1、二氧化碳汽車空調氣體冷卻器的數值仿真蘇州大學 魏 琪 江蘇大學 劉 偉摘要：本文建立了跨臨界CO2制冷系統中微通道氣體冷卻器數值模型, 對管內CO2和空氣側的流動和換熱進行了數值仿真。并運用該模型分析了各種參數下的氣體冷卻器的性能, 以指導跨臨界CO2制冷系統中微通道氣體冷卻器的優化設計。關鍵詞：跨臨界CO2制冷系統；汽車空調；氣體冷卻器1 引言近年來世界上研究跨臨界CO2制冷系統的很多研究機構都對其在汽車空調上的應用進行了研究。圖1為二氧化碳汽車空調制冷劑流程圖，其中的構件分別為：1、壓縮機；2、氣體冷卻器；3、吸氣熱交換器；4、膨脹閥；5、蒸發器；6、低壓儲液器。CO2在汽車空調中的循環過

2、程就是16的流動過程。圖1 二氧化碳汽車空調制冷劑流程圖CO2在氣體冷卻器中壓力可達10MPa以上,處于超臨界狀態,常規尺寸的換熱器設計因耐壓需要顯得非常厚重, 緊湊式換熱器體現出高效輕便的優點。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在氣體冷卻器內冷卻時,熱物性隨溫度變化劇烈,尤其是在偽臨界區域內，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生相當大的影響。本文擬建立跨臨界CO2制冷系統中微通道氣體冷卻器數值模

3、型, 對管內CO2和空氣側的流動和換熱進行數值仿真。并運用該模型分析各種參數下的氣體冷卻器的性能, 以指導跨臨界CO2制冷系統中微通道氣體冷卻器的優化設計。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, 單元格的數目與微通道的數目相同；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，假定壁溫恒定

4、，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，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，可以根據能量平衡，得到以下關系式：空氣側： （1）制冷劑側： （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，每個單元內制冷劑、空氣定性溫度；且每一個單元制冷劑入口參數等于前一單元出口參數，即有，。對于超臨界CO2，本文采用Gnielinski2傳熱系數關系式： （5）Pettersen等3推薦，Re在23005.0×106范

5、圍內的微通道管中，式(5) 的計算結果與實驗數據有較好的一致性。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,以得到優化的結構參數。計算選用的參數為: 空氣進口溫度35 ,空氣質量流量500,制冷劑進口溫度110 ,制冷劑壓力9.0MPa ,制冷劑質量流量30；氣體冷卻器結構參數見表1。在跨臨界制冷循環中,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的能效比有重要的影響。所以通過改變部分參數, 比較并分析了進出口焓差、出口焓值及管內壓降, 以考察這些參數對換熱器性

6、能的影響程度。表1 實驗氣體冷卻器的參數4迎風面積 cm2內部深度 mm內部體積 cm3空氣側表面 m2制冷側表面 m2195016.533205.20.49積液管直徑 mm翅片布置密度m1微通道長度 mm微通道數2×7886545113.1制冷劑壓力的影響比較了壓力分別為8、10、12 MPa的制冷劑進入換熱器的情況, 圖4顯示了計算結果。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?。还軆葔航惦S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。但是對于整個系統來說，提高制冷劑的壓力勢必要

7、耗費壓縮機更多的功，因此存在一個最優的壓力值，使此時的系統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，各流程內傳熱系數h 沿流動方向的變化。在第一流程內，12 MPa 時的傳熱系數最大，8MPa時的最小，因此在這一流程內，12 MPa時的換熱量最多。第二流程內，溫度達12、10MPa時的虛擬臨界溫度(53.7 、45 )，傳熱系數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 不同壓力下換熱系數的比較度較低，為34.5 ，到換熱器出口也沒有達到這個溫度，因此，傳熱系數沒有出現峰值，而是持續地增大。第三流程內，8MPa

8、時的傳熱系數大，其換熱量也多。但是由于在第一流程內溫差較大，換熱主要集中在這一流程內，因此，總的換熱量12 MPa時的最大。3.2 微通道管內徑的影響微通道管的內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和管內徑(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

9、面積也減小。流速的加快會使管內壓降上升，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生堵塞現象，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量。如本文計算采用的扁平管參數下，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能達到優化性能的目的,因此，設計采用的管徑應在此范圍內。3.3 流程數的影響增加流程數，能夠得到更好的換熱性能，因為制冷劑側的換熱將得到增強。本文計算了5種不同流程數的情況

10、，具體的流程數(管數分配)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, 流程數為35時的差別已很小了。管內壓降隨著流程數的增加而升高, 且流程數越多壓降的升高越明顯, 流程數為4 、5時的壓降就要比流程數為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，按照計算結果分析采用流程布置3是合適的。圖7 流程

11、數對氣體冷卻器焓壓差的影響4 結論建立了跨臨界CO2制冷系統中微通道氣體冷卻器的計算模型，對管內CO2和空氣側的流動和換熱進行了仿真模擬。通過比較仿真結果與實驗數據，驗證了該模型正確性。運用該模型分析了各種結構參數下的氣體冷卻器的性能，得到以下結論: 提高制冷劑壓力、減小管徑、增加流程數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、增加流程數會加大管內壓降。參考文獻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 microchannel 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 valida