翅片管换热器由于制造简单、结构紧凑、适用范围广而广泛应用于制冷与空调设备中^[1].而地区环境不同, 换热器的工作能力随之发生变化.例如, 从上海至拉萨的青藏铁路客车空调的实际运行过程中所经历的地区环境较为复杂, 平均海拔相差4 km, 对应的气压相差约26.8 kPa, 因此, 客车空调器的换热能力也会受到相应的影响.而在距地表 20～30 km的平流层内, 由于有着其他大气层环境所没有的稳定气象条件和良好电磁特性而定点悬浮了大量的飞行器^[2-4].在平流层内, 气压低至4 kPa, 空气密度约是常温常压下空气密度的1/20, 因此, 换热器空气侧换热效率将大幅降低.而翅片管换热器的主要热阻集中在空气侧^[5], 因此空气侧换热能力是影响换热器换热效率的关键.

目前, 对翅片管换热器的研究工作主要集中在常压下换热器结构、翅片结构、来流空气状态等对换热器换热效率的影响.例如, 李妩等^[6]对我国空调行业几种常用的翅片管换热器换热性能进行实验研究, 并得出雷诺数、翅片间距以及管排数对换热器空气侧换热性能影响的计算关联式; Wang等^[7]对12种不同翅片管换热器样品进行测试, 研究了翅片间距、管排数对换热性能的影响.而环境压力变化, 特别是低气压状态下对换热器换热效率的影响机理尚缺乏相应研究.因此, 本文利用低气压环境模拟装置对开缝翅片管换热器在不同大气压力下的换热性能进行实验研究, 从而得出空调器在不同压力下制冷能力的变化情况.

1 测试装置与测试方法

本文所用低气压环境模拟装置由空气循环系统、冷却水系统以及控制与测试系统三部分组成.测试装置结构如图 1所示.

测试过程中, 利用变频风机控制实验段风速, 风速利用孔板流量计以及压差传感器测量.为保持换热器在不同气压下空气温度和相对湿度基本不变, 系统空气温度和湿度分别采用电加热器以及加湿器进行控制.换热器进、出口温度和湿度分别采用温湿度传感器测量.

实验所采用的开缝翅片管换热器结构参数如表 1所示.

实验过程中将开缝翅片管换热器安装于低气压环境模拟装置内, 利用电加热器模拟空调热负荷.实验中通过对蒸发器进、出口空气干球温度, 相对湿度进行测量, 确定送、回风含湿量, 送、回风焓差.在送风口面积已知的情况下, 通过对送风速度进行测试, 从而确定送风量.由于系统是闭式循环风系统, 因此, 回风量等于送风量.测试过程为:在低气压环境模拟装置内, 依次调节装置内部压力为0.10、0.09、0.08、0.07、0.06、0.05、0.04 MPa, 并对上述各物理量进行测量.

2 测试原理

当空气外掠翅片管束时, 由于翅片表面温度低于空气露点温度, 使空气在被冷却过程中结露而析出水份, 即空气与翅片管之间不但发生显热交换, 还发生因空气中水蒸气凝结而引起的潜热交换.

空气与翅片管之间的显热换热量为

(1)

式中:Q_x为空气侧显热换热量, kW; G_a为空气质量流量, kg·s^-1; c_{p, a}为空气比定压热容, kJ·kg^-1·K^-1; t_{i, a}、t_{o, a}分别为空气进口、出口温度, ℃.

空气与翅片管之间的潜热换热量为

(2)

式中:r为水汽化潜热, kJ·kg^-1; d_{i, a}、d_{o, a}分别为进、出口空气绝对含湿量, g·(kg干空气)^-1.

空气与翅片管之间的总换热量为

(3)

式中, i_{i, a}、i_{o, a}分别为空气进口、出口焓值, kJ·kg^-1.

根据理想气体状态方程^[8]

(4)

式中:m为空气质量, kg; V为空气体积, m³; p为绝对压力, Pa; R_g为气体常数, J·(kg·K)^-1; T为热力学温度, K.

又因m=ρV, 则有

(5)

式中, ρ为空气密度, kg·m^-3.

由式(5)可知, 在一定温度下, 空气密度与压力成正比, 因此压力降低时, 空气密度随之降低.

