单回路蒸发器工艺布置方案的研究与讨论

基于湿球温度效率方法，建立了蒸发器的稳态分布参数模型. 利用该模型对六种不同流路的单回路两排管式蒸发器的传热和流动特性进行了详细分析，并得出了一些实用的结论. 该研究方法为蒸发器工艺布局的优化设计提供了理论依据和指导方向. 蒸发器过程布局的关键词数值模拟摘要基于稳态分布参数的模型数值模拟制冷剂回路蒸发器纸组热流特性六种不同的蒸发器. 所以我很实际的结果. 研究基础指导加速致冷剂回路的蒸发蒸气数值模拟为了提高空冷换热器的性能，通常使用以下方法来增强传热. 对于第三种方法，很少有人参与〜10.

但是，通过研究发现，当换热器的管道工艺布局发生变化时，本文建立了一个数学模型来研究具有单回路和两回路的多回路布置的蒸发器的传热和流动特性. 排管，并努力找出不同工艺布局对蒸发器性能的影响，为蒸发器工艺布局的优化设计提供理论依据和指导. 为了详细研究蒸发器的传热特性，将蒸发器分为许多小型的. 应根据蒸发器的结构选择控制体. 控制体的选择如图所示. 沿管子长度的距离应大于一个散热片的间距. 为了方便起见，将垂直于管的长度的两个方向之一作为气流方向. 数值模型的基本假设是，m2是湿空气入口，r2是制冷剂单元的入口和出口是干燥的，P2是制冷剂单元的入口，出口压力是kg）. 关于空气侧和制冷剂侧的翅片效率和传热系数的压降的计算，请参见文献10〜13. 蒸发器的数值模拟结果. 作者以六个具有不同工艺安排的蒸发器为例进行分析. 图中的几何参数和测试条件列于表中，由于蒸发器或部分区域经常发生干式工作条件，即使在湿式工作条件下，仍需使用干式工作条件下的计算参数在计算过程中. 每个控制单元都是使用传热单元方法计算的. c 0337601688Δt在潮湿的工作条件下，我们可以得到在湿润的工作条件下每个传热单元的热交换能力，具有六种不同流路布置的蒸发器的总热交换能力会随着管中的制冷剂而变化.

从图中可以看出，流量小于100 kg / 100kg /流路中的传热量最小. 因此，对于蒸发器而言，在一定的制冷剂流量下，在六种流路布局中，逆流传热最大，顺流传热最佳. 这表明，在蒸发器中，使用逆流crP2 qm，因为流体的质量流率是流体的比热容. 制冷剂单元c2的入口和出口温度均为干工况. 1994-2014中国学术期刊电子出版社. 版权所有. 工作液R22进气口干球温度/ 27进气口湿球温度/ 19进气风速/ Pa620制冷剂入口流量/ 20〜130大气压/ Pa 10100几何参数参数值蒸发器长度/ mm 595蒸发器宽度/ mm 305蒸发器高度/ mm 32 57热交换管外径/ mm 52热交换管内径/ mm 82热交换管水平间距/ mm 25热交换管纵向间距/ mm 19 05热交换管排数第12行鳍状瓦楞板波纹角/ 15鳍节距/毫米鳍厚度/ mm 12鳍数350: 单回路蒸发器工艺布局方案的研究和讨论31恒定流量时不同流量布局的蒸发器显热当热量换热随着制冷剂在管内的流动而变化，不同流路的蒸发器的总换热量不变，并且总热量蒸发器在不同流路中的传递不变，但随着换热管内制冷剂流量的变化，布局并不是绝对好的蒸发器安装方案，在一定的制冷剂流量后，前向布局将具有比热交换器更好的换热特性. 当蒸发器具有六种不同的流路布局时，显热传递量，潜热传递量和吸湿系数随制冷剂在管内流动的变化.

从图中可以看出，这三者均随流量的增加而增加；但是随着流量的增加，显热交换率在总热交换量中所占的比重逐渐减小，潜热占比逐渐增加，这表现为吸湿系数逐渐增大. 这是因为，随着制冷剂流量的增加，蒸发器中制冷剂出口的过热将降低，蒸发温度将降低，大部分热传递将进入两相区域，即热传递将被加强，并且管外空气的温度下降更快，有可能使管外大部分空气处于潮湿条件，从而使蒸发器中的潜热交换量不变，不同的水分不同流路的蒸发器分配系数随制冷剂在换热管中的流动变化而变化6种不同流路布局的蒸发器进，出口的总压降随管内部冷却而增加1994-2014中国学术期刊电子出版社. 版权所有. 这意味着随着迎风表面风速的增加，蒸发器出口处的蒸发温度将升高，并且各种流路布置的蒸发器入口和出口处的总压降会随着制冷剂的流入而变化. 热交换器管. 引力的影响更为明显. 例如，当制冷剂从底部流到顶部时，“ Z”形用于克服重力作用. 制冷剂从上到下流动，可以利用重力作用. 因此，流路是管中的制冷剂. 流量保持在70公斤/具有六个不同流路布置的蒸发器的总热交换随迎风侧的风速而变化.

