汽车空调平流式冷凝器性能仿真分析

摘要：为分析汽车空调平流式冷凝器的换热、流动性能，假设制冷剂沿管长方向做一维流动，空气侧流动视为零维流动，忽略制冷剂加速压降，对制冷剂两相区采用均相模型.使用AMESim建立平流式冷凝器仿真模型，并通过与试验对比验证模型的准确性.改变冷凝器结构参数，分析对冷凝器的性能影响，发现合理的制冷剂回路流程布置可以改善平流式冷凝器性能；增加流程数可以增加换热量，但是压降也会增大；制冷剂侧总横截面积相等时，微通道数目增加，换热量增加；空气速度较小时，减小翅片间距可以增加换热量.

关键词：汽车空调； 平流式冷凝器； 制冷剂回路流程布置； 横截面积； 翅片间距； AMESim

中图分类号：U463；TB115.1 文献标志码： A

Simulation and analysis on performance of parallel

flow type condenser of automotive air conditioner

ZHANG Kai, WANG Dong, YANG Zhigang, CHEN Hui

(Shanghai Automotive Wind Tunnel Center, Tongji University, Shanghai 201804, China)

Abstract： To analyze flow and heat transfer performance of parallel flow type condenser of automotive air conditioner, refrigerant flow is supposed to be 1D type along tube direction, air flow is treated as zero dimension type, the refrigerant pressure drop due to acceleration is ignored, and the homogenous phase model is used in the two phase flow of refrigerant. A parallel flow type condenser model is built by AMESim, and the accuracy of the model is verified by comparing with experimental results. The structural parameters of the condenser are changed to simulate and analyze its performance. The result is that the performance could be improved with reasonable refrigerant circuit configuration. With the increase of refrigerant circuit number, heat transfer rate increases, however, the pressure drop increases too. When the total cross sectional area of refrigerant side is constant, heat transfer rate increases with the increase of micro channel number. When the air velocity is slow, heat transfer rate increases with the decrease of fin pitch.

Key words： automotive air conditioner; parallel flow type condenser; refrigerant circuit configuration; cross section; fin pitch; AMESim

作者简介： 张凯(1986―)，男，河南商丘人，硕士研究生，研究方向为汽车空气动力学、车辆热管理，(Email)；

王东(1972―)，男，黑龙江哈尔滨人，副教授，博士，研究方向为汽车空气动力学、车辆热管理、气动噪声与计算流体力学，

(Email)0引言

在汽车空调制冷系统中，来自压缩机的高温高压气体进入冷凝器，经冷凝器冷凝散热转变为中温高压液体，冷凝器在汽车空调制冷系统中的冷凝散热作用保证制冷循环的顺利进行.平流式冷凝器结构紧凑，相同尺寸下的换热效果优于管片式、管带式冷凝器，已经普遍应用于乘用车制冷系统.

对汽车空调的研究有试验和仿真2种方法，其中，对汽车空调换热器稳态仿真建模方法大致有集中参数建模［1］、分布参数建模［2-4］和分区建模［5-6］.集中参数建模准确度较差，已被后2种方法取代.随着仿真分析快速、准确的需要，传统的建模仿真缺陷逐渐显现：对汽车空调的仿真研究大多需要建立物理和数学模型，利用编程软件编制复杂程序，该方法费时、费力，且计算结果与试验对比精度不一定高.随着计算机技术的发展和成熟的商业化热流体仿真软件的出现，对空调系统的仿真进入新阶段.比较成熟的一维流体仿真软件如Flowmaster和AMESim等开始在汽车空调仿真中得到广泛应用.本文基于AMESim对汽车空调平流式冷凝器的换热、流动性能进行分析.

1模型理论基础

1.1基本假设

(1)忽略管内制冷剂周向导热，制冷剂流动为沿管长方向的一维流动；(2)制冷剂在任一通流截面上，气、液两相工质均匀混合，流体温度相等，两相之间无相对滑移；(3)不考虑制冷剂侧的加速压降，忽略重力对换热和压降的影响；(4)不考虑空气侧通过冷凝器的压降，空气侧速度均匀分布，空气流动视为零维流动.