根据对流换热理论^[9], 强制对流换热特性可以用以下准则关系式表示, 即

(6)

其中:

式中:Nu为努赛尔特数; Re为雷诺数; Pr为普朗特数; c、n、m均为常数; h为空气侧对流换热系数, W·(m²·K)^-1; l为特征长度, 取管外径, m; λ为导热系数, W·(m·K)^-1; u为来流空气流速, m·s^-1; μ为空气的动力黏度, kg·(m·s)^-1; α为热扩散率, m²·s.在一定压力范围内(绝对压力为0.01～1 MPa时), μ、λ以及Pr可以认为是与大气压力无关的常数^[9], 因此式(6)可变为

(7)

式中, c′为常数.

则有

(8)

因式(8)中, μ、λ在一定压力范围内与大气压力无关.而u、l均不发生变化, 因此

(9)

结合式(5)有

(10)

式中:h′为低气压下空气侧对流换热系数, W·m^-2·K^-1; ρ′为低气压下空气密度, kg·m^-3; p′为大气压力降低后的绝对压力, Pa.

由式(10)可知, 当大气压力降低时, 空气对流换热系数随之减小, 而对一给定开缝翅片管换热器而言, 换热面积不变, 因此换热器换热量降低即空调器制冷量降低.

3 测试结果与分析 3.1 不同气压下空气侧换热系数变化

因为在一定压力范围内(绝对压力为0.01～1 MPa时), μ、λ以及Pr可以认为是与大气压力无关的常数^[9], 将对文献[6]中的实验关联式推广至低气压范围.图 2为不同气压下空气侧换热系数变化情况.

由图 2可知, 随着气压的降低, 空气侧换热系数实验值与文献[6]中实验关联式的计算值均随之降低.在压力为0.09 MPa时, 两者相差最大, 为8.41%, 说明实验值与计算值吻合良好; 在压力为0.04 MPa时, 空气侧换热系数与常压下相比下降了26.99%.这是因为随着气压的降低, 空气密度降低, 在空气流速保持不变时, Re降低, 所以Nu随之降低, 空气侧对流换热系数随之降低.因此, 在低气压环境下, 换热器换热能力降低, 空调器制冷能力降低, 如需要保持空调器制冷能力不变, 可以采用提高迎面风速的方法, 但是风速提高势必导致系统阻力增加, 因此需综合考虑空调器换热效率与风速之间的关系.

3.2 不同气压下空气侧总换热量、显热换热量以及潜热换热量变化

图 3为不同气压下空气侧总换热量、显热换热量以及潜热换热量变化情况.表 2为不同气压下显热换热量以及潜热换热量占总换热量的比率.

由图 3和表 2可知, 随着气压的降低, 换热器总换热量逐渐降低, 气压为0.04 MPa时, 总换热量与常压下相比下降了36.63%;随着气压的降低, 空气的密度降低, 从而导致空气质量流量降低, 显热换热量降低, 气压为0.04 MPa时, 显热换热量与常压下相比下降了65.01%;随着气压的降低, 空气的含湿量增大, 导致空气侧潜热换热量增大, 当气压为0.04 MPa时, 潜热换热量与常压下相比增加了23.44%, 当气压降至0.058 MPa以下时, 空气侧潜热换热量将高于显热换热量, 在气压为0.04 MPa, 潜热换热量占据总换热量的62.49%.如果气压进一步降低, 潜热换热量比率是否继续上升以及上升到何种程度仍需要进一步研究.

4 结论

当大气压力降低时, 空气密度减小, 空气质量流量减小, 翅片管换热器空气侧对流换热系数减少, 总换热量、显热换热量均减小, 在气压为0.04 MPa时, 与常压下相比, 空气侧对流换热系数下降了26.99%, 显热换热量下降了65.01%.又由于随着气压的降低, 空气含湿量增加, 导致在气压为0.04 MPa时, 与常压下相比, 潜热换热量增加了23.44%, 总换热量下降了36.63%, 因而, 随着气压降低, 翅片管换热器换热效率降低, 空调器制冷能力降低, 在对高原地区空调的设计过程中以及低压低温风洞装置设计过程中, 需考虑气压对空调换热器的影响.