CO_2汽车空调用微通道换热器设计的若干技术

第3卷第9期2004年9月南阳师范学院学报(自然科学版)

Journal of Nanyang T eachers ′C ollege (Natural Sciences Edition ) Vol 13No 19

Sep. 　2004

CO 2汽车空调用微通道换热器设计的若干技术

马富芹　吴建波　王　军

(中原工学院, 河南郑州450007)

　　摘　要:紧凑式换热器的使用在很大程度上制约着C O 2原理、换热器内的传热特性、微通道换热器设计的思想、微通道和C O 2, 、材质选取、除湿等方面给出了微通道换热器的设计思想。

关键词:二氧化碳; 汽车空调; 设计

中图分类号:T B 66　　　-6132(2004) 09-0032-03

1　CO 2C O 2换热器由机械扩展式管翅结构到小圆管

2　尺寸和重量

紧凑度高、重量轻对汽车空调换热器尤为重要。从紧凑式换热器的发展和实验表明, 为使换热

器更加紧凑, 紧凑式换热器的设计常考虑使用小/微尺度当量直径的通道。大量使用小/微通道这将有利于增加换热器空气或水侧的换热面积[3], 可以更大限度地减小换热器的尺寸, 从而减轻制冷装置的重量

, 也节省了空间。从最小爆裂压力考虑, 通常最小爆裂压力采用2. 5～3倍的最大系统压力。而微通道用薄的管壁可以承受更高的运行压力

2

((F =P ) 在微通道表面受力F 一定时, 压d ・

4

力P 与通道内径d 成反比) 。因此, 近年来, 微通道换热器引起研究者和商家的极大关注。那么, 微通道换热器尺寸与哪些量有关、受到哪些限制, 下面结合图形给以说明。

但是如果设计假定热流率Q (W ) , 蒸发器的长度(和宽度) H (m ) , 制冷剂的质量流速M (kg/s ) , 通道尺寸D (m ) , 通道长度L (m ) , 通道空间尺寸S ・D

(S 是大于1的数) , 通道个数n , 换热器高度W 。r =L/H , 则可推导出:

n =

(SD ) 2

(1)

组成的换热器, 进而研制开发由垂直的集液管和水平的微通道传热管组成的微通道平行流换热器。换热器的设计一般从以下几个方面考虑。

首先, 能通过较大的流量和能承受大的压力。如在气体冷却器中, 二氧化碳工作在超临界状态, 受物性的制约, 气体冷却器中制冷剂侧压力很高, 达110bar 左右。但出口温度独立于出口压力, 使它可以有较大的压降。因此, 制冷剂侧可以设计成较大的流量密度(600～1200kg/m 2・s ) 。

其次, 使用小/微尺度当量直径的通道。高压系统有利于大量使用小/微通道, 这将增加换热器空气侧的换热面积, 减轻换热器的重量。

另外, 保证流量分配均匀。如何保证平行流微通道换热器内流量的分布均匀是换热器设计的一大关键。目前, 微通道换热器的通道和集液管内制冷剂均匀分配已不再是个难题[1]。

最后还要考虑最小爆裂压力。气体冷却器、蒸发器的设计不仅要适合名义工况, 还要适合在机组停机时产生的较高平衡压力。通常实验最小爆裂压力采用2. 5～3倍的最大系统压力。表1给出了换热器设计时采用的最小压力。

表1　换热器最小爆裂压力值

单位　MPa

换热器气体冷却器蒸发器

运行时最大停止运行时工作压力最大压力值

15. 007. 38

12. 0012. 00

[2]

高压保护设定值

17. 0012. 00

最小爆裂压力

42. 513. 00

式(1) 是个纯几何条件, n 要求是一个整数(即n 等

) 。于1, 2, 3, …

管道直径的减小量不是任意的, 必须满足:

M 3(C ) f Φ4(2) D >>222

2ρQ H W l

收稿日期:2004-04-02

作者简介:马富芹(1974-) , 女, 河南西平人, 在读硕士, 助教, 从事制冷系统研究。

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突出。因此, 在超临界下的传热量不能用传统的关联式估算。目前在设计气体冷却器负荷时, 一般需做基准关联式测试。3. 3　蒸发器设计负荷估算

大量的文献研究结果表明, 微尺度流道内热传递可以用大直径管道沸腾流动所发展来的关联式估算[4,5,6,7]。但是同时也可以看到, 用大直径管道60%偏差在

图1　换热器结构示意图

这里C 是比例系数, Φl 数, ρl 是液相密度, f 是Darcy 出, 面积, , 也, 、压降、质量流速等有关, 即不同工况条件下, 通道直径存在不同最优值。

。因微尺度通道内沸腾流动和换热性能的研究还不成熟, 目前微通道内沸腾换热量没有通用的经验关联式。因此在设计蒸发器负荷时, 找准计算关联式是首要的。

在稳态运行情况下, 蒸发器中换热量:

Δxh lg Q =M 或

Q ≈Mc pl (T sat -T sub )

(3) (4)

3　微通道换热器内设计负荷估算

3. 1　跨临界循环基本原理

这里△x 是通道内干度的变化量, h lg (k J/kg )