1.2试验关联式

在平流式冷凝器的仿真研究中，对制冷剂侧及空气侧换热与阻力计算是仿真的关键.在查阅大量文献的基础上，结合已有的研究经验和结论，采用以下试验关联式［7-9］.

1.2.1制冷剂侧压降和换热系数

1.2.1.1单相区

制冷剂单相区摩擦阻力因数选用Churchill 试验关联式f=88Re12+2.457ln7Re0.9+0.27εD16+37 350Re16-32112式中：f为摩擦阻力因数；Re为制冷剂侧雷诺数；ε为管道绝对粗糙度，mm；D为管道直径，mm.

单相区换热系数选用Gnielinski关联式h=f8(Re-1000)Pr1+12.7f8×(Pr2/3-1.0)×λDh式中：h为单相区传热系数，W/(m2•K )；Pr为制冷剂侧普朗特准则数；Dh为扁管水力直径，m；λ为制冷剂导热系数，W/(m•K).

1.2.1.1两相区

由于采用均相模型，两相区的流体热物性采用气、液平均参数.计算两相区摩擦阻力系数时用到的动力黏度选用MSC Adams关联式1μ-=xμv+1-xμl式中：μ-为两相区动力黏度，Pa•s；μv和μl分别为制冷剂气态和液态时的动力黏度，Pa•s；x为制冷剂干度.

两相区换热系数选择Shah关联式

hTP=hLO(1-x)0.80+3.8x0.76(1-x)0.04Pr0.38

hLO=0.023Re0.8LOPr0.4lλlDh

式中：hTP为两相区传热系数，W/(m2•K)；hLO为单相区传热系数，W/(m2•K)；λ1为制冷剂与管道的导热系数，W/(m•K).

1.2.2空气侧传热系数

空气侧传热系数采用经验公式Nu=A×ReB×PrC式中：Nu为空气侧努塞尔准则数；Pr为空气侧普朗特准则数；Re为空气侧雷诺数.经验公式中的A，B和C由试验数据及仿真结果共同决定，A=1.235，B=0.4，C=0.4.

2平流式冷凝器性能仿真分析

2.1模型准确性的验证

为验证关联式选取的有效性和模型的准确性，对某乘用车空调冷凝器进行仿真和试验对比，其结构参数见表1.在AMESim空调库和两相库的环境下选取合适的子模型，建立基于AMESim的平流式冷凝器模型，见图1.表 1平流式冷凝器结构参数

Tab.1Structure parameters of parallel flow type condenser参数项高度/

mm长度/

mm宽度/

mm制冷剂

流程布置微通道截

面积/mm2微通道

数目翅片

长度/mm翅片

厚度/mm翅片

间距/mm管道

高度/mm数值31859918161052.8×1.368.540.1〖〗1.42.0

图 1基于AMESim的平流式冷凝器模型

Fig.1Parallel flow type condenser model based on AMESim

依据试验样件参数设置仿真所需的各项参数：制冷剂质量流量0.025 4 kg/s，制冷剂入口比焓451.819 kJ/kg，空气质量流量0.592 7 kg/s，冷凝器进风干湿球温度均为35℃，环境压力1 bar.运行仿真时间为50 s，数据采样周期为0.1 s，判定收敛残差为10-5，最大时间步长为30 s，采用动态仿真模式，运行得到的仿真与试验对比结果见表2，可知，制冷剂入口工质温度与过热度、出口工质温度与过冷度、总换热量基本吻合.根据文献［7］对换热关联式准确性的理解，采用换热关联式产生的误差在试验的验证范围内，满足工程需要.因此，可在此模型的基础上分析冷凝器结构参数变化对其性能的影响.

表 2仿真与试验结果对比

Tab.2Result comparison of simulation and experiment参数项入口工质温度/℃入口过热度/℃出口工质温度/℃出口过冷度/℃〖〗换热量/kW试验值80.96018.57036.56825.4605.008仿真值80.10718.24536.49725.3465.089

2.2流程布置对冷凝器性能影响

平流式冷凝器流程布置及各流程管道数目的分配对冷凝器的流动、换热会产生一定影响，但多元平流式冷凝器采用的流程布置形式以及各流程内管道数目的组合方式并不唯一.为此，在原仿真模型的基础上，针对冷凝器流程数目和各流程内管道数目分配提出几个典型的对比模型.通过分析这些对比模型的仿真结果，找出一种换热性能较好的冷凝器模型，实现对冷凝器流程选择的优化.

