【摘要】：微通道换热器以其高传热系数、结构紧凑、能效高、耐腐蚀、成本低、质量轻、便于回收再生等诸多优势，得到高度关注和迅速的发展。本文介绍了微通道换热器的发展和研究现状，对多元微通道冷凝器建立仿真计算模型，对微通道冷凝器的流程分布和布置形式进行研究，获得较为理想的布置形式，为生产和工程实践提供参考。

　　【关键词】：微通道 冷凝器 仿真 布置形式

　　微通道换热器由多孔扁管、集液管和百叶窗波纹翅片组成，最早用于电子元器件的散热问题，由于其具有高传热系数、结构紧凑、能效高、耐腐蚀、成本低、质量轻、便于回收再生等诸多优势，微通道冷凝器在汽车领域得到广泛的推广应用，在家用空调和工业制冷领域也正在逐步推广，其结构如图1所示。

　　目前已经有学者对微通道换热器进行了比较系统的研究。王铁军、刘杰、韩丰云[1]等分析了客车空调的运行特点以及对换热器的性能要求，在对微通道换热器进行深入分析的基础上建立了一维准稳态数值计算模型，并在BJX10E客车空调上进行了应用设计和性能对比试验，验证了微通道换热器较传统管翅式换热器性能有较大提高。沈国民、谢军龙、韩军[2]分析了多元微通道换热器的换热系数，并且应用迭代原理得出多元微通道换热器的换热计算方法。

　　对于冷凝器换热性能的强化主要通过增加换热面积，强化换热系数和增大制冷剂侧与空气侧的平均温差[3] 来实现，而微通道冷凝器的变流程设计特点使其可以通过合理地安排流程分布来改变各个流程的流通截面，增大平均温差，强化换热效果[4]；实际工程中，有时需要针对有限的空间采用高效的换热器，此时可使用双排微通道冷凝器的布置形式，但目前对此类布置形式的研究尚不多见。本文拟对上述两种微通道换热器的结构形式进行研究。

　　1 仿真模型

　　本文采用分布参数法，对多元微通道冷凝器建立稳态模型。从模型计算的速度和稳定性考虑，建立模型时采用以基本下假设：（1）微通道冷凝器在稳定工况下运行，空气侧和制冷剂侧各参数不随时间发生变化；（2）空气可以均匀地通过微通道水平扁管的表面；（3）扁管各通道内的制冷剂流量分配均匀，具有相同的温度和压力分布；（4）扁管微通道内的制冷剂流动简化为沿长度方向的一维流动，忽略扁管内制冷剂轴向导热；（5）忽略不凝性气体和管内外污垢对传热的影响；（6）忽略漏热及重力对传热和压降的影响。

　　1.1 制冷剂侧传热与压降

　　制冷剂在整个冷凝过程中一共经历三个状态区：过热蒸汽区、气液两相区和过冷液体区。针对不同的制冷剂状态区域，需选用不同的关联式进行计算。

　　（1） 单相区

　　过热蒸汽区和过冷液体区可统称为单相区，此时制冷剂属于无集态变化，在水平扁管内受迫流动。Nusselt认为流场传热与雷诺数Re和普朗特数Pr有关。在计算微通道内单相区制冷剂换热系数时，经典的Ditus-Boeltes [5]公式与实验数据吻合较好。

　　其中，

　　制冷剂在微通道扁管内流动和冷凝的过程中只考虑摩擦压降，即：

　　式中： LC—计算单元长度，m； —制冷剂的密度，kg/m3。

　　单相区的压降摩擦因子可采用传统的Bladius关联式求出：

　　（2）两相区

　　微通道冷凝器中的制冷剂绝大部分处于两相流状态，两相流的传热相对于单相流更为复杂。本文采用均相流模型对空冷式微通道冷凝器进行分析计算。

　　C-Y Yang和R L Webb推荐使用Akers[6]的冷凝换热系数关联式：

　　式中，Reeq为两相区当量雷诺数：

　　其中， 是制冷剂当量质量流率，单位为kg/（m2·s） ：

　　式中， —制冷剂干度；下标liq和下标vap分别表示制冷剂在相同压力和温度下的液态和气态参数。

　　两相区的制冷剂压降则采用C-Y Yang和R L Webb推荐的摩擦因子关联式计算：

　　式中， 为按单相区摩擦因子计算公式求得的制冷剂液态摩擦因子，则

　　1.2 空气侧换热系数和压降

　　由于多元微通道冷凝器的特殊结构，传统的管翅式换热器的传热及压降关联式已不再适用。针对微通道冷凝器空气侧采用的波纹式百叶窗翅片，选用Kim and Bullard[7]给出的关联式计算空气流过百叶窗翅片的j因子及摩擦系数f，进而计算空气侧的传热系数及压力损失。

