汽车空调管带式蒸发器模型参数数值模拟分析

方金湘, 李 徽, 万周政

(1. 岳阳职业技术学院 机电工程系, 湖南 岳阳 414000; 2. 湖南理工学院 机械工程学院, 湖南 岳阳 414006)

汽车空调管带式蒸发器模型参数数值模拟分析

方金湘1, 李 徽2, 万周政1

(1. 岳阳职业技术学院 机电工程系, 湖南 岳阳 414000; 2. 湖南理工学院 机械工程学院, 湖南 岳阳 414006)

在湿工况下对管带式蒸发器进行了制冷剂侧和空气侧性能实验, 还利用模型进行了管带式蒸发器性能的研究.制冷剂侧的研究表明: 管带式蒸发器管内参数分布极不均匀, 采用传统的集中参数模型计算很不合理. 空气侧通过研究百叶窗角度对换热和压降的影响, 改进了原有的翅片结构. 相比原翅片, 改进后的翅片空气侧表面传热系数提高在21%以上,但压降仅增大不到4.5%. 该模型不仅合理可靠, 而且具有较高的准确度. 研究结果对汽车空调厂商在设计同类型产品时具有一定参考价值.

蒸发器模型; 模拟分析; 分布参数; 表面传热系数

引言

随着我国汽车工业的发展, 汽车空调也随之迅速发展. 虽然汽车空调制冷原理的形成和制冷空调装置的产生已经有相当长的历史, 但是真正基于计算机平台的制冷空调模拟计算技术的研究始于20世纪70年代末, 80年代初. 在至今长达30多年的制冷空调模拟计算研究中, 人们主要的研究内容集中在以下几个方面:

1) 对系统中传热和流动机理的理论和实验研究;

2) 研究部件特性, 建立部件准确易解的数学模型, 为部件优化及建立部件和系统的动态数学模型打下坚实的基础;

3) 从系统特性的研究角度出发, 对部件模型作合理简化.

在整个制冷系统中, 换热器是至关重要的部件, 直接影响到系统的效率和成本. 因此, 对制冷系统模型的研究也主要集中在换热器模型的研究上.

国内已有管带式冷凝器数学模型的试验研究[1], 因此本文介绍了R407C蒸发器数学模型[4,1]的性能实验研究, 选择了适用的计算关联式并对其预测值进行实验对比. 为进一步的系统模拟优化, 并对新型的换热器进行研究与开发具有实际的指导意义.

1 管带式蒸发器的研究

汽车空调管带式蒸发器在结构上, 与普通管翅式蒸发器相比有着很大的差别. 管带式蒸发器受安装空间和重量的限制, 结构比较紧凑, 它的管子是由一条连续的铝合金材料挤压成多孔通道的椭圆扁管, 然后将其机械弯曲成等间距的蛇行管, 同时把经冲压开缝的带状铝箔加工成铝带后放在蛇行管中. 因此, 实际应用中不可能照搬管翅式蒸发器的模拟计算方法, 需要为它建立新的数学模型.

管带式蒸发器是多孔扁管换热器, 当扁管宽度不变时, 孔数的改变, 直接影响制冷剂侧的水力直径这一重要的参数, 进而影响换热器的性能, 所以孔数的选择对换热器性能有重要的影响. 近年来, 又出现了带内肋的管带式蒸发器. 研究表明: 内肋强化表面既增加了换热面积, 又增强了换热系数, 可同时也增加了制冷剂侧的流动阻力. 空气侧普遍采用波纹百叶窗翅片形式的管带式蒸发器, 它的百叶窗翅片是很薄的铝片, 先等距离冲出百叶窗形窄条, 再扭转一定的角度, 通常采用两组相对扭转. 百叶窗翅片使空气偏离了原有流动方向, 而与百叶窗平面方向一致, 从而增加了气流的扰动, 增强了换热. 百叶窗翅片结构参数对空气侧性能影响的研究非常复杂, 光依靠试验来研究代价显然是很大的, 利用数值模拟方法来进行性能优化计算是个很好的选择.

管带式蒸发器相关的制冷剂侧和空气侧的流动、传热和传质机理的试验和理论研究都为管带式蒸发器的数值模拟奠定了良好的基础. Chang等人[2]在管带式蒸发器试验研究的基础上, 通过引入面积比(area ratio)因子, 得到了形式较为简单的j、f因子的计算关联式. 和试验数据相比, 换热系数和压降的关联式预测值有85%的误差在%10±之内.

