基于AMEsim的机载冷凝器换热性能数值模拟

2021-05-06张永宏刘宸旭

兵器装备工程学报 2021年4期

张永宏，刘宸旭

(1.重庆安全技术职业学院，重庆 404000； 2.山东大学计算机科学与技术学院，山东青岛 266237)

随着多任务飞行器的快速发展，其系统内部产生的无效热载荷呈指数式上涨，直接影响到座舱、设备舱等重要舱室的环境稳定性，因此，对机载制冷系统的冷却需求[1-5]不断提高。目前，装载于多任务飞行器上的制冷系统多为蒸发循环系统，而冷凝器作为连接外界冲压空气与内部闭环系统的媒介，起着热量传输的作用，其性能的优劣直接影响到机载制冷系统的制冷效果。

机载冷凝器多为空-液热交换器，即参与换热的工质为外界冲压空气与系统内相变制冷剂[6]。目前，某型号飞行器机载冷凝器主体设计主要依靠试验的方法，但是试验具有所需周期长、费用高等缺点，应用软件仿真辅助设计，可以达到缩短研发周期、降低研制成本的目的[7]。现阶段的机载冷凝器制冷量较小，为5 kW左右，难以满足日益增长的热负荷。

本研究针对上述需求，首先，以某型号飞行器上的机载冷凝器为样本，阐述换热机理，建立高制冷量的机载冷凝器数值仿真模型并验证其可靠性；然后，分析不同迎面风速下的换热性能；最后，从实际工程应用的角度出发，分析极端工况下的机载冷凝器换热性能，为机载冷凝器的设计提供一定的参考依据。

1 机载冷凝器换热机理

为了分析机载冷凝器的换热机理，对换热模型进行了简化处理，做出基本假设[8-10]：① 在扁管内流动的制冷剂为一维流动状态；② 在两相区任一截面上，均相流模型的气、液两相压力相等。依据三大定律，得到以下方程：

质量守恒方程：

(1)

动量守恒方程：

(2)

动量守恒方程：

(3)

其中：ρ是制冷剂密度；u是制冷剂的流速；h是运动长度；t是时间变量；x是空间维度；P是压力；fx是摩擦因数；θ是分离角；Ai是内部的流通面积；q是热流量。

制冷剂侧的换热量QR：

(4)

空气侧的换热量Qair：

Qair=αairAaηa(Tair-Two)

(5)

环控系统内的制冷剂经过压缩机增压后，以高压高温的气体状态进入冷凝器，通过冷凝器的壁面和翅片，与外界的冲压空气进行热交换，在此过程中，制冷剂将热量转移给外部的冲压空气制冷剂的形态。制冷剂的形态，则从气态变化到气液两相状态，接着变化成液体，最后以液体的形态从冷凝器出口流出。

2 机载冷凝器数值仿真模型以及方法验证

2.1 机载冷凝器数值仿真模型

机载冷凝器为平行流冷凝器，建立仿真模型，如图1所示。机载冷凝器为热媒4流程，冷媒单流程的叉流空-液换热器，其中热媒的流道比例为12∶9∶6:5。机载冷凝器芯体尺寸为525 mm×405 mm×12 mm，其中扁管高为2 mm，制冷侧水力直径为1.2 mm，每层扁管的流通面积为9 mm2；翅片高度为12 mm，翅片厚度为0.1 mm，翅片间距为1.2 mm；百叶窗的开窗角度为30°，百叶窗间距为1 mm，百叶窗长度为 4 mm。换热介质为冲压空气与R134a制冷剂。

2.2 数值方法的验证

章节2.1节已经提到机载冷凝器的具体结构参数，此机载冷凝器为某型号飞行器上的实际装机产品，已经进行过地面稳态实验，试验工况如表1所示。

表1 试验工况

依据表1所示的试验工况，采用章节2.1所提到的数值方法进行建模仿真。图2为冷凝器换热量的试验数据与仿真结果的对比图。

图2 冷凝器换热量的试验与仿真结果直方图

由图2可知，空气风速为1 m/s时，试验数据为1 050 W，仿真结果为1 000 W，两者相差相对误差为4.76%；空气风速为3 m/s时，试验数据为2 856 W，仿真结果为2 700 W，两者相差5.46%。实际工程应用中，仿真结果与试验数据间的相对误差不大于10%时，则认为计算模型可靠。因此，本研究所建立的的机载冷凝器仿真模型是可靠的。

3 计算分析

3.1 影响因素

机载环控系统中，冷凝器担当着将热量传递到外界冲压空气的作用，冷凝温度以及冷凝压力的高低决定着环控系统的换热量，而在实际工程应用中影响冷凝温度以及冷凝压力的因素主要有空气侧温度、空气侧压力、空气侧相对湿度、空气侧质量流量、制冷剂侧温度、制冷剂侧压力、制冷剂侧质量流量等。