　　式中， 为基于百叶窗间距的雷诺数； 为扁管间距， ； 为百叶窗间距， ； 为翅片高度， ； 为百叶窗长度， ； 为翅片厚度，

　　； 为百叶窗角度， ； 为翅片宽度， 。

　　又由Kim and Bullard[7]列出的关系式：

　　可推导出如下空气侧换热系数计算公式：

　　式中 为空气密度，kg/m3； 为空气定压比热容， ； 为空气热导率，单位为 。

　　空气侧压力损失计算公式为：

　　1.3 双排微通道冷凝器设计

　　在保证总换热面积不变的情况下，改变微通道冷凝器的单层结构，垂直于空气流动方向上重叠布置两片相同大小的微通道冷凝器，图2所示为双排和单排结构对比，流程分布及扁管数布置情况不变，扁管长度为单片微通道冷凝器样件1/2，每片的面积为原面积的1/2。

　　两片微通道冷凝器以串联方式联通，前一片的空气和制冷剂侧的出口参数即为后一片冷凝器的入口参数，为简化计算忽略两片冷凝器连接管处的散热，两片双排串联微通道冷凝器的结构如图3所示。

　　2 数值计算

　　沿制冷剂流动方向，以扁管通道中心对称轴为轴线，将冷凝器划分为若干微元段， 以每个微元段作为一个计算单元，如图2所示。

　　图中，Gr 、Ga—制冷剂、空气质量流量，单位为 kg/s； 　　Tri、Tro—制冷剂进、出口温度，单位为K；

　　hri 、hm—制冷剂进、出口焓值，单位为

　　kJ/kg；

　　Tai、Tao—空气进、出口温度，单位为K。

　　对第 j个计算单元，该单元的散热量Qj为：

　　每个单元的散热量可由效能-传热单元法（

　　法）得出。

　　单相区的效能 按下式计算：

　　两相区的效能 可按下式计算：

　　式中

　　则散热量

　　每一个计算单元的制冷剂入口参数等于上一个计算单元的制冷剂出口参数，减小由于变物性带来的计算误差，将每个单元的换热量和压力损失相加就可得到换热器的散热量和压力损失。本文对一件三流程（32，18，11）多元微通道冷凝器样件进行模拟计算，制冷剂侧和空气侧的入口预设条件以及多元微通道冷凝器的结构参数见表1和表2。

　　3 仿真结果及分析

　　3.1 流程分布

　　保证多元微通道冷凝器的扁管总数不变（61根）的情况下，对微通道冷凝器的流程进行重新划分，划分原则为尽量保证相邻两流程的压降近似相等。流程数量划分越多，在制冷剂总质量流量不变的情况下，计算单元内的制冷剂质量流量就越大，传热系数和换热量随之升高，但同时也会带来更大的压力损失。

　　本节所研究流程分布按金字塔形递减，数据如表3-1所示。

　　图5和图6分别表示了冷凝器的换热量和压降随流程数的变化情况。从图中可以看出，流程数从1增加到3的过程中，冷凝器的散热量从15.6kW 迅速提高18.49kW，从3流程到6流程时冷凝器的散热量从18.49kW增加到18.68kW，但是增长幅度逐渐降低；同时，随着流程数目的增加，制冷剂侧的压降越来越大，增大幅度逐渐提高，如从1流程到3流程，制冷剂侧压降由4.2kPa增加到16.1kPa，从3流程到4流程时压降增加到24kPa 。

　　总结上述分析可知，一定程度增加流程的数目可使扁管内质量流速相对增大，提高换热系数，增大换热量，对系统有利，过多流程数量没有意义，对性能提高程度不大；压降则随流程数目增加而迅速增大。所以选择合理的流程数目对换热器的性能优化有重要意义。

　　本例中冷凝器散热量在3流程之后变化较小，而随流程数增加制冷剂压力迅速增大，所以选定3流程为样件最优流程分布。

　　3.2 双排分布

　　取迎面风速分别为2.45m/s、2.65m/s、2.85m/s、3.05m/s、3.25m/s、3.45m/s、3.65m/s，利用前文所建立仿真模型进行仿真计算，将计算结果与单片式进行对比。计算结果见图7和图8。

　　可以看出，随着迎面风速的增大，两种布置形式的微通道冷凝器的换热量都有所增加，单排式增加幅度略大且换热量大于相同迎面风速下的双排冷凝器；同时制冷剂侧的压降也随风速的增大而增大，且双排式布置的制冷剂测压降明显大于单排式。

　　4 结语

　　本文对微通道冷凝器所建立了稳态分布参数模型，对微通道冷凝器的结构和布置形式进行了研究。通过对模拟计算结果的分析可知：

　　（1）在扁管总数和长度不变的情况下，增大流程数目对提高冷凝器的散热量是有利的，但过多的流程数目是没有实际意义的，同时管路压力会随流程数目的增多而迅速增大，模拟所用样件的最优流程分布为3流程。

　　（2）给出了双排串联式微通道冷凝器的结构形式，并在不同的迎面风速的条件下，对总换热面积相同的双排式和单排式微通道冷凝器进行了对比模拟，结果表明相同迎面风速下，单排式较双排式有更好的换热效果，双排式换热量约为同换热面积的单排式的76%，可为实际工程提供参考指导。