同轴管对汽车空调系统性能提升的仿真研究
2022-03-06宋李栋杨年炯谭明香
宋李栋，杨年炯 ， 谭明香
(1.广西科技大学机械与汽车工程学院，广西柳州 545006；2.东风柳州汽车有限公司，广西柳州 545005)
0 引言
目前，国家对整车节能环保的要求越来越高，汽车空调系统对整车能耗有着较大影响。电动汽车、混合动力汽车等低排放汽车，虽然能源利用率较高，但动力输出有限，因此能够提供给空调系统的动力受到严格限制，这对空调系统的节能高效提出了更高要求。提高空调的效率实现节能减排的主要途径有改善空调零部件的效能、使用绿色制冷剂、优化空调系统结构等。就汽车空调系统结构而言，通常汽车空调的制冷管分为低压管和高压管，低压管温度低，总是被发动机舱加热，而高压管急需散热。若将低压管与高压管套装在一起，构成同轴管，则高温管热量能传入低温管，同轴管可以有效利用高、低压管的热量传递，实现空调系统中的二次换热，提高空调制冷效率。
文中从提高空调系统效率的角度，分析使用不同结构型式的同轴管对车用空调系统性能改善的效果。通过仿真分析，比较了高低压一体式同轴管与螺旋式同轴管的换热能力，通过一维仿真软件KULI建模，对比在空调系统增加同轴管前后的效果，增加同轴管后有效提升了空调系统的制冷能力，并改善了整车的节能效果。
1 同轴管结构及其节能工作原理
1.1 同轴管类型
1.1.1 高低压一体式同轴管
高、低压管路独立，即分体式，是目前汽车空调系统使用率较高的管路型式。它由独立的两根管路组成，即高压管路和低压管路。空调系统中，低压管路中从蒸发器出来的低温制冷剂，在温度较高的发动机舱中吸热，不能有效利用这部分能量，而高压管路中的制冷剂状态是高温高压，需要散热来提高制冷性能，将二者结合，即高低压管路做成一体式同轴管，则能将能量充分利用。
1.1.2 螺旋式同轴管
相较于高低压一体式同轴管，螺旋结构的设计，增加了制冷剂的通过长度，使之能更加充分地进行热交换，相同程度下，螺旋式同轴管的换热性能更好，不足之处在于制造工艺复杂、成本较高、流道加长造成制冷剂压力损失增大。
1.2 工作原理
同轴管路节能工作原理为：高、低压两根管路集成一体，通过高、低压管在工作过程中自身的物理特性(低压管路制冷剂温度低，高压管路制冷剂温度高)相互传递能量，将能量充分利用而避免损失，能够有效起到节能、提高制冷性能的作用，其工作原理如图1所示。
图1 同轴管路工作原理
同轴管内制冷剂的布置主要有内液外气和内气外液两种，文中侧重验证高低压一体式同轴管与螺旋式同轴管的换热能力，以内管为低压气体、外管为高压液体这一型式进行仿真分析。
2 单体仿真模型的建立与处理
2.1 模型建立
在同轴管路数值计算中，只将低压气体和高压液体流动的流体区域和进行传热的铜管进行几何处理和网格划分，并将高、低管路的前后端用面封住，设置为相应的进出口边界。共有3个计算域：气体流体域、液体流体域和固体域。利用HyperMesh软件建立模型，高低压一体式同轴管计算域及局部放大图如图2所示。螺旋式同轴管计算域及局部放大图如图3所示。
图2 高低压一体式同轴管计算域及局部放大图
图3 螺旋式同轴管计算域及局部放大图
在HyperMesh软件中进行简化，处理高、低压管结构模型，建立封闭的求解域，并采用三角形网格类型初步划分面网格。选择三维、稳态、气体、定常密度、分离流动，开启-湍流模型和雷诺时均N-S方程，并激活能量方程。其中设置两个计算流体域和一个固体域，固体域材料选为“Cu”，流体域分别对应于气态R134a和液态R134a。
2.2 仿真结果分析
2.2.1 流场分析
对高低压一体式同轴管与螺旋式同轴管内流管路流场进行仿真分析，如图4和图5所示。
图4 高低压一体式同轴管内流管路流场分析
图5 螺旋式同轴管内流管路流场分析
由图4可看出，流体从管路一端进入并在管路内流动，从另一端流出，整个流动过程中速度均匀，只在两端有局部的速度上升。
由图5可看出，流体从管路一端进入并在管路内流动，从另一端流出，整个流动过程中速度较为均匀，在中间部分有外流区域的情况下造成速度上升。
2.2.2 温度及压力分析
2.2.2.1 高低压一体式同轴管
高低压一体式同轴管流体域温度和压力云图如图6所示。可以看出，当内管为气体、外管为液体时，内流体因进出口处有一部分不存在换热，所以出现温度在进出口处有部分温度不变的管路，整个温度变化过程是气体由低温逐渐上升，至出口处温度上升到最高，气体温度上升至16 K，而液体管路则与之相反，温度逐渐下降，至出口处液体温度降至40 K。对压力而言，在整个管路中无论是否存在换热，压力均出现均匀变化，气体管路中压力降要远大于液体管路中的压力降。
图6 高低压一体式同轴管流体域温度和压力云图
2.2.2.2 螺旋式同轴管
