汽车空调层叠式与管带式蒸发器性能模拟分析比较

1、汽车空调层叠式与管带式蒸发器性能模拟分析比较郝亮阚杰李涛李强袁秀玲(西安交通大学摘要运用数值模拟的方法,在空调工况范围内,对汽车空调层叠式蒸发器的换热和压降特性与管带式蒸发器进行模拟分析和比较。结果表明,层叠式蒸发器的传热和流动性能都优于管带式蒸发器,换热量提高15%左右,而压降却降低50%左右,并且由于层叠式蒸发器紧凑的结构特点,在较大的制冷剂流量下性能会表现的更为优越。关键词层叠式蒸发器管带式蒸发器换热压降The performence simulation comparison of the automotive laminatedand the band2tube evaporator

2、Hao LiangKan JieLi TaoLi QiangYuan Xiuling(Xian Jiaotong UniversityABSTRACTThe heat transfer and pressure drop characteristics of the automotive air2condi2 tion laminated evaporator is compared with the band2tube evaporator using numerical simulation method under A/C condition.The result shows that

3、the capacity of the laminated evaporator is larger than the band2tube evaporator by15%,while the pressure drop is lower by50%.And because of the compact structure characteristic of the laminated evaporator,the performance of the laminated evaporator is better when the refrigerant flux is larger.KE Y

4、 WOR DSlaminated evaporator;band2tube evaporator;heat transfer;pressure drop汽车空调技术的发展,无论是汽车空调部件还是汽车空调系统,目前都是围绕着保护环境、提高效率、减轻质量、缩小体积、降低振动和噪声以及安全可靠等方面展开。而冷凝器和蒸发器作为汽车空调系统中两个重要的部件,其换热效果直接影响着整个系统的性能,所以一直是改进和开发的重点。由于受到安装空间和重量的限制,汽车空调系统对换热器高效、紧凑性的要求比较高。近年来,国内外车用空调换热器在强化传热、提高效率、缩小体积等方面取得了很大的进展,换热器更新换代的速度很快。例

5、如,汽车空调换热器已由原来的翅片管式及管带式结构,逐步被层叠式和多元平行流式结构所取代。而其中层叠式蒸发器是目前汽车空调蒸发器的主要发展方向,但国内对层叠式蒸发器的开发和应用起步较晚,并且由于其在结构上有一些特殊之处,对它的性能的研究还比较少。因此,笔者从数值模拟的角度,对层叠式蒸发器的传热和流动性能与管带式蒸发器做了比较。1层叠式蒸发器的结构层叠式蒸发器是在管带式蒸发器的基础上发展起来的,由两片冲成复杂形状的铝板叠在一起形成小水力直径的矩形制冷剂通道,并在每两个铝板之间放置波纹型百叶窗翅片,然后一层层叠置起来(如图1所示。在换热板内部采用交叉纹、点状纹和平行纹等异形表面,增大制冷剂侧传热面积

6、,提高紊流程度和表面换热系数。单个换热板由中间第7卷第1期2007年2月制冷与空调REFRIGERA TION AND AIR-CONDITION IN G61265收稿日期:2005210210通讯作者:郝亮,Email:hlsky隔板隔开,形成U 型制冷剂通道,制冷剂在流动过程中将沿中间隔板发生180°的突转。通常,层叠式蒸发器也会在储液室内设置隔板,将换热板分成若干流程,每一流程有不同的夹板数。层叠式蒸发器的加工难度较大,但效率也较高,结构相当紧凑,在体积和质量方面都优于管带式蒸发器,并且能很好地解决管带式蒸发器分液不均匀的问题 。图1层叠式蒸发器结构2数学模型及求解2.1基本

7、假设层叠式蒸发器与管带式蒸发器具有不同的结构特点,为了研究问题的方便,在建立稳态分布参数模型时均遵循以下假设条件:在各流程中制冷剂流量均匀分配;蒸发器内制冷剂流动简化为一维流动,制冷剂蒸汽和液体均不可压缩; 忽略不凝性气体和润滑油对传热的影响;忽略管壁轴向导热,即沿翅片方向导热占优;翅片上凝结水立刻排出,不考虑霜工况 。2.2 控制方程组根据以上的假设,分别取管带式蒸发器的一根多孔蛇行管及其管外翅片和层叠式蒸发器的一个换热板制冷剂通道及其周围翅片为研究对象,如图2和图3所示。沿制冷剂流动方向将研究对象按一定长度划分微元,取其中一个微元为控制体,如图4所示。图2管带式蒸发器结构简图对该控制体运用

8、质量守恒、动量守恒及能量守恒,列出控制方程组如下:图3层叠式蒸发器换热板结构简图图4蒸发器微元控制体制冷剂侧:9(u 9z=0u 9u 9z =-9P 9z-fu 9h9z =C i A iq ,q =i (T w -T r 空气侧:m a d h a d y d y =o A oCp a (h a -h s m ad ad yd y =A o (w a -w s 式中为密度(kg/m 3;u 为速度(m/s ;h 为比焓(kJ /kg ;为换热系数(W/(m 2K ;为含湿量(g/kg 干空气;P 为压力(Pa ;z 为制冷剂侧微元长度(m ;Cp 为定压比热容(k J/(kg K ;m 为

