蒸发器总成流动与换热性能研究

王刚 王程飞 王英洋

长江大学机械工程学院

蒸发器作为空调系统中的重要元件，其性能的好坏直接决定空调性能。近年来，国内外学者对蒸发器的性能做过深入研究。周庆辉[1]通过数值模拟分析了翅片间距、翅片高度、水管间距对暖风机换热器换热效率影响，优化了暖风机换热器的结构并通过实验证明结构的合理性。赵夫峰[2]通过数值模拟分析翅片厚度对不同结构的翅片管换热器性能的影响。朱娟娟[3]基于数值模拟分析了空调内部的流场分布，得到不合理区。黄东[4]等通过实验和数值模拟方法研究了风速非均匀分布会使蒸发器换热量降低。综上所述，前人在风道对蒸发器性能影响的研究较少，笔者应用实验与仿真方法研究风道对蒸发器性能影响，为空调结构设计提供参考。

1 实验研究

1.1 实验装置及测试方法

蒸发器单体性能实验是在汽车空调总成性能实验台上完成，其实验装置如图1所示，由实验机、蒸发器、测试系统、制冷系统等部分组成。实验机产生具有一定速度的均匀热风，进入风道结构，在蒸发器处实现热空气与制冷剂换热，最后将冷空气排出。

图1 蒸发器实验装置简图

在实验过程中，为了避免热量散发影响实验结果，采用了隔热措施。同时，为了准确地测量蒸发器出口温度，在蒸发器出口截面布置27个热电偶，如图2所示。对测量值求取平均值，以保证温度的准确性。

图2 蒸发器出口截面热电偶布点图

1.2 实验方案

改变质量流量分别为250 kg/h、400 kg/h、500 kg/h、600 kg/h，测试不同质量流量时蒸发器进出口压力和蒸发器出口平均温度。

1.3 实验结果

蒸发器进出口压降随入口质量流量的增大而增大，如图3所示。这是由于质量流量增大，空气流动阻力增大，蒸发器进出口压降增大。蒸发器出口平均温度随着质量流量的增大而增大，如图4所示，当入口质量流量从250 kg/h增加到400 kg/h时，蒸发器出口平均温度从5.43 ℃增加到6.15 ℃，但入口质量流量从400 kg/h增加到600 kg/h时，蒸发器出口平均温度从6.15 ℃增加到9.36 ℃。说明当质量流量小于400 kg/h时，质量流量对换热的影响较小。当质量流量大于400 kg/h时，质量流量对换热的影响显著。

图3 蒸发器进出口压降随质量流量变化图

图4 蒸发器出口温度随质量流量变化图

2 数值模拟

2.1 基本假设

基于相同实验条件下，在数值模拟时，做出如下假设：1）空气为不可压缩气体。2）将蒸发器简化为多孔介质模型[5]。3）只考虑空气与蒸发器的对流换热。4）蒸发器温度保持不变。

2.2 参数确定

空气在蒸发器总成中的流动为湍流流动，计算时选用k-ε 模型[6]。在数值模拟过程中，为了得到多孔介质的真实性能，需要在动量守恒方程中引入一个源项[6]。基于实验测得的流动参数，求解空气流过多孔介质时的粘性阻力和惯性阻力。动量源项表达式为：

式中：Si是i（x,y,z）动量方程的源项；D和C为矩阵。

达西定律将多孔介质中的流速与压力梯度相关联，随着流速的增加，速度和压力梯度之间的关系变为非线性。Dupuit和Forchheimer[7-8]将多孔介质中的流动用半理论性推理，在达西公式中加入一个速度的二次项，即：

式中：Δp为压力，Pa；v为速度，m/s；a1为常数，kg/(m3·s)；a2为常数，kg/m4。

则有

式中：1/α 为黏性阻力系数，1/m2；C2为惯性阻力系数，1/m；μ 为空气动力黏度，Pa·s；ρ 为空气密度，kg/m3。

将图3中入口质量流量转化为相应入口速度，使用最小二乘法对速度-压降进行拟合，其拟合方程为：

有：a1=μ/α=25.18866，a2=ρC2/2=11.73743。其 中，μ=1.85508×10-5Pa·s，ρ=1.18 kg/m3。所以粘性阻力系数1/α=3.57×107m-2，惯性阻力系数C2=523.524978 1/m。

