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1、汽車空調(diào)平行流冷凝器傳熱性能實(shí)驗(yàn)研究與仿真 摘要 對(duì)汽車空調(diào)平行流式冷凝器使用的沖縫百葉窗翅片空氣側(cè)的傳熱與流動(dòng)性能進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)研究和模擬計(jì)算，分析研究了不同風(fēng)速和不同翅片結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)平行流式冷凝器性能的影響，為平行流式冷凝器性能優(yōu)化設(shè)計(jì)提供了重要的參考。 關(guān)鍵詞 汽車空調(diào)；平行流冷凝器；性能；仿真 1 前言 平行流式冷凝器吸收了管帶式的各項(xiàng)新技術(shù)，是R134a的最適宜的替換機(jī)型，目前已成為最有前途的冷凝器形式[1]。平行流式冷凝器采用空氣冷卻且為了減少車用空調(diào)的體積、重量和增強(qiáng)傳熱，它一般在制冷劑側(cè)采用低肋管，以增大傳熱面積，在管外采用波紋百葉窗翅片，能有效破壞空氣流動(dòng)邊界層，從

2、而大大強(qiáng)化空氣側(cè)換熱。國(guó)內(nèi)外很多學(xué)者對(duì)平行流換熱器進(jìn)行了大量的研究。 文獻(xiàn)[2]建立了多元平行流冷凝器換熱計(jì)算模型。文獻(xiàn)[3]建立了多元平行流蒸發(fā)器數(shù)學(xué)模型，對(duì)兩流程和三流程的蒸發(fā)器進(jìn)行了比較分析。文獻(xiàn)[4]選用合適的傳熱和壓降關(guān)聯(lián)式，對(duì)多元平行流冷凝器進(jìn)行了數(shù)值模擬，結(jié)果表明制冷劑在非圓截面微通道內(nèi)的冷凝過程中，表面張力對(duì)表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)的強(qiáng)化效果明顯通過改變流程數(shù)和各流程管數(shù)來改變冷凝過程中的流通截面而達(dá)到調(diào)整流速的作用，從而可以保持較高的冷凝換熱系數(shù)和較低的流動(dòng)壓降，與常規(guī)換熱器相比具有顯著的優(yōu)越性。Suga和Aoki [5]對(duì)百葉窗角度一定時(shí)翅片間距與百葉窗間距比值進(jìn)行了優(yōu)化，分析了翅片

3、結(jié)構(gòu)與換熱性能的關(guān)系。Yuan Y M和Jackson [6]發(fā)現(xiàn)熱尾流增大了熱阻，對(duì)傳熱不利，在設(shè)計(jì)換熱器時(shí)要考慮盡量減少熱尾流對(duì)換熱的影響。Itoh和Kuroda[7] 在模擬過程中考慮了空氣物性隨溫度的變化，同時(shí)他們還對(duì)百葉窗翅片陣列進(jìn)行了可視化實(shí)驗(yàn)，發(fā)現(xiàn)數(shù)值模擬結(jié)果與實(shí)驗(yàn)結(jié)果吻合。Atkinson[8]模擬了百葉窗翅片換熱和阻力特性，結(jié)果表明三維模型不但能得到百葉窗翅片表面流體流動(dòng)中存在的復(fù)雜的三維特征，而且其換熱和阻 力的平均特性也和實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)更吻合。Keu和Liu等[9] 對(duì)圓管和橢圓管結(jié)構(gòu)的翅片管換熱器空氣側(cè)流動(dòng)和傳熱性能進(jìn)行了數(shù)值模擬，他們對(duì)百葉窗翅片的翅片間距、百葉窗

