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1、二氧化碳汽车空调气体冷却器的数值仿真苏州大学 魏 琪 江苏大学 刘 伟摘要：本文建立了跨临界CO2制冷系统中微通道气体冷却器数值模型, 对管内CO2和空气侧的流动和换热进行了数值仿真。并运用该模型分析了各种参数下的气体冷却器的性能, 以指导跨临界CO2制冷系统中微通道气体冷却器的优化设计。关键词：跨临界CO2制冷系统；汽车空调；气体冷却器1 引言近年来世界上研究跨临界CO2制冷系统的很多研究机构都对其在汽车空调上的应用进行了研究。图1为二氧化碳汽车空调制冷剂流程图，其中的构件分别为：1、压缩机；2、气体冷却器；3、吸气热交换器；4、膨胀阀；5、蒸发器；6、低压储液器。CO2在汽车空调中的循环过
2、程就是16的流动过程。图1 二氧化碳汽车空调制冷剂流程图CO2在气体冷却器中压力可达10MPa以上,处于超临界状态,常规尺寸的换热器设计因耐压需要显得非常厚重, 紧凑式换热器体现出高效轻便的优点。由于CO2单位容积制冷量大,流动和传热性能好,使得设计紧凑式换热器更加现实。为了保证换热器有足够的耐压能力和较好的换热性能, 气体冷却器一般采用微通道管形式1。由于超临界CO2在气体冷却器内冷却时,热物性随温度变化剧烈,尤其是在伪临界区域内，换热器中空气和制冷剂都存在很大的温度滑移, 空气和制冷剂沿各自流动方向的温度分布都会对换热产生相当大的影响。本文拟建立跨临界CO2制冷系统中微通道气体冷却器数值模
3、型, 对管内CO2和空气侧的流动和换热进行数值仿真。并运用该模型分析各种参数下的气体冷却器的性能, 以指导跨临界CO2制冷系统中微通道气体冷却器的优化设计。2 模型和仿真本模型采用有限单元的方法,在分布参数模型中将气体冷却器沿制冷剂和空气流动方向的划分为二维网格计算；在空气流动的方向, 将气体冷却器按微通道划分单元格, 单元格的数目与微通道的数目相同；在制冷剂流动的方向, 将扁平管按长度等分划分为单元格。将每一个微通道管沿管长方向平均划分为10个计算单元(如图2) ,每个单元被看成是一个小的叉流式换热器(如图3)。图2 微通道长度方向的单元划分图3 单个单元的计算方法在这个单元内，假定壁温恒定
4、，制冷剂、空气定性温度采用平均温度，这样能有效地减小由于变物性所带来的计算误差。本模型还假定，制冷剂从积液管平均分流到每一个微通道管内，且微通道管之间以及沿轴线方向没有热传导, 忽略管壁热阻。因此，对于每个流程中给定的第j 段，可以根据能量平衡，得到以下关系式：空气侧： （1）制冷剂侧： （2）空气与管壁之间的对流换热： （3）制冷剂与管壁之间的对流换热： （4）式中，每个单元内制冷剂、空气定性温度；且每一个单元制冷剂入口参数等于前一单元出口参数，即有，。对于超临界CO2，本文采用Gnielinski2传热系数关系式： （5）Pettersen等3推荐，Re在23005.0×106范
5、围内的微通道管中，式(5) 的计算结果与实验数据有较好的一致性。本文的计算条件以及引用的实验条件4 均满足此要求，故采用该式能保证计算的准确度。3 仿真结果分析应用本模型, 对微通道管气体冷却器的性能进行比较与分析,以得到优化的结构参数。计算选用的参数为: 空气进口温度35 ,空气质量流量500,制冷剂进口温度110 ,制冷剂压力9.0MPa ,制冷剂质量流量30；气体冷却器结构参数见表1。在跨临界制冷循环中,气体冷却器进出口的焓差是衡量其换热能力的主要标志,而出口焓值对整个系统的能效比有重要的影响。所以通过改变部分参数, 比较并分析了进出口焓差、出口焓值及管内压降, 以考察这些参数对换热器性
6、能的影响程度。表1 实验气体冷却器的参数4迎风面积 cm2内部深度 mm内部体积 cm3空气侧表面 m2制冷侧表面 m2195016.533205.20.49积液管直径 mm翅片布置密度m1微通道长度 mm微通道数2×7886545113.1制冷剂压力的影响比较了压力分别为8、10、12 MPa的制冷剂进入换热器的情况, 图4显示了计算结果。由图中可以看到，进出口焓差随着压力的增大而增大，而出口焓值随之减小，当压力为8MPa时，这种增减的幅度明显减小；管内压降随压力增大而减小。因此，要得到气体冷却器更强的换热能力，提高制冷剂的压力是有益的。但是对于整个系统来说，提高制冷剂的压力势必要
7、耗费压缩机更多的功，因此存在一个最优的压力值，使此时的系统COP值最大5。当压力大于这个值时，制冷量的增加不足以补偿压缩功而使COP值减小。图5是不同压力下，各流程内传热系数h 沿流动方向的变化。在第一流程内，12 MPa 时的传热系数最大，8MPa时的最小，因此在这一流程内，12 MPa时的换热量最多。第二流程内，温度达12、10MPa时的虚拟临界温度(53.7 、45 )，传热系数达到最大值后开始变小。而8MPa时的虚拟临界温图4 焓压差值图图5 不同压力下换热系数的比较度较低，为34.5 ，到换热器出口也没有达到这个温度，因此，传热系数没有出现峰值，而是持续地增大。第三流程内，8MPa