2.3 物理建模

1）基于蒸发器实验模型建立数值模拟模型（模型一），如图6所示，模型包括进口段、蒸发器、出口段，其中进口段和出口段尺寸为244 mm×204 mm×150 mm，蒸发器尺寸为244 mm×204 mm×38 mm。

图6 模型一

2）基于某汽车空调建立数值模拟模型（模型二）如图7所示，模型包括进口段、风道、蒸发器、出口段等。其中，蒸发器尺寸为244 mm×204 mm×38 mm，风道尺寸为359 mm×203 mm×55 mm，出口段尺寸为150 mm×244 mm×204 mm，进口段尺寸为150 mm×91 mm×67 mm。

图7 模型二

2.4 网格划分

蒸发器总成先进行表面修复后再进行面网格划分，最后进行体网格划分。当网格基本单元小于5 mm时，计算蒸发器进出口压降和蒸发器出口平均温度结果基于稳定。故将蒸发器总成网格基本尺寸设置为5 mm，棱柱层设置为3层，薄体网格层数设置为4层，其网格模型如图8所示。

图8 网格模型

2.5 边界条件

空气入口为质量流量入口，入口温度为30 ℃。空气出口为压力出口，出口压力为大气压。壁面无滑移，近壁面采用标准壁面函数法。进口段、风道结构、出口段均采用绝热壁面。蒸发器温度不变，设蒸发器壁面温度为5 ℃。

2.6 计算结果

为了验证计算模型的正确性和可行性，以空气质量流量为变量（250 kg/h、400 kg/h、500 kg/h、600 kg/h），将实验结果与模型一的仿真结果进行对比。如表1所示，蒸发器进出口压降实验结果与仿真结果之间的最大误差为1.6%，蒸发器出口平均温度的实验结果与仿真结果之间的最大误差为10.28%，说明了数值模拟方法的可行性和正确性。

表1 模型一数值仿真结果与实验结果对比

3 风道结构对蒸发器总成性能的影响

蒸发器进出口压降随着蒸发器入口质量流量的增大而增大，并且模型二中蒸发器进出口压降大于模型一的压降，如图9所示。蒸发器出口平均温度也随着质量流量的增大而增大，但模型二蒸发器出口温度大于模型一的蒸发器出口温度，如图10所示。由模拟结果可以判断蒸发器前的风道结构对蒸发器的换热性能有影响。

图9 蒸发器进出口压降随质量流量变化图

图10 蒸发器出口温度随质量流量变化图

以空气入口质量流量500 kg/h，入口温度30 ℃为例，计算得到模型二蒸发器总成的流场分布及其温度场。如图11（a）所示，空气在入口段和风道中温度保持不变，通过蒸发器时，由于空气与蒸发器换热，空气温度降低，并且进入蒸发器前半部分温度降低比后半部分快，说明空气与蒸发器的换热主要发生在蒸发器的前半部分。如图11（b）所示，风道结构截面发生变化，使得风道结构高压区主要集中在风道结构尾部，由于蒸发器会对空气流动产生阻碍，使得空气在蒸发器处产生压降。如图11（c）所示，空气在风道尾部和截面变化区域产生涡流（如图黑色区域所示），这是由于空气进口段与蒸发器几乎垂直，气流在直角处进行扩张，出现涡流，使得蒸发器换热不充分，导致蒸发器的换热效率下降，蒸发器出口平均温度升高。

图11 模型二蒸发器总成模拟结果

4 结论与建议

1）通过实验研究发现，蒸发器进出口压降随质量流量的增大而增大。蒸发器出口平均温度随着质量流量的增大而增大，并且，当入口质量流量小于400 kg/h时，质量流量对蒸发器换热性能影响较小，当入口质量流量大于400 kg/h时，质量流量对蒸发器的换热性能影响较大。

2）通过实验结果与数值模拟结果对比，验证了数值模拟方法是可行的，将与蒸发器单体实验结构相同模型（模型一）、某汽车空调模型（模型二）的结果进行对比，发现模型二蒸发器出口温度高于模型一蒸发器出口温度，说明蒸发器前风道会对蒸发器的流动与换热性能有影响。

3）通过模型二的流场分析发现，空气在蒸发器处的换热主要集中在蒸发器的前半部分，在风道结构尾部和截面变化区域产生涡流（如图黑色区域所示），使得蒸发器的换热不充分，导致换热效率降低，蒸发器出口平均温度升高。在风道设计过程中要要考虑蒸发器进口平面与风道尾部的角度，为其设计提供参考。