4、角度以及長(zhǎng)度進(jìn)行了系統(tǒng)的研究。文獻(xiàn)[10] 模擬分析了不同百葉窗角度下的傳熱和阻力性能，發(fā)現(xiàn)在24度時(shí)傳熱性能最好。 文獻(xiàn)[11]對(duì)不同的翅片間距和翅片厚度的傳熱特性和流動(dòng)阻力做了比較，結(jié)果表明，翅片間距減小，空氣側(cè)對(duì)流換熱系數(shù)以及進(jìn)出口壓差都隨之增大，效果明顯翅片厚度減小，換熱系數(shù)增加和壓差減少，但是變化都不大。文獻(xiàn)[12]對(duì)汽車上常用的百葉窗式換熱器的傳熱過程進(jìn)行了分析，建立了翅片內(nèi)導(dǎo)熱與翅片耦合對(duì)流換熱的物理數(shù)學(xué)模型，并采用數(shù)值分析方法對(duì)該耦合傳熱問題進(jìn)行了數(shù)值模擬計(jì)算，數(shù)值計(jì)算結(jié)果與實(shí)驗(yàn)關(guān)聯(lián)式計(jì)算結(jié)果進(jìn)行了比較，它們有很好的一致性。 2 平流式冷凝器試驗(yàn)分析 本文采用美國(guó)TESCO

5、R汽車空調(diào)換熱器性能 試驗(yàn)臺(tái)測(cè)試?yán)淠骺諝鈧?cè)性能。整個(gè)換熱器測(cè)試臺(tái)放置在測(cè)試室內(nèi)，測(cè)試室配置了一套標(biāo)準(zhǔn)的測(cè)試風(fēng)洞，用于空氣的熱焓測(cè)量。測(cè)試風(fēng)洞為封閉隔熱結(jié)構(gòu)，分兩部分分別用于溫、濕度測(cè)量和空氣流量測(cè)量。采用鋁制混合器及銅絲網(wǎng)，以確保迅速感應(yīng)溫度變化。溫、濕度由空氣采樣器采樣，并遵循從哪里采樣又順流送回到哪里的原則，保持空氣的穩(wěn)定性?？諝饬髁坎捎脟娮鞙y(cè)量，測(cè)試風(fēng)洞選擇不同的噴嘴組合來滿足不同的測(cè)量范圍。測(cè)試風(fēng)洞的排氣口與室內(nèi)空氣處理系統(tǒng)入口直接相連，配備一臺(tái)可調(diào)節(jié)空氣循環(huán)風(fēng)機(jī)，這樣就不會(huì)影響室內(nèi)溫度的均勻性。風(fēng)洞后部設(shè)有一分流調(diào)節(jié)器。在測(cè)試開始前，調(diào)節(jié)好分流調(diào)節(jié)器于一適當(dāng)位置，有助于選擇循環(huán)風(fēng)

6、機(jī)最有效益的工作點(diǎn)。 試驗(yàn)用平行流冷凝器為岳陽(yáng)恒立冷氣設(shè)備有限公司提供的2mm×16 mm的十孔鋁質(zhì)口琴管鑲嵌開百頁(yè)窗U形帶狀鋁質(zhì)翅片平流式冷凝器。采用的制冷劑為R134a，其界面如圖1所示。冷凝器各流程扁管數(shù)依次為16、10、6、4；扁管外型高、寬分別為2mm、16mm，翅片厚0.12mm，翅片間距1.5mm翅片高8mm，百葉窗角度27°。 圖1 平流式冷凝器制冷劑流程示意圖 冷凝器換熱性能試驗(yàn)工況條件：進(jìn)風(fēng)干球溫度為45℃，進(jìn)口制冷劑壓力2.0MPa，進(jìn)口制冷劑溫度100℃，出口過冷度5℃。試驗(yàn)中設(shè)定冷凝器迎面風(fēng)速為1.0、2.0、3.0、4.0 m/s。 3 空氣側(cè)

