pt和Pl
在翅片尺寸设计中，5 mm管翅片的UA应大于7 mm管翅片，5 mm管翅片换热器的ΔP应小于7 mm管翅片换热器。根据上述设计原则，翅片的性价比、传热效率和空气压降随Pt的变化趋势见图5（a）~（c）。由结果可得：当Pt为18 mm时，w值较大，且满足UA和ΔP的约束条件。根据优Pt/Pl值，可得到优翅片尺寸为18×14.7 mm。
步骤3：优化翅片开缝结构
根据所确定的优翅片尺寸，利用CFD方法计算开3条缝的窗片和开4条缝的窗片的性能。图6为具有不同开缝数的翅片表面空气温度分布图。换热量及空气压降的计算结果见表2。由计算结果可知：由于开缝数的增加导致缝高的降低，4条缝窗片具有更高的换热量，和更低的空气压降。
强化换热器换热的方法及热力计算
通过对翅片管式换热器的结构进行改进与优化设计,然后对其换热性能与改进前换热器进行对比计算,结果是改进后的换热器的传热系数得到了提高。
一、调整换热器的翅片间距,设计成为变翅片间距。
1、设计原理
当气流通过蒸发器时,由于空气中的水蒸气不断地在翅片管表面沉积,空气由于除湿作用相对湿度降低,沿气流方向翅片盘管表面结霜量是递减的,如果采取变片距结构,可以在结霜条件下保持其较高的传热效率,并延长其冲霜时间。当蒸发器采用变翅片间距结构时,实际上已构成了翅片的错列分布,当空气横掠错列翅片时,翅片的交错分布使得上游翅片对下游翅片有绕流作用,由于前面翅片的绕流,翅片的前半部分换热加强,后面的翅片的分布又使得流道变窄,流速提高,翅片后半部分的换热也得到强化。
2、变翅片间距的结构示意图及对比计算
由于该改进方案采用的是变翅片间距形式,在理论上可近似认为是错列翅片,因此在分析中可借用错列翅片的理论。图1 是所研究的流体纵掠错列翅片的一个二维模型,翅片间距为H ,厚度为t 。
由于该结构形式实际为错列翅片,当流体纵掠翅片时,气流在上游翅片先受到扰动,因此在前几排管上的翅片换热加强,当气流流经后几排管子时,由于流通截面迅速变窄,流速提高,使流体在原有的基础上又进一步受到挤压,扰动更加剧烈,因此通过后加上的一组翅片,使换热也得到了强化。
通过变翅片间距的结构改进,冷风机在外形尺寸即高度、宽度和管总长度不变的前提下,在结霜工况下运行时仍可保持较高的传热系数,且采用变翅片间距结构的冷风机比等翅片间距结构冷风机的传热系数提高了9. 8 % ,且传热面积有所提高,通过提高传热系数和传热面积从而达到强化传热的目的(图2) 。
对于翅片管式换热器,其传热系数的计算采用下列公式。式中: hi ,h0为管内制冷剂和管外空气侧换热系数(W/(m2·K) ) ; Fi, F0 为管内、外面积( m2 ) ; β为管内外面积比; ri , r0为管内、外表面的污垢系数( (m2·K) / W) ;λ为管壁导热率(W/ (m·K) ) ;η为肋化效率; di , d0为管子内/ 外径(m) 。对于制冷量Q0 =2. 67 kW 的制冷系统,经过结构改进,其热力性能计算结果如表1 所示。
二、加强管内流体流动,管内壁加工变螺距内螺纹。
1、设计原理
2、变间距内螺纹翅片管结构示意图及对比计算对等间距内螺纹翅片管换热器管内螺纹进行改进,由于管内有规则、连续的凸肋和凹槽发生改变,使之内表面积比等间距增大8. 4 %,传热系数增大3. 82 %,管内换热系数也增加了4. 89 %。等间距与变间距内螺纹管结构示意图如图3、图4 所 式中: f m为单位管长管子平均面积(m2 ) ; f i为单位管长管子内面积(m2) ; f 2为单位管长管子总外表面积(m2) ;αi为管内对流换热系数(W/ (m2· K) ) ;αw 为管外对流换热系数(W/ (m2· K) ) 。
对于汽车空调系统,当负荷Q0 = 4 kW ,其热力性能计算结果如表2 所示。
在翅片管和热管设计的时候，一般翅片管侧的换热和流动是被关注的重点，甚至传热系数的计算和取值也主要依赖于翅片侧的换热。这容易造成一种错觉：管内的流动和换热似乎是不怎么重要了，似乎在设计中可以不用考虑了。
事实上，这是不对的。我们既要考虑管内的流动和换热，还要保证管内的流体具有足够高的换热系数和合理的流动条件。我们要从如下问题来考虑。
一、翅片管的放置形式
是立放，横向，还是倾斜放置。如下图所示，因为只有清楚管子的放置形式才有利于看清楚理解不同情况下管内的相变过程。
二、管内流体管程的考虑
对单相流体（如水），一般应保证管内平均流速在1m/s左右，要通过合理的管程布置来调节管内的流速，所谓管程是指管内流体在换热器中走几个来回，管程数目越多，则每个管程“分摊”的管子数目越少，则管内流速就越高。如上面的附图所示，从水入口到水出口，水在管内走了六个来回，即管程数目为6。
每一个管程对应一排翅片管。对于管内流量特别小的场合，甚至可以做到每1支管或两支管作为一个管程；对于管内流量特别巨大的场合，可以选择1排或几排管作为一个管程。应当注意，对于管内为相变换热（蒸发或凝结）的场合，一般只取一个管程就可以了。
三、关于翅片管束的分组处理
关于翅片管束的分组处理，我们需要多方考虑。
分组布置的好处在于：
* 可使箱体分段加工，便于安装和运输；
* 可以安装吹灰孔和吹灰器；* 便于管束的检修和更换；
例如：若后几排管有露点腐蚀的风险，则应将其单独设为一组，便于拆检和更换。
如果在烟气的流动方向上，我们就该这样来进行设计处理，如下图所示：
四、小结
作为阶段小结，下面提出设计的几点经验，供参考：
（1）翅片管换热器和其他型式的换热器一样，设计的成功与否，50%（甚至更高）取决于经验，而经验是在工程项目设计实践中获得的。如果参与了10项以上的工程设计，算作稍有经验；参与了20项以上的工程设计，可称作比较有经验，而如果参与过30项以上的设计，则可认为是相当有经验了。
（2）成功的经验和不怎么成功的经验同等重要，若发现设备运行后，实测热负荷远远偏离设计值，就算不怎么成功，要分析原因；若发现翅片管管子的积灰，腐蚀严重，或出现其他没有预料到的情况，虽然能运行，也算不怎么成功，也应从设计上找原因；若出现问题，则属于失败的设计，因为“”具有一票否决权，更要仔细地调查分析发生的原因。
（3）为了做到设计的成功，或不出现大的失误，重要的莫过于设计前的现场调查和取证。尤其是翅片管多作为余热回收设备应用，是在主设备上“附加”的节能设备，所以，地掌握主设备的运行情况和现场的环境是至关重要的。
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