二氧化碳汽車空調(diào)氣體冷卻器的數(shù)值仿真設計和實現(xiàn) 車輛工程專業(yè)

二氧化碳汽車空調(diào)氣體冷卻器的數(shù)值仿真摘要：本文建立了跨臨界CO2制冷系統(tǒng)中微通道氣體冷卻器數(shù)值模型,對管內(nèi)CO2和空氣側(cè)的流動和換熱進行了數(shù)值仿真。并運用該模型分析了各種參數(shù)下的氣體冷卻器的性能,以指導跨臨界CO2制冷系統(tǒng)中微通道氣體冷卻器的優(yōu)化設計。關鍵詞：跨臨界CO2制冷系統(tǒng)；汽車空調(diào)；氣體冷卻器1引言近年來世界上研究跨臨界CO2制冷系統(tǒng)的很多研究機構(gòu)都對其在汽車空調(diào)上的應用進行了研究。圖1為二氧化碳汽車空調(diào)制冷劑流程圖，其中的構(gòu)件分別為：1、壓縮機；2、氣體冷卻器；3、吸氣熱交換器；4、膨脹閥；5、蒸發(fā)器；6、低壓儲液器。CO2在汽車空調(diào)中的循環(huán)過程就是1～6的流動過程。圖1二氧化碳汽車空調(diào)制冷劑流程圖CO2在氣體冷卻器中壓力可達10MPa以上,處于超臨界狀態(tài),常規(guī)尺寸的換熱器設計因耐壓需要顯得非常厚重,緊湊式換熱器體現(xiàn)出高效輕便的優(yōu)點。由于CO2單位容積制冷量大,流動和傳熱性能好,使得設計緊湊式換熱器更加現(xiàn)實。為了保證換熱器有足夠的耐壓能力和較好的換熱性能,氣體冷卻器一般采用微通道管形式[1]。由于超臨界CO2在氣體冷卻器內(nèi)冷卻時,熱物性隨溫度變化劇烈,尤其是在偽臨界區(qū)域內(nèi)，換熱器中空氣和制冷劑都存在很大的溫度滑移,空氣和制冷劑沿各自流動方向的溫度分布都會對換熱產(chǎn)生相當大的影響。本文擬建立跨臨界CO2制冷系統(tǒng)中微通道氣體冷卻器數(shù)值模型,對管內(nèi)CO2和空氣側(cè)的流動和換熱進行數(shù)值仿真。并運用該模型分析各種參數(shù)下的氣體冷卻器的性能,以指導跨臨界CO2制冷系統(tǒng)中微通道氣體冷卻器的優(yōu)化設計。2模型和仿真本模型采用有限單元的方法,在分布參數(shù)模型中將氣體冷卻器沿制冷劑和空氣流動方向的劃分為二維網(wǎng)格計算；在空氣流動的方向,將氣體冷卻器按微通道劃分單元格,單元格的數(shù)目與微通道的數(shù)目相同；在制冷劑流動的方向,將扁平管按長度等分劃分為單元格。將每一個微通道管沿管長方向平均劃分為10個計算單元(如圖2),每個單元被看成是一個小的叉流式換熱器(如圖3)。圖2微通道長度方向的單元劃分圖3單個單元的計算方法在這個單元內(nèi)，假定壁溫恒定，制冷劑、空氣定性溫度采用平均溫度，這樣能有效地減小由于變物性所帶來的計算誤差。本模型還假定，制冷劑從積液管平均分流到每一個微通道管內(nèi)，且微通道管之間以及沿軸線方向沒有熱傳導,忽略管壁熱阻。因此，對于每個流程中給定的第j段，可以根據(jù)能量平衡，得到以下關系式：空氣側(cè)：（1）制冷劑側(cè)：（2）空氣與管壁之間的對流換熱：（3）制冷劑與管壁之間的對流換熱：（4）式中，，每個單元內(nèi)制冷劑、空氣定性溫度；且每一個單元制冷劑入口參數(shù)等于前一單元出口參數(shù)，即有，。對于超臨界CO2，本文采用Gnielinski[2]傳熱系數(shù)關系式：（5）Pettersen等[3]推薦，Re在2300～5.0×106范圍內(nèi)的微通道管中，式(5)的計算結(jié)果與實驗數(shù)據(jù)有較好的一致性。本文的計算條件以及引用的實驗條件[4]均滿足此要求，故采用該式能保證計算的準確度。3仿真結(jié)果分析應用本模型,對微通道管氣體冷卻器的性能進行比較與分析,以得到優(yōu)化的結(jié)構(gòu)參數(shù)。計算選用的參數(shù)為:空氣進口溫度35℃,空氣質(zhì)量流量500,制冷劑進口溫度110℃,制冷劑壓力9.0MPa,制冷劑質(zhì)量流量30；氣體冷卻器結(jié)構(gòu)參數(shù)見表1。在跨臨界制冷循環(huán)中,氣體冷卻器進出口的焓差是衡量其換熱能力的主要標志,而出口焓值對整個系統(tǒng)的能效比有重要的影響。所以通過改變部分參數(shù),比較并分析了進出口焓差、出口焓值及管內(nèi)壓降,以考察這些參數(shù)對換熱器性能的影響程度。表1實驗氣體冷卻器的參數(shù)[4]迎風面積cm2內(nèi)部深度mm內(nèi)部體積cm3空氣側(cè)表面m2制冷側(cè)表面m2195016.533205.20.49積液管直徑mm翅片布置密度m－1微通道長度mm微通道數(shù)2×7886545113.1制冷劑壓力的影響比較了壓力分別為8、10、12MPa的制冷劑進入換熱器的情況,圖4顯示了計算結(jié)果。由圖中可以看到，進出口焓差隨著壓力的增大而增大，而出口焓值隨之減小，當壓力為8MPa時，這種增減的幅度明顯減小；管內(nèi)壓降隨壓力增大而減小。因此，要得到氣體冷卻器更強的換熱能力，提高制冷劑的壓力是有益的。