7、百葉窗翅片的傳熱和阻力計(jì)算 由于平流式冷凝器中氣體流動(dòng)狀況與翅片幾何特征有關(guān)，空氣側(cè)換熱系數(shù)一般由實(shí)驗(yàn)得到，本文采用文獻(xiàn)[13]給出的準(zhǔn)則關(guān)聯(lián)式如下： 式中：——空氣側(cè)換熱系數(shù)，W/ m2·K； ——雷諾數(shù)；； ——流通截面上的流量密度，kg/( m2·s)； ——空氣粘性系數(shù)，Pa·s ； ——普朗特?cái)?shù)，； ——空氣定壓比熱，J/kg·K； W——換熱器沿氣流方向厚度，m； ——扁管側(cè)當(dāng)量直徑，m； ——翅片間距，m； ——管間距，m； ——翅片厚度，m； D——扁管高度，m； ——翅片高度，m； ——空氣導(dǎo)熱系數(shù)，W/(m·K)。

8、 平流式冷凝器的空氣側(cè)傳熱主要是通過翅片來進(jìn)行的，因此要考慮翅片的肋片效率。 式中：—— 翅片導(dǎo)熱系數(shù)，W/ (m2·K)； ——扁管寬，m。 表面效率： 式中：——翅片面積，m2； ——翅片管的總表面，m2。 流動(dòng)阻力關(guān)聯(lián)式[14]： 式中： ——空氣側(cè)壓降，Pa； ——空氣流量，m/s。 4 制冷劑側(cè)壓降和換熱系數(shù)的計(jì)算 汽車空調(diào)換熱器具有特殊性，其管帶式冷凝器和平流式冷凝器均使用了帶或不帶內(nèi)肋的多孔矩形扁管或三角形扁管。對(duì)于這兩種異形管的相變傳熱機(jī)理，C-Y. Yang和Webb于1996年發(fā)表了CFC12在多孔矩形扁管內(nèi)的摩擦阻力和

9、傳熱系數(shù)的關(guān)聯(lián)式[15][16]。 （1）單相區(qū)傳熱系數(shù)關(guān)聯(lián)式[17]： 式中：——努謝爾特?cái)?shù)； ——單相區(qū)當(dāng)量雷諾數(shù)，； ——制冷劑流通密度，kg/( m2·s)，； ——密度，(kg/m2)； ——速度，（m/s）； ——制冷劑側(cè)水力直徑，m； ——?jiǎng)恿φ承韵禂?shù)，N·s / m2。 在制冷劑冷凝過程中，忽略加速壓降和重力壓降，只考慮摩擦壓降，即： 式中：——摩擦壓降，Pa； ——管長(zhǎng)，m； ——摩擦系數(shù)。 ； ； ； （2）兩相區(qū) Yang和Webb首先對(duì)小水力直徑的多孔矩形扁管進(jìn)行了試驗(yàn)

10、研究[15、16] ，并推薦關(guān)聯(lián)式。文獻(xiàn)[15、18]的研究工作充分說明了矩形通道兩相流過程的特殊性，本文采用Yang和Webb推薦使用的以下關(guān)聯(lián)式。 摩擦阻力關(guān)聯(lián)式： ， ； 式中：為管長(zhǎng)，m；兩相區(qū)當(dāng)量雷諾數(shù)，為制冷劑側(cè)水力直徑，m， 當(dāng)量質(zhì)量流速為： ，x為制冷劑干度。 冷凝器管內(nèi)制冷劑換熱系數(shù)關(guān)聯(lián)式： ， 5 結(jié)果與分析 筆者采用編制的計(jì)算機(jī)程序?qū)Σ煌L(fēng)速、不同結(jié)構(gòu)參數(shù)的平行流式冷凝器的風(fēng)阻與傳熱特性進(jìn)行了計(jì)算，下面分別對(duì)各個(gè)參數(shù)的影響進(jìn)行討論。 圖2給出了空氣換熱系數(shù)隨翅片高度的變化。當(dāng)冷凝器在相同的扁管寬度、扁管數(shù)和迎面