螺旋式同轴管流体域温度和压力云图如图7所示。可以看出，内管为气体、外管为液体时，内流体因进出口处有一部分不存在换热，所以出现温度在进出口处有部分温度不变的管路，整个温度变化过程是气体由低温逐渐上升，至出口处温度上升到最高，气体温度上升至18 K，而液体管路则与之相反，温度逐渐下降，至出口处液体温度降至39 K。对压力而言，在整个管路中无论是否存在换热，压力均出现均匀变化，气体管路中压力降要远大于液体管路中的压力降。
图7 螺旋式同轴管流体域温度和压力云图
2.3 两种不同结构型式同轴管换热情况对比
针对高低压一体式和螺旋式两种不同结构型式的同轴管，其气态R134a入口直径相同，均为13.6 mm，其空间尺寸基本一致，在相同的边界条件下进行换热仿真模拟，性能对比见表1。
表1 螺旋式同轴管与高低压一体式同轴管换热对比
由表1可知，在相同边界条件下，螺旋式同轴管的气体管路温度上升了13 K，而高低压一体式同轴管仅上升了10.9 K；螺旋式同轴管的液体管路温度下降7.8 K，高低压一体式则下降6.2 K。相比较而言，螺旋式同轴管更能有效提高低温低压冷媒温度、更有效地降低了高温高压冷媒的温度，制冷效率更高。
3 系统仿真模型的建立与处理
3.1 原空调系统仿真模型的建立
根据空调元件的特点和布置方式，建立空调系统一维模型。模型中内侧(制冷剂侧)流动元件包括压缩机、冷凝器、膨胀阀、蒸发器。外侧(空气侧)流动元件包括冷凝器和蒸发器，以及各自的温度源、湿度源、流量源。空气侧设置两条回路，第一条回路为冷凝器空气回路，第二条为蒸发器空气回路，需要分别设置空气通过冷凝器和蒸发器的入口温度、湿度以及风量，如图8所示。
图8 空调系统制冷剂侧仿真模型
在空调制冷系统中，热交换器主要有蒸发器和冷凝器，两者分别担负吸热和放热的作用，并构成了系统的高压侧和低压侧。蒸发器和冷凝器的换热状态的好坏，直接关系到整个制冷系统的效率，因此在建模过程中，其准确性会对结果产生较大影响。在KULI软件中，蒸发器和冷凝器的模型是基于几何参数的，由于强化换热措施的不同，各个元件的散热能力不同，因此需要根据试验对元件的模型进行修正。
根据内部流动特征，将蒸发器分为4个尺寸两两相同的部分，每个部分的尺寸见表2。蒸发器其他参数设置：单个管入口表面积为49.663 5 mm；单个管湿周为47.5 mm；单个管高度为2.26 mm；单条散热带翅片个数为189；翅片厚度为0.08 mm。
表2 蒸发器几何参数 单位：mm
汽车空调冷凝器属于风冷式冷凝器，需要有冷却风扇将传至冷凝器管片表面的热量带走。冷凝器冷却效果的好坏与冷凝器本身的散热能力及通风效果有关，前者由冷凝器本身的结构、尺寸、材料和工艺所决定，后者则与风扇的通风能力、冷凝器的安放位置及冷凝器周边的导流措施有关。同蒸发器一样，冷凝器模型的准确与否，对系统仿真结果产生较大的影响，需通过试验对冷凝器的换热能力进行修正。
表3为冷凝器几何参数，其中长度为冷凝器在制冷剂流动方向的长度。冷凝器其他参数设置：单个管入口表面积为21.308 7 mm；单个管湿周为33.472 6 mm；单个管高度为1.36 mm；单条散热带翅片个数为241；翅片厚度为0.1 mm。
表3 冷凝器几何参数 单位:mm
压缩机排量为86 mL，传动比为1.46，在蒸发器和冷凝器的空气侧，分别利用流量元件来设定空气的流量，它们分别属于不同的空气流通通道中，由于处在不同的环境，各自的入口温度、湿度不同，故分别设置不同的入口温度和湿度。根据实际情况，设定蒸发器的空气流量分别为580 m/h，其他空气侧参数见表4。
表4 空气侧一维模型参数设置
在仿真分析中，还需要设置一些其他仿真参数(表5)，对于稳态计算，较为关键的参数是压缩机转速和冷凝器迎风温度，其中怠速工况，考虑热回流的影响，冷凝器迎风温度取53 ℃。
表5 仿真参数设置
进行稳态模拟仿真，得到不同工况下的仿真结果见表6。
表6 不同工况下的仿真结果
3.2 同轴管一维计算模型的建立
在原车空调系统增加同轴管后，搭建如图9所示的空调系统一维仿真模型。
图9 空调系统一维仿真模型
进行稳态模拟计算，增加同轴管后仿真结果见表7。
表7 增加同轴管后仿真结果
空调系统增加同轴管后，各工况下压缩机功率均有所下降，而蒸发器功率有所增加，即能耗下降、制冷性能提升。同时蒸发器制冷剂出口压力降低，经过同轴管后进入压缩机的压力也相应降低，使得压缩机功率也随之降低。
4 结束语
以某车型空调系统为研究对象，根据计算域设置相应的边界进行稳态换热仿真计算， 对高低压一体式同轴管与螺旋式同轴管内流管路流场、温度及压力进行仿真分析，表明螺旋式同轴管相较于高低压一体式同轴管有更好的换热效果。根据各工况下的仿真结果，压缩机功率减小0.40%～6.79%，蒸发器制冷功率增大1.17%～3.97%，可见，压缩机功率均有所降低，蒸发器制冷功率均有所提升，说明有效提升了空调系统的制冷能力，起到了改善整车节能的效果。