但是對于整個系統(tǒng)來說，提高制冷劑的壓力勢必要耗費壓縮機更多的功，因此存在一個最優(yōu)的壓力值，使此時的系統(tǒng)COP值最大[5]。當壓力大于這個值時，制冷量的增加不足以補償壓縮功而使COP值減小。圖5是不同壓力下，各流程內(nèi)傳熱系數(shù)h沿流動方向的變化。在第一流程內(nèi)，12MPa時的傳熱系數(shù)最大，8MPa時的最小，因此在這一流程內(nèi)，12MPa時的換熱量最多。第二流程內(nèi)，溫度達12、10MPa時的虛擬臨界溫度(53.7、45℃)，傳熱系數(shù)達到最大值后開始變小。而8MPa時的虛擬臨界溫圖4焓壓差值圖圖5不同壓力下?lián)Q熱系數(shù)的比較度較低，為34.5℃，到換熱器出口也沒有達到這個溫度，因此，傳熱系數(shù)沒有出現(xiàn)峰值，而是持續(xù)地增大。第三流程內(nèi)，8MPa時的傳熱系數(shù)大，其換熱量也多。但是由于在第一流程內(nèi)溫差較大，換熱主要集中在這一流程內(nèi)，因此，總的換熱量12MPa時的最大。3.2微通道管內(nèi)徑的影響微通道管的內(nèi)徑對換熱器的性能也有非常重要的影響。作為比較，本文對相同尺寸的扁平管采用不同的管數(shù)和管內(nèi)徑(mm)，分別15×0.5、12×0.68、11×0.79、10×0.9、9×1.0。圖6給出了不同管徑下的進出口焓差和管內(nèi)壓降.管徑的減小使制冷劑流速加快，增強了對流換熱，有助于增大進出口焓差，提高換熱量，由于進口焓值相同，可降低出口焓值。但這種增減呈變緩的趨勢，這是由于隨管徑的減小換熱面積也減小。流速的加快會使管內(nèi)壓降上升，尤其是當管徑減小至0.5mm時，壓降急劇增大；且管徑越小在實際使用中越容易發(fā)生堵塞現(xiàn)象，所以管徑也不宜取得過小。管徑也不宜過大，會惡化對流換熱，且管徑較大時需增加換熱器的壁厚，增大了換熱器的容積和質(zhì)量。如本文計算采用的扁平管參數(shù)下，管徑1.0mm的管壁只有0.325mm，就必須考慮加厚管壁。圖6微通道直徑對焓壓差的影響因此，綜合考慮以上各因素，認為管徑0.68、0.79、0.9mm能達到優(yōu)化性能的目的,因此，設計采用的管徑應在此范圍內(nèi)。3.3流程數(shù)的影響增加流程數(shù)，能夠得到更好的換熱性能，因為制冷劑側(cè)的換熱將得到增強。本文計算了5種不同流程數(shù)的情況，具體的流程數(shù)(管數(shù)分配)布置分別為:1(34)、2(17/17)、3(13/11/10)、4(10/9/8/7)、5(8/7/7/6/6)。如圖7所示，隨著流程數(shù)的增加，進出口焓差也增大(出口焓值減小)，因此，采用多流程對提高換熱量和整個系統(tǒng)的COP值是有利的。而這種增大(減小)趨勢是逐漸減小的,流程數(shù)為3～5時的差別已很小了。管內(nèi)壓降隨著流程數(shù)的增加而升高,且流程數(shù)越多壓降的升高越明顯,流程數(shù)為4、5時的壓降就要比流程數(shù)為3時的大許多。因此,對于流程和壓降之間的關系還需要綜合考慮，按照計算結(jié)果分析采用流程布置3是合適的。圖7流程數(shù)對氣體冷卻器焓壓差的影響4結(jié)論建立了跨臨界CO2制冷系統(tǒng)中微通道氣體冷卻器的計算模型，對管內(nèi)CO2和空氣側(cè)的流動和換熱進行了仿真模擬。通過比較仿真結(jié)果與實驗數(shù)據(jù)，驗證了該模型正確性。運用該模型分析了各種結(jié)構(gòu)參數(shù)下的氣體冷卻器的性能，得到以下結(jié)論:提高制冷劑壓力、減小管徑、增加流程數(shù)均有助于增大換熱量,降低出口焓值,且增減的幅度隨之逐漸變小；提高壓力將增大輸入功,減小管徑、增加流程數(shù)會加大管內(nèi)壓降。參考文獻[1]Pettersent.J,Hafner.A,SkaugenG.DevelopmentofcompactheatexchangersforCO2air－conditioningsystems.Int.J.Refrig.1998,21(3):180－193[2]GnielinskiV.Newequationsforheatandmasstransferinturbulentpipeandchannelflow.Int.Chem.Eng.,1976,16(2):359－368[3]PettersenJ,RiebererR,LeisteA.Heattransferandpressuredropcharacteristicsofsupercriticalcarbondioxideinmicrochanneltubesundercooling.In:GrollEA,RobinsonDM,eds.4thIIR－GustavLorentzenConferenceonNaturalWorkingFluids.WestLafayette:2000.99－106[4]YinJianMin,BullardClarkW,HrnjakPredragS.R744gascoolermodeldevelopmentandval