在保持原模型整体参数不变的前提下，即总体几何尺寸、制冷剂侧及空气侧几何参数、管道总数目不变，使用AMESim建立相应的仿真模型，制冷剂回路流程布置对比模型见表3.表中流程布置对应的数字代表该流程内管道数目，数字顺序即为制冷剂从入口到出口流过冷凝器的顺序.

表 3平流式冷凝器制冷剂回路流程布置对比模型

Tab.3Model comparison of refrigerant circuit configuration of parallel flow type condenser流程三流程四流程流程布置16871312616105〖〗121091376512105410984139639877模型代号123456789

所有模型的仿真均在相同环境条件下进行，研究进入冷凝器的工质质量流量分别为0.025 kg/s，0.030 kg/s和0.035 kg/s时冷凝器的流动、换热特性.图2（a）和2（b）分别为制冷剂回路流程布置对冷凝器换热量及冷凝器出口过冷度的影响，可知，采用四流程的冷凝器换热量比三流程稍有增加，制冷剂出口过冷度也比三流程大1~2 ℃.在相同流程的情况下，改变制冷剂侧管道分布对冷凝器换热影响并不显著.1号和5号模型的换热量及制冷剂出口过冷度均较其他模型略有优势；4号模型在换热方面表现稍差.对这些模型进行分析比较可知，第一流程与第二流程间的管道数目差别对换热的影响较大.制冷剂回路流程布置对冷凝器压降的影响见图2（c），可知，随着制冷剂质量流量的增加，冷凝器压降有所增大；冷凝器在管道数目相同、采用较多流程布置时，由于流程数增加导致制冷剂流过相等数目的管道时方向改变次数增加，增大局部压降，造成总压降增加，使冷凝器采用四流程布置时压降大于三流程布置；采用相等流程布置时，1号和5号压降较同流程其他模型小.流程内管道数目发生改变会造成局部压降变化，为避免发生较大的阻力损失，入口和出口处管道数目应布置合理：如管道数目均匀分布的4号和9号压降也较小，但由于第一流程管道数目较少，制冷剂在冷凝器入口处会发生较大的压力突变，而1号和5号入口管道数目较多，局部压降较小，导致1号、5号的损失较4号、9号稍小.

（a） 对冷凝器传热量的影响（b） 对制冷剂过冷度的影响（c） 对冷凝器压降的影响

图 2制冷剂回路流程布置对冷凝器传热量、制冷剂过冷度和冷凝器压降的影响

Fig.2Effect of refrigerant circuit configuration on condenser heat transfer rate, refrigerant subcooling and condenser pressure drop

2.3扁管微通道对冷凝器性能影响

冷凝器扁管是类似于口琴式的多孔微通道结构，微通道的数目及横截面面积对平流式冷凝器的性能也产生一定影响.因此，根据前文的仿真分析结果，综合考察换热量及压降，选择5号模型作为研究扁管微通道数目对冷凝器性能影响的基本模型.微通道结构对比模型见表4.

表 4微通道结构对比模型

Tab.4Model comparison of microchannel structures模型代号微通道数目微通道截面尺寸/mm21101.56×1.4262.80×1.3335.20×1.4461.56×1.4531.56×1.4

不同质量流量下采用不同微通道结构时冷凝器的换热量变化见表5和6.