1999年, 韩国Y.J.Chang等人[2]又提出了一个广泛适用于各种形式百叶窗翅片的f因子关联式, 该关联式是三个因子的乘积, 形式比较复杂, 平均误差为9.21%.

2 管带式蒸发器数学模型验证

2.1 实验系统装置

管带式蒸发器数学模型实验验证是在美国TESCOR公司设计生产的两器(冷凝器和蒸发器)试验台上进行的, 地点: 湖南岳阳恒立冷气设备股份有限公司中心试验室.

系统装置如图1所示.

图1 两器试验台制冷循环系统图

此实验系统不但适合汽车空调制冷系统, 而且适合空调制热系统和热泵系统的试验研究.

测试精度为: 温度0.02K, 绝对压力1%, 压差0.1%, 制冷剂质量流速0.3%. 测试蒸发器外形如图2.

为了验证所提出的管带式蒸发器数学模型的合理性, 需要做蒸发器变风量和变制冷剂流量的性能试验, 以便根据所取得的实验数据, 与模拟结果进行比较, 从而改进模型.

图2 管带式蒸发器

试验用蒸发器为管带式18微通道口琴管, 百叶窗翅片, 材料为铝质. 该管带式蒸发器的结构参数蛇形盘管长2685.15mm, 高186 mm; 扁管深FD=91 mm, 直径DM=5.5 mm, 微通道高HC=4.3 mm, 宽WC=4.55 mm; 翅片长FL=16.0 mm, 翅片间距FP=2.0 mm, 翅片厚FT=0.15 mm;百叶窗孔长LL=13.0 mm, 间距LP=2.0 mm, 片数为32.

2.2 数学模型的验证

蒸发器数学模型的建立详见文献[1].

在数学模型中选择Chang(1999)j因子关联式给出了空气侧表面传热系数和换热量的预测方法. Chang提出的2个关联式可以适应大范围ReLP的计算, 他们的ReLP实验验证范围在100～2000之间. 考虑到Chang(工程)关联式中不包含翅片的结构参数, 不便于换热器优化设计, 所以选择Chang(1999)j因子关联式来计算空气侧表面传热系数. 根据实验数据重新拟和了f因子关联式.拟和关联式的预测偏差最大为11.2%.

模型的预测值与实测值的比较见表1, 2及图3.

表1 换热量预测值与实验值比较

表2 风阻和出风干球温度的预测值与实验值比较

图3 换热量预测值与实测值比较

由表1和表2, 图3可知, 蒸发器参数数学模型在迎面风速1.49～3.22m/s、制冷剂质量流速是1.42～2.61kg／min的变化范围内,与实验值相比, 换热量计算误差在9%以内,空气侧的风阻预测误差在11.17%以内.

3 蒸发器的性能分析

3.1 制冷剂侧的性能分析

计算工况为: 制冷剂质量流量2.66kg/min, 膨胀阀进口压力17.70kgf/cm²,温度56.52℃, 膨胀阀出口压力3.27 kgf/cm²;空气侧送风量418.88m³/h, 进口干球温度27.03℃, 湿球温度19.69℃.

从图4可看出, 进入蒸发器的制冷剂干度为0.4, 大约在蒸发器长度等于2.6m处, 制冷剂由两相区进入过热区. 图中干度等于1.0表示处于过热区.

图5表明, 管内压降主要集中在两相区, 过热区压降相对较小. 总的压降可达到约26kPa, 大于家用空调翅片管式蒸发器的压降. 这是因为管带式蒸发器的微通道具有较小的水力直径, 023B管带式蒸发器的水力直径不过才2.41mm, 而家用空调常用的圆管内径却至少是9.0 mm.

图4 干度沿蒸发器长度的变化

图5 制冷剂压力随蒸发器长度的变化

3.2 空气侧的性能分析

表3～5给出了不同迎面风速下, 管带式蒸发器风阻(mmH2O)、换热量(W)、显式表面系数(W/(m²·K))和表面传热系数(W/(m²·K))受百叶窗角度影响的情况, 其中30°是023B的实际百叶窗角度值. 从表中可以发现:

① 百叶窗角度对风阻的影响与对表面传热系数的影响相同, 均随角度的增大而增大; 并且风速越大, 影响就越大.