在机载冷凝器尺寸结构一定的情况下，分别考虑空气侧和制冷侧的相关参数对换热器性能的影响，结合实际工程经验从中选择具有代表性的因素进行分析，得到的影响因素组合如表2所示，结合仿真的手段对影响因素进行分析。

表2 仿真工况影响因素

依据表2，分析影响机载冷凝器换热性能的参数，4种工况的仿真因变量分别为：空气侧温度TA与制冷剂侧温度TR、空气侧温度TA与制冷剂侧质量流量dmR、空气侧质量流量dmA与制冷剂侧温度TR、空气侧质量流量dmA与制冷剂侧质量流量dmR。

3.2 仿真边界条件

依据3.1节内得到的4种工况，进行仿真，仿真边界条件如表3所示，其中符号代表仿真因变量。

表3 仿真边界条件

3.3 结果分析

采用空气侧温度TA与制冷剂温度TR为因变量，仿真结果如下：

图3为表2中工况1的仿真结果，可以得到以下结论：

由图3(a)可知，当TA固定为40 ℃，以5 ℃为增加量，将TR从55 ℃增加到75 ℃，机载冷凝器的换热量分别为2 624 W、2 707 W、2 790 W、2 872 W、2 842 W。随着TR的增高，换热量增加，当增加到一个临近温度时，换热量呈下降趋势。这是由于，TR的提高，使得冷凝器转移到外界冲压空气的热量得到相应的提高，但是冷凝器的换热量是有上限，当换热量超过上限，机载冷凝器的换热量呈下降趋势。

图3 工况1仿真曲线

由图3(b)可知，当TR固定为60 ℃，以5 ℃为增加量，将TA从20 ℃增加到40 ℃，换热量分别为5 002 W、4 804 W、4 559 W、3 845 W、2 707 W，机载冷凝器的换热量依次降低。这是由于，TA的提高，使得冷凝器的换热性能降低，导致冷凝器的换热量降低。

比较图3(a)和图3(b)可知，以5 ℃为增加量，当TR固定时，冷凝器换热量的变化率较大。相比于TR，TA这一参数影响较大，且温度越低，冷凝器换热效果越好。

采用空气侧温度TA与制冷剂侧质量流量dmR为因变量，仿真结果如图4所示。图4为工况2的仿真结果，可以得到以下结论：

由图4(a)可知，当TA固定为40 ℃，以0.003 kg/s为增加量，将dmR从0.018 kg/s增加到0.03 kg/s，机载冷凝器的换热量分别为2 203 W、2 451 W、2 709 W、2 972 W、3 250 W。随着dmR的增高，换热量增加。这是由于，dmR的提高，使得单位时间内冷凝器转移到外界冲压空气的热量得到相应的提高，由于仿真条件的限值，未观察到换热量临界点。

由图4(b)可知，当dmR固定为0.024 kg/s，以5 ℃为增加量，将TA从20 ℃增加到40 ℃，换热量分别为4 992 W、4 800 W、4 559 W、 3 845 W、2 707 W，机载冷凝器的换热量依次降低。

比较图4(a)和图4(b)可知，相比于dmR，TA这一参数影响较大，且温度越低，冷凝器的换热效果越好。

图4 工况2仿真曲线

采用空气侧质量流量dmA与制冷剂侧温度TR为因变量，仿真结果如图5所示。

图5为工况3的仿真结果，可以得到以下结论：

由图5(a)可知，当TR固定为60 ℃，随着dmA的增加，机载冷凝器的换热量变化量不明显。这是由于，TR固定为60 ℃时，冲压空气与机载冷凝器的换热量已经达到临界值，因此换热量趋于稳定。

由图5(b)可知，当dmA为0.55 kg/s时，以5 ℃为增加量，将TR从55 ℃增加到75 ℃，换热量分别为2 628 W、2 712 W、2 794 W、2 876 W、2 863 W，随着TR的增加，机载冷凝器的换热量依次增加，变化幅度较小。

比较图5(a)和图5(b)可知，TR固定不变的情况下，dmA对机载冷凝器的换热效果影响可以忽略不计；dmA固定不变的情况下，TR对机载冷凝器的换热效果影响较小。

图5 工况3仿真曲线

采用空气侧质量流量dmA与制冷剂侧质量流量dmR为因变量，仿真结果如图6所示。

图6 工况4仿真曲线

图6为工况4的仿真结果，可以得到以下结论：

由图6(a)可知，当dmA固定为0.55 kg/s，以0.003 kg/s为增加量，将dmR从0.018 kg/s增加到0.03 kg/s，机载冷凝器的换热量分别为2 201 W、2 450 W、2 709 W、2 976 W、3 250 W。随着dmR的增加，机载冷凝器的换热量依次增加，且变化幅度较小。

由图6(b)可知，dmR达到0.024 kg/s时，随着dmA的增加，机载冷凝器的换热量增加量趋于稳定值。

由图6可知，当dmA固定不变时，dmR对机载冷凝器的换热效果影响较小；当dmR固定不变时，dmA对机载冷凝器的换热效果影响可以忽略不计。