从图中可以看出，当风速低时，随着向风侧风速的增加，各种布置的蒸发器的热交换量迅速增加. 当风速增加到一定程度时，热量的变化趋势就趋于平缓，这意味着风量增加对蒸发器传热的影响有一定的限度. 当风速低时，风量的增加具有增加热传递的更明显的趋势. 随着风速的增加，增加的趋势将放慢. 从图中还可以看出，当管中的制冷剂流量保持70 kg /恒定时，两个流路的最大热交换容量为12，在六个不同流路布置中蒸发器的显热交换容量为10管中的制冷剂流量保持为70 kg /当流量不变时蒸发器的流量随风向的变化而随风向的变化而变化时11管中的制冷剂流量保持为70 kg管中制冷剂的流量保持70 kg /恒定，不同流路的蒸发器的总热交换随迎风侧的风速而变化. 12当管中制冷剂的流量保持70 kg /时常数，不同流路的流动蒸发器的吸湿系数随迎风侧风速的变化1994-2014中国学术期刊电子出版社. 保留所有权利: 遵循单回路蒸发器工艺布置图33流路的研究和讨论.

两个流动路径对于潜热也是最小的. 在一定的风速下. 吸湿系数的变化趋势与潜热的变化趋势基本相同. 图13是在70kg /六种不同流道布局下具有六种不同流道布局的蒸发器的入口和出口的总压降的变化. 从图中可以看出，在一定风速范围内，压降明显减小. 当风速增加到一定程度时，压降将不再减小. 在这六个布局中，从底部到顶部的“ Z”形布局在流路中的压降最大，在并流布局中的压降最低. 在具有不同流布局的各种蒸发器上进行了模拟计算. 蒸发器性能的影响如下: 在单回路蒸发器中，逆流装置的传热效果最佳，错流次之，顺流差，最大压降. 逆流装置的容积在一定程度上增加. ，并流布局方案优于逆流布局方案. 在蒸发器流路布局中，重力的影响不容忽视，重力会使液体自动从高处流向低处，因此道路上的液体应尽可能从高处进入低处. 为了减小流动阻力，当13管中制冷剂的流量保持在70 kg /时，具有不同流路的蒸发器入口和出口的总压降会随风向的风速而变化表面. 热量，潜热传递量和总压降都随着管道中制冷剂流量的增加而增加. 在管道中制冷剂流量保持恒定的条件下，各种热交换量流道布置方案均遵循管外迎风面的风速，增大先是逐渐增大，然后逐渐缓和.

同时，显热传递量随着迎风侧风速的增加而增加，而潜热传递量随着迎风侧风速的增加而减小. 在一定的风速范围内，下降的减少是明显的. 当风速增加到一定程度时，传热（第三版）北京: 高等教育出版社比较研究型紧凑型增强型fin2and2t ube换热器. 国际期刊《热质传递光泽》. 加热fin2和2tube热交换器. 国际传质杂志2000（43）: 1651〜1659 Webb. Advanced micro2fin International Journal MassTransfer 1996（39）: 1827〜1838 Webb. Advanced micro2fin缩合国际学报MassTransfer 1996（39）: 1839〜1846 Wong Nathan. 研究制冷剂回路的制冷剂回路，采用最节能的分析方法. 应用热工程2000（20）: 559〜577 Wong Nathan. 数值实验研究了制冷剂回路中的蒸发器线圈. 制冷学报，2001，24（8）: 823〜833. 国际制冷学报1999（22）: 272〜282郭进军西安交通大学能源学院，2003波纹管式热交换器. 国际热交换学报蒸发器安装方案，1999（42）Rohsenow Forced2Convectio InsideTube HeatTransfer2 density r Design 1973 Chen Changqing北京: 机械工业出版社，1986北京: 中国建筑工业出版社1011 12 13 1994-2014中国学术电子杂志. 保留所有权利.

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