9、质量流量(kg/s ;f 为摩擦压降梯度(Pa/m ;y 为空气侧微元长度(m ;为质量传递系数,由传热系数按刘易斯准则关系式导出。下标:a 表示空气;r 为制冷剂;i 为管内侧;o 为管外侧;in 为进口;out 为出口。由于层叠式蒸发器散热板的特殊结构,制冷剂板内流动时将沿中间隔板发生180°的突转,因此应考虑转弯处制冷剂与空气流动方向的变化,以及隔板前后控制体进口空气状态的不同。而对于管带式蒸发器,空气沿多孔扁管流动,对于横截面上的每一扁管,应该考虑其管外空气状态的变化,分别求解。2.3制冷剂热力性质计算系统模拟所使用的制冷工质为R134a ,其热力性质和迁移性质采用制冷剂物性

10、计算软件REF 2PROP 提供的FOR TRAN 程序源代码计算。26制冷与空调第7卷2.4换热系数与压降公式的选取层叠式蒸发器采用的是内部强化的扁型流道,其流型与圆管内流动有很大的差异。实验研究表明,表面张力对制冷剂在小水力直径管内流动和传热的强化效果显著,可以在较小的制冷剂流速下达到紊流,获得较大的换热系数。汽车空调蒸发器的入口干度通常为20%30%,且空泡份额通常都大于80%。制冷剂流型以环状流为主,液膜附在壁面流动,中心是夹带液滴的气体流动,沸腾以膜状蒸发为主,核状蒸发效果较弱。因此,两相区传热系数采用Lockhart2Martinelli系数关联式1,两相区压降公式选用适用于小水力

11、直径多孔矩形扁管的Yang和Webb关联式2;过热区对流传热系数同样采用经典的Dittus2Boelter公式计算,压降公式参考Blasius摩擦因子关联式3。在层叠式蒸发器的U形流道转弯处,制冷剂与空气的相对流动方向由叉流变为顺流或逆流,换热效果有所变化,其换热系数与压降根据文献4进行修正。管带式蒸发器的制冷剂通道为内肋椭圆扁管,两相区换热系数选用Kandlikar通用沸腾关联式5,过热区对流传热系数采用经典的Dittus2Boelter公式计算,并采用内肋管表面传热修正系数6进行修正。内肋管两相区压降选用文献7提出的关联式,过热区压降公式也参考Blasius摩擦因子关联式2。层叠式蒸发器与

12、管带式蒸发器的管外空气侧都以波纹型百叶窗翅片为主,对于其传热及空气流动压降公式,选用Davenport在大量的试验基础上得到的百叶窗翅片的传热因子j与摩擦阻力因子f的经验公式2。蒸发器翅片通常工作在湿状态下,翅片与流动空气间的换热不仅有显热交换,同时还有空气含湿量变化引起的潜热交换,管外换热系数采用析湿系数计算公式修正8。3结果及分析模拟计算所用的层叠式蒸发器与管带式蒸发器具有相同的体积和迎风面积,均为长0.2m,宽0.24m,深65mm;管间距和翅片间距也都相等,分别为8.0mm和2.8mm。保持制冷剂出口过热度为5,以下改变运行工况,对二者的换热和流动性能进行详细的对比。3.1送风量影响图

13、5和图6为蒸发温度为5时,层叠式蒸发器与管带式蒸发器的换热量和压降随送风量的变化曲线。可以看出,层叠式和管带式蒸发器的换热量和压降都随送风量的增大而增大。但是与管带式相比,层叠式蒸发器换热量大,总体压降小,尤其在风量较大时,换热性能更为优越。通过对比可知, 在相同的送风量条件下,层叠式蒸发器的换热量要比管带式平均高15% ,压降比管带式低50%左右。压降差别大主要是由于层叠式蒸发器的特殊结构以及流程布置,使得其流程长度远小于管带式蒸发器的流程长度。图5换热量随送风量的变化图6压降随送风量的变化3.2进口空气湿球温度影响图7和图8为两者的换热量和压降随进口空气湿球温度的变化曲线。由于蒸发器管外为

14、湿工况,在湿空气状态下,推动管外热交换的动力主要是进口空气与蒸发器管外凝结水膜周围饱和空气之间的焓差,因此湿球温度对其影响较大。由图可以看出,两种换热器的换热量和压降都随进口空气湿球温度的提高而增加。在相同的进口空气状态下,层叠式蒸发器换热和流动性能也均优于管带式。由于模拟计算中假设凝结水立即排出,而在实际中为避免凝结水过多而阻塞百叶窗以及产生水膜热阻,空气进口湿球温度不应该过大。但是,由于层叠式蒸发器压降小的特性,可以使制冷剂在蒸发过程温度变化较小,避免压降过大而使制冷剂温36第1期郝亮等:汽车空调层叠式与管带式蒸发器性能模拟分析比较度降到冰点以下,从而有效减少管壁结霜这种恶化换热的情况发生