表5制冷剂质量流量为0.030 kg/s 时微通道对

冷凝器传热影响

Tab.5Effect of microchannel on condenser heat transfer

while mass flow of refrigerant is 0.030 kg/s模型代号换热量/W出口过冷度/℃16 05526.3426 05226.2736 04126.0146 06626.5756 07226.72

表6制冷剂质量流量为0.035 kg/s 时微通道对

冷凝器传热影响

Tab.6Effect of microchannel on condenser heat transfer

while mass flow of refrigerant is 0.035 kg/s模型代号换热量/W出口过冷度/℃17 05326.1227 04525.9637 02425.5547 06426.3357 06626.37

比较模型1～3，当制冷剂侧微通道总的横截面面积相等时，随着微通道数目的增加，换热量有所增加.其原因是在总横截面面积相等的情况下，微通道孔数增加，制冷剂侧湿周增加，水力直径减小，更有利于换热.从换热角度看，为增强换热，应尽可能地增加微通道孔数目；观察模型1，4和5，当保持每个微通道横截面面积不变时，随着通道数目的增加，换热量有所减小，因为制冷剂侧微通道总的横截面面积变小，导致制冷剂在扁管内流速增加，换热有所增强；由2号与4号，3号与5号模型对比可知，在微通道数目相等时，由于采用较小的截面尺寸，使得管道内制冷剂流速增加，换热增强.

为衡量各个模型的内部流动阻力，图3给出质量流量为0.035 kg/s时各个流程的压降.在微通道总的横截面面积相等时，随着微通道数目的增加，压降有所增加，这是由孔数目增加导致制冷剂侧摩擦表面积增大导致的.在微通道单孔横截面面积相等时，孔数目对制冷剂侧压降影响非常显著.以截面积为1.56 mm×1.4 mm的模型为例，4号模型的孔数目比1号模型少，管道内制冷剂流速增大，此时由速度造成的沿程阻力增大，造成冷凝器总的压降增加.由图3可知，4号模型的流动阻力几乎是1号模型的2.5倍.当微通道孔数目相等时，4号模型阻力约为2号模型的3倍.因此，为减小阻力，应充分利用管道的有效尺寸，增大制冷剂侧的流通面积.

图 3微通道对冷凝器各制冷剂回路流程压降的影响

Fig.3Effect of microchannel on pressure drop of

refrigerant circuit configuration

由图3还可看到，3号模型在第二流程的压降甚至超过1号和2号模型.这是因为在第二流程时，3号模型的制冷剂还以两相态形式大量存在，而1号和2号模型在第二流程时只有较小一部分制冷剂以两相态形式存在，由两相态到液态的相变导致较大的压力突变.另外，制冷剂进入和流出冷凝器时产生较大的局部压降，导致第一和第四流程压降较大.

2.4翅片间距对换热的影响

冷凝器换热性能不只取决于制冷剂侧的结构，空气侧的结构参数也会产生一定的影响.为此，考察空气流速为2.7 m/s时翅片间距的变化对冷凝器换热性能的影响.建立四流程（13765），微通道数目为6，横截面为2.8 mm×1.3 mm的冷凝器模型，改变换热翅片的间距，选择间距为1.4~2.4 mm的翅片，每隔0.2 mm建立一个模型，考察制冷剂在不同质量流量下的换热情况，仿真结果见图4.

图 4翅片间距对冷凝器换热的影响

Fig.4Effect of fin pitch on condenser heat transfer

减小翅片间距可减小空气侧水力直径，同时可以增大换热器单位长度的传热面积，使冷凝器整体传热面积增加，增强换热能力.因此，从换热角度讲，宜采用较小的翅片间距.

3结论

改变平流式冷凝器制冷剂侧和空气侧结构参数，建立一系列对比模型，通过分析得如下结论：

(1)合理的流程布置可以改善平流式冷凝器性能.本文通过对四流程与三流程的对比，发现增加流程数目可以使换热量有所增加，但阻力也会增大.综合考虑换热、流动，采用三流程时1号模型较好，采用四流程时5号模型较好.

(2)当制冷剂侧总横截面面积相等时，微通道数目增加，换热量增大：10孔模型换热优于6孔和3孔模型，但10孔模型阻力也比另2种模型大；单孔横截面面积相等时，孔数少时造成的压降非常显著，横截面为1.56 mm×1.4 mm时，6孔模型中的压降约为10孔模型的2.5倍.因此，需要尽可能地增加制冷剂侧的有效流通面积.

(3)当空气速度较小时,减小翅片间距可以使换热量增加.

(4)AMESim能较好地应用于平流式冷凝器的仿真，为汽车空调的系统仿真提供参考.

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