8、时的传热系数大，其换热量也多。但是由于在第一流程内温差较大，换热主要集中在这一流程内，因此，总的换热量12 MPa时的最大。3.2 微通道管内径的影响微通道管的内径对换热器的性能也有非常重要的影响。作为比较，本文对相同尺寸的扁平管采用不同的管数和管内径(mm)，分别15×0.5、12×0.68 、11×0.79 、10×0.9 、9×1.0。图6给出了不同管径下的进出口焓差和管内压降. 管径的减小使制冷剂流速加快，增强了对流换热，有助于增大进出口焓差，提高换热量，由于进口焓值相同，可降低出口焓值。但这种增减呈变缓的趋势，这是由于随管径的减小换热
9、面积也减小。流速的加快会使管内压降上升，尤其是当管径减小至0.5mm 时，压降急剧增大；且管径越小在实际使用中越容易发生堵塞现象，所以管径也不宜取得过小。管径也不宜过大，会恶化对流换热，且管径较大时需增加换热器的壁厚，增大了换热器的容积和质量。如本文计算采用的扁平管参数下，管径1.0mm的管壁只有0.325mm，就必须考虑加厚管壁。图6 微通道直径对焓压差的影响因此，综合考虑以上各因素，认为管径0.68、0.79、0.9mm能达到优化性能的目的,因此，设计采用的管径应在此范围内。3.3 流程数的影响增加流程数，能够得到更好的换热性能，因为制冷剂侧的换热将得到增强。本文计算了5种不同流程数的情况
10、，具体的流程数(管数分配)布置分别为: 1 ( 34 ) 、2 ( 17/ 17 ) 、3 ( 13/ 11/ 10 ) 、4(10/9/ 8/ 7) 、5 (8/ 7/ 7/ 6/ 6)。如图7所示，随着流程数的增加，进出口焓差也增大(出口焓值减小)， 因此，采用多流程对提高换热量和整个系统的COP值是有利的。而这种增大(减小) 趋势是逐渐减小的, 流程数为35时的差别已很小了。管内压降随着流程数的增加而升高, 且流程数越多压降的升高越明显, 流程数为4 、5时的压降就要比流程数为3时的大许多。因此, 对于流程和压降之间的关系还需要综合考虑，按照计算结果分析采用流程布置3是合适的。图7 流程
11、数对气体冷却器焓压差的影响4 结论建立了跨临界CO2制冷系统中微通道气体冷却器的计算模型，对管内CO2和空气侧的流动和换热进行了仿真模拟。通过比较仿真结果与实验数据，验证了该模型正确性。运用该模型分析了各种结构参数下的气体冷却器的性能，得到以下结论: 提高制冷剂压力、减小管径、增加流程数均有助于增大换热量, 降低出口焓值, 且增减的幅度随之逐渐变小；提高压力将增大输入功, 减小管径、增加流程数会加大管内压降。参考文献1 Pettersent.J, Hafner.A, Skaugen G.Development of compact heat exchangers for CO2 aircond
12、itioning systems.Int.J.Refrig.1998,21(3):1801932 Gnielinski V. New equations for heat and mass transfer in turbulent pipe and channel flow. Int.Chem.Eng.,1976,16(2):3593683 Pettersen J, Rieberer R, Leiste A. Heat transfer and pressure drop characteristics of supercritical carbon dioxide in microchan
13、nel tubes under cooling. In: Groll E A, Robinson D M ,eds. 4th IIRGustav Lorentzen Conference on Natural Working Fluids. West Lafayette: 2000.991064 Yin Jian Min, Bullard Clark W, Hrnjak Predrag S. R744 gas cooler model development and validation. Int.J.Refrig., 2001,24:6927015 Liao S M, Zhao T S, J akobsen A.A correlation of optimal heat rejection pressures in transcritical carbon dioxide cycles. Applied Thermal Engineering,2000,20:831-841