② 在低风速时, 百叶窗角度对换热的影响不明显, 不同角度的换热量相差仅为几十瓦. 随着风速的增大, 这种影响变得十分显著. 风速为3.22m/s时, 20°的换热量比30°减小高达1214W.这是因为风速越大, 表面传热系数受角度的影响就越大. 三种风速下, 百叶窗角度为30°和35°时的换热量均相差不大.

③ 百叶窗角度对显式表面传热系数的影响不大. 这表明, 干工况下的换热性能受百叶窗翅片角度影响不明显.

根据上面关于百叶窗角度对换热影响的分析结果, 选取间距LP＝1.5mm, 角度LA＝35°的新翅片. 对新翅片计算后, 不同风速下的新翅片和原翅片的性能比较见表6.

表3 迎面风速为1.49m/s

表4 迎面风速为2.05m/s

表5 迎面风速为3.22m/s

表6 新翅片与023B原翅片性能比较

由表6可见, 与管带式蒸发器023B(LP＝2mm, LA＝30°)相比, 三种风速下新翅片的换热量均有所提高, 其中风速为2.05m/s的换热量比原翅片提高3.13%. 新翅片的表面传热系数除了在3.22m/s增大较小外, 其它两个风速下表面传热系数的提高幅度都在21%以上, 但新翅片的风阻相比原翅片仅增大不到4.5%.

4 结论

本文利用建立的稳态分布参数模型, 开展了管带式蒸发器性能的研究, 并对比实测值和预测值来验证模型; 对023B管带式蒸发器湿工况下空气侧性能进行了研究, 结果表明管带式蒸发器分布参数数学模型不仅合理可靠, 而且具有较高的准确度, 可以满足同类型蒸发器的产品设计和改进的需要, 为进一步的系统模拟做准备, 为汽车空调厂商在设计同类型产品时, 提供了更多指导性的建议.

[1] 陈林辉. 管带式冷凝器数学模型与实验研究[D]. 西安: 西安交通大学硕士学位论文, 2003

[2] Y.J.Chang and C.C.Wang.A generalized heat transfer correlation for louver fin geometry[J]. Int.J. Heat Mass Transfer, 1997, 40(3): 533～544

[3] Man-Hoe Kim, Clark W. Bullard.Air-Side Thermal Performance of Micro-Channel Heat Exchangers Under Dehumidifying Conditions[A]. Eighth Int. Refrigeration Conference, Purdue University, USA, 2000: 119～126

[4] 刘 洋, 王 芳, 杜世春. R407C空调器系统及换热器的研究进展[J]. 流体机械, 2006, 9

[5] 姚平经, 郑轩荣. 换热器系统的模拟、优化与综合[M]. 北京: 化学工业出版社, 1992

Simulation Analysis on Distributed Parameter of Serpentine Evaporator in Automobile Air-conditioner With Mathematical Model

FANG Jin-xiang1, LI Hui2, WAN Zhou-zheng1
(1.YueYang Vocational Technical College, Yueyang 414000, China; 2. College of Mechanical Engineering, Hunan Institute of Science and Technology, Yueyang 414000, China)

A new distributed parameter model of control volume scheme has been developed for different phase regions of the in-tube refrigerant flow, and the mathematical model was tested under changeable air flow rate in wet condition on refrigerant-side and air-side. Finally the model was used to analyze the performance of serpentine evaporator. The research on refrigerant-side shows that the parameters, including coefficient of heat transfer, temperature and pressure, change strongly in flow direction in non-uniform condition. By analyzing the effect of louver and angle on air-side heat transfer and pressure drop, a new type of louver fin is designed with an approximately 21% increase in heat transfer coefficient and only 4.5% increase in pressure drop compared with the present louver fin. It testifies that the model is not only reasonable and reliable, but also upper veracity.

serpentine evaporator model; simulation analysis; distributed parameter model; heat transfer coefficient

U464.138

A

1672-5298(2012)02-0060-04

2012-03-19

方金湘(1964- ), 女, 湖南临湘人, 岳阳职业技术学院机电工程系高级工程师, 副教授. 主要研究方向: 汽车检测与维修