15、 。图7 换热量随进口空气湿球温度的变化图8压降随进口空气湿球温度的变化3.3蒸发温度影响以下研究在保持进口空气状态、送风量以及节流前制冷剂状态不变的情况下,改变蒸发器温度对层叠式蒸发器及管带式蒸发器性能的影响。图9和图10为换热量和压降随蒸发温度的变化情况。通过对比可以看出,在39 蒸发温度范围内, 层叠式蒸发器的换热量要比管带式平均高16%;而在压降方面, 层叠式蒸发器却比管带式平均低50%,并且随着蒸发温度的降低,其换热和压 降优势都在增大。从图11可以看出,在保持出口过热度不变的情况下,两者的流量均随蒸发温度的增加而减小。在保持进口空气状态不变的条件下,提高蒸发温度,在一定程度上减小了

16、制冷剂与空气的温差,减弱了换热,但层叠式蒸发器始终比管带式具有更好的换热性能。从图12单位质量制冷量随蒸发温度变化曲线可以看出,制冷剂在层叠式蒸发器中的单位质量制冷量比在管带式蒸发器中高2.08%1.36%。虽然蒸发温度越高,单位质量制冷量越大,但层叠式蒸发器在低蒸发温度下的优势更为明显。由于模拟中,在较低的蒸发温度下的制冷剂流量比较大,综合图9图12,也反应映在较大的制冷剂流量下,层叠式蒸发器压降和换热特性的优势比管带式蒸发器表现的更加突出。图9换热量随蒸发温度的变化图10压降随蒸发温度的变化图11制冷剂流量随蒸发温度的变化图12单位质量制冷量随蒸发温度的变化46制冷与空调第7卷4结论通过对

17、汽车空调层叠式蒸发器和管带式蒸发器建立数学模型,计算分析两者的传热及流动特性。模拟结果表明,层叠式蒸发器与管带式蒸发器相比,在各种变工况条件下都表现出换热量大和制冷剂侧整体压降小的优点。通过对比可知,层叠式蒸发器的换热量提高15%左右,而压降却降低50%左右,并且由于层叠式蒸发器紧凑的结构特点,其流程长度远小于相同尺寸的管带式蒸发器,在较大的制冷剂流量下,其性能表现得更为优越。参考文献1Feldmana A,Marvilletb C,Lebouche M.Nucleate andConvective Boiling in Plate Fin Heat Exchangers.Int.J.Heat

18、 and Mass Transfer,2000(43:343323442. 2阙雄才,陈江平.汽车空调实用技术.北京:机械工业出版社,2003.3Ould Didi M B,K attan N,Thome J R.Prediction oftwo2phase pressure gradients of refrigerants in horizontaltubes.Int.J.Refrigeration,2002(25:9352947.4Han J C,Chandra P R,Lau S C.Local heat/masstransfer distributions around sharp

19、l802deg turns in two2 pass smooth and rib2roughened channels.Journal ofHeat Transfer,1988,(110:9128.5K andlikar S G.A G eneral Correlation for SaturatedTwo2Phase Flow Boiling Heat Transfer Inside Horizon2 tal and Vertical Tubes.Journal of Heat Transfer, 1992,(112:2192228.6G arcia Valladares O.Review

20、 of In2Tube CondensationHeat Transfer Correlations for Smooth and Micro2finTubes.Heat Transfer Engineering.2003,(24:6224.7Cavalllini A,Del Col D,Doretti L,et al.Heat Transferand Pressure Drop During Condensation of RefrigerantInside Horizontal Enhanced Tubes.Int J Refrigeration,2000,(23:4225.8丁国良,张春

21、路.制冷空调装置仿真与优化.北京:科学出版社,2000.(上接第55页续表接触热阻0.004(m2K/W冷凝器所需总换热面积 3.4m2翅片侧污垢热阻0.0008(m2K/W设计有效换热管长 1.069m 总传热系数33.53W/(m2K设计分路数10对数平均温差10.5设计每路流程数12所需风量6564.58m3/h管排数2风机功率500W设计管内换热面积 3.554m2设计余量 4.5%从表3中可以看出,设计计算结果合理,这就说明应用笔者所介绍的理论模型可以较好地预测管内冷凝换热系数、翅片侧表面换热系数,并以邓为依据,对翅片管式冷凝器进行设计。3结论介绍分析了R134a单元式风冷冷风机组翅片管式冷凝器的理论设计程序,采用Cavallini2 Zecchin模型计算管内冷凝换热系数,使用修正的Vampola关联式得出波纹片管束的表面换热系数。设计程序简单,设计结果合理,能够提高设计的准确性及设计效率。参考文献1Shah M M.A general correlation for heat transfer dur2ing film condensation in tubes.International Journal ofHeat and Mass Transfer,1979,1852196.2Cavallin