11、風(fēng)速條件下，隨著翅片高度的增加，相應(yīng)的基于扁管基表面積的空氣側(cè)換熱系數(shù)減小，但單位管長(zhǎng)的總外表面積增加，由此可見，在傳熱溫差一定的前提下，換熱器綜合性能比值隨著百葉窗間距的增大而減小，翅片高度存在理論上的最優(yōu)值。 圖3、圖4 給出了空氣側(cè)換熱系數(shù)和阻力隨翅片間距的變化，隨翅片間距的增大，換熱器側(cè)壓降呈冪指數(shù)關(guān)系減小的趨勢(shì)，相應(yīng)地，基于扁管基表面積的換熱系數(shù)也減小，但減小的幅度不一樣，而且減小的幅度和其它幾何因素也是密切相關(guān)的。為了提高換熱器的換熱效率，應(yīng)該適當(dāng)減小翅片間距，從而可以減小空氣側(cè)水力直徑，有利于提高空氣側(cè)的傳熱系數(shù)，使換熱器傳熱面積增加，換熱能力也增加，但卻引起阻力的增加，設(shè)計(jì)時(shí)

12、應(yīng)根據(jù)風(fēng)機(jī)的流量阻力特性來選取合適的翅片間距。 圖2 空氣側(cè)換熱系數(shù)隨翅片高度的變化 圖3 空氣側(cè)換熱系數(shù)隨翅片間距的變化 圖4 空氣側(cè)阻力隨翅片間距的變化 圖5 空氣風(fēng)速對(duì)空氣側(cè)換熱系數(shù)的影響 圖6 空氣風(fēng)速對(duì)空氣側(cè)阻力的影響 圖5、6是在換熱器其它入口參數(shù)條件不變，只改變空氣進(jìn)口迎面風(fēng)速來考慮迎面風(fēng)速對(duì)冷凝器性能的影響。從圖5、6可以看出，對(duì)于一定結(jié)構(gòu)的冷凝器，換熱量在低速區(qū)增速較快，而空氣側(cè)阻力在高速區(qū)增速較快。換熱量隨迎面風(fēng)速的變化可用空氣側(cè)換熱系數(shù)隨迎面風(fēng)速的變化來反映?？梢钥闯鲭S著迎面風(fēng)速的增加，換熱系數(shù)增加趨于一定值，因而隨著迎面

13、風(fēng)速的增加，換熱量的增加趨于一定值?？諝鈧?cè)阻力隨迎面風(fēng)速的變化基本體現(xiàn)了二者成冪指數(shù)變化關(guān)系。對(duì)于不同結(jié)構(gòu)的冷凝器均存在一個(gè)臨界風(fēng)速，當(dāng)風(fēng)速超過臨界風(fēng)速時(shí)，空氣側(cè)阻力增加劇烈而換熱量趨于定值。在優(yōu)化設(shè)計(jì)平流式冷凝器時(shí)，應(yīng)合理選擇結(jié)構(gòu)型式，使常用風(fēng)速低于臨界風(fēng)速。 6 結(jié)論 考慮到行業(yè)的特殊性，隨著汽車技術(shù)的發(fā)展，對(duì)汽車空調(diào)系統(tǒng)的緊湊性，所耗功率等的要求越來越高，而對(duì)緊湊性而言，換熱器，冷卻系統(tǒng)用風(fēng)扇的體積重量是必須考慮的，一般情況下，風(fēng)扇提供的風(fēng)量、風(fēng)壓與其尺寸、所耗功率是成正比的，而對(duì)換熱器而言，換熱器要達(dá)到一定的散熱量，換熱器內(nèi)的空氣速度，換熱面積等就必須達(dá)到一定的要求。因此，利用計(jì)算

14、機(jī)仿真技術(shù)和實(shí)驗(yàn)研究，結(jié)合國(guó)內(nèi)外對(duì)平行流式冷凝器的研究經(jīng)驗(yàn)，通過對(duì)風(fēng)速、翅片結(jié)構(gòu)參數(shù)改變后對(duì)平行流式冷凝性能影響作了分析研究，為平行流式冷凝器的優(yōu)化設(shè)計(jì)提供了重要參考。 參考文獻(xiàn) [1] 劉憲英. 用熱效率分析比較三種型式制冷機(jī)的經(jīng)濟(jì)性能[J]. 暖通空調(diào), 1985, 15(4): 12-15 [2] 沈國(guó)民, 謝軍龍, 韓軍. 多元平行流冷凝器的換熱計(jì)算方法[J]. 建筑熱能通風(fēng)空調(diào), 2002, (1): 30-34 [3] Webb R L, Wu X M. Thermal and hydraulic analysis of a brazed aluminum evaporat

15、or[J]. Applied Thermal Engineering, 2002, 22(12): 1369-1390 [4] 包濤, 董玉軍等. 多元平行流冷凝器傳熱流動(dòng)性能研究[J]. 制冷學(xué)報(bào), 2005, 26(3): 1-5 [5] Suga K, Aoki H. Numerical study on heat transfer and pressure drop in multilouvered fins[J]. Journal of Enhanced Heat Transfer, 1995, 2(3): 231-238 [6] Yuan Y M, Jackson A. CF

16、D parametric analysis for compact heat exchanger airway design[J]. Vehicle Thermal Management Systems, VTMS 6, 2003: 901-918 [7] Itoh S, Kuroda M, Kato Y, Kobayashi T. Numerical analysis and visualization experimental on flow of air through finned heat exchanger[J]. Nippon Kikai Gakkai Ronbunshu, B

17、 Hen/transactions of the Japan Society of Mechanical Engineering, 1995, 61(582): 564-571 [8] Atkinson K N, Drakulic R, Heikal M R, Cowell T A. Two and three-dimensional numerical models of flow and heat transfer over louvered fin arrays in compact heat exchangers[J]. International Journal of Heat

18、and Mass Transfer, 1998, 41(24): 4063-4080 [9] Leu J S, Liu M S, Liaw J S, Wang C C. A numerical investigation of louvered fin-and-tube heat exchangers having circular and oval tube configurations[J]. International Journal of Heat and Mass Transfer,2001, 44(22): 4235-4243 [10] 周宇, 李惠珍, 陶文銓. 百葉窗翅片的

19、傳熱與阻力特性的數(shù)值模擬[J]. 動(dòng)力工程, 2005, 25: 191-194 [11]任效明, 閡敬春, 梁新剛. 百葉窗翅片的傳熱與流阻特性的數(shù)值研究[C]. 中國(guó)工程熱物理學(xué)會(huì)傳熱傳質(zhì)學(xué)學(xué)術(shù)會(huì)議論文集上冊(cè), 2003 [12] 漆波, 李隆鍵, 崔文智, 陳清華. 百葉窗式翅片換熱器中的耦合傳熱[J]. 重慶大學(xué)學(xué)報(bào), 2005, 28(10): 39-42 [13] 宋振華. 汽車空調(diào)平流式冷凝器模擬計(jì)算及試驗(yàn)研究[D]. 西安: 西安交通大學(xué), 2004 [14]蔣立軍. 汽車空調(diào)制冷系統(tǒng)的計(jì)

20、算模擬及提高管帶式冷凝器換熱性能的研究[D]. 西安: 西安交通大學(xué), 1998 [15] Yang C-Y. Condensation of R12 in small hydraulic diameter extruded alumimum tubes with and without micro-fins[J]. Int. J. Heat Mass Transfer, 1996, 39(4): 791-800 [16] Yang C-Y. Friction pressure drop of R12 in small hydraulic diameter extrued ahumimum

21、 tubes and without micro-fins[J]. Int. J. Heat Mass Transfer, 1996, 39(4): 801-809 [17] Y-Yie Yan, Tsing-Fa Lin.. Condensation heat transfer and pressure drop of refrigerant R-134a in a small pipe[J]. International Journal of Heat and Mass Transfer, 1999, 42: 697-708 [18] Wamgansbss M. W. etc. Two Phase Flow and Pressure Drop in Flow Passage Compact Heat Exchangers[C]. SAE No. 920550. 482-491