) ) 是制冷剂的是制冷剂的汽化潜热, c pl (k J/(kg ・℃) 是饱和温度, T sub (℃) 过冷制冷液相比热, T sat (℃

常规制冷循环的热交换过程是在亚临界条件

) 较低, 如下进行, 但是由于C O 2临界温度(31. 1℃果采用亚临界循环, 当环境温度稍高时,C O 2的制冷能力急剧下降, 功耗增大, 经济性受到严重影响。C O 2空调系统主要在跨临界循环中运行, 即压缩机

剂的进口温度。

从式(3) 和(4) 可以看出, 在确定了制冷剂的情况下, 蒸发器的换热量取决于制冷剂的汽化潜热或处于过冷沸腾状态时具有足够大的过冷度。

临界热流通量也是我们在设计换热器时应该考虑的问题。临界热流量与流动状态如质量流速和蒸汽干度有关。为了避免发生烧坏换热器, 临界热流量必须满足:

2q CHF

>q =

4rWH 2

(5)

的吸气压力低于临界压力, 蒸发温度也低于临界温度, 循环的吸热过程在亚临界条件下进行, 换热过程主要是依靠潜热在蒸发器中完成。但是压缩机的排气压力高于临界压力, 制冷剂在超临界区域无相变地与热源发生热交换, 气体的压力、温度各是独立的参数, 既克服了亚临界循环受环境温度影响的限制, 同时换热器大的压降不影响传热。这个换热器称为气体冷却器。3. 2　气体冷却器设计负荷估算

在临界热流通量时, 换热系数最小, 因此

λq (S ) >>>

(T CHF -T sat ) (T CHF -T sat ) 4W 即

λsolid >>

rn LD (T CHF -T sat ) (S -1)

(6)

在超临界压力下单相传热系数在很大程度上受定压比热C p 的影响。在临界区域定压比热很大。在临界点上, C p 值无穷大, 像导热系数λ、密度ρ、粘度ν等受温度、压力影响的热物性参数的变化均很异常, 并且这些变化都将影响传热系数和压降。但是大多数研究者用标准的单相传热计算关联式如G nielinski 模型或高等教材中的Dittus -Boelter 关联式来计算换热量。在临界点附近, 超临界、低Re 数流动时, 这些关联式的计算结果非常不理想。因为从管壁到主体流, 流体的物性参数差异很大, 使物性变化对传热和压降的影响变得非常

这里λsolid 是换热器材料的导热系数, T CHF 是临界热流通量下的通道壁温。从公式(5) 和(6) 可以看到, 热流通量、换热器材质以及换热器尺寸之间的相互制约性。值得注意的是在热流通量一定的情况下, 临界热流通量随着管径的减小而显著提高。

4　除湿和排水设计

空调换热器不仅用来冷却或加热空气, 而且还具有除湿功能。换热器承担湿负荷的大小主要取

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决于表面温度、蒸发器空气侧面积和排除冷凝水的能力。表面温度又受诸多因素的影响如热负荷、肋片效率制冷剂蒸汽过热度等。在相同进口空气参数、空气流速和压缩机满负荷运行的条件下, 在以R134a 汽车空调系统蒸发器为基准, 对R134a 和C O 2进行冷凝水量测定, 结果见表2。

表2　汽车空调蒸发器冷凝水速率比较

C O 2蒸发器

R134a 基准蒸发器

3. 3412. 1相互制约性, 同时通道当量直径受换热量和泵功率

大小的限制。第二, 微通道内的相变理论还不是很成熟, 微通道换热器设计负荷的估算还不能简单地以传统的计算关联式为依据。第三, 所选换热器的材质与热流通量和换热器尺寸之间紧密相关。第四, 对空气侧最小尺寸和重量之间进行优化, 合理除不畅。

冷负荷(kW )

) 蒸发温度(℃

3. 4212. 516. 0

参]　A ,Skaugen G. Development of compact

for C O 2air conditioning system. [J]Int Jour 2nal of Refrigeration ,1998,21(3) :180～1931

[2]　黎立刚, 季建刚, 乐维健, 等. 环保型C O 2跨临界制冷

凝水速率(g ・min -1)

,

C O 2。这主要是由于C O 2比大多数制冷剂有更小的粘性, 压降小, 从而蒸发温度降低较小引起的。因此, 在设计蒸发器时有必要对空气侧最小尺寸和重量之间进行优化, 同时合理布置排水结构, 从而设计出高效、高容积产品。

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5　结论

用在机动车辆、航空、以及低温制冷技术行业领域中换热设备对占据空间和重量方面的严格限制, 推动传统的换热设备向着高效、小型化的方向发展。反过来, 其采用的小管径和微尺度换热器在很大程度上制约着空调制冷装置的发展。C O 2与微通道换热器的完美结合正好满足C O 2汽车空调高效、紧凑、质量轻等特殊需要。对微通道换热器的设计, 必须清楚地认识到:第一, 换热器通道尺寸、数目、长度等的确定不是随机的, 他们之间具有

Several T echnological K eys of Microchannels H eat Exchangers in

the CO 2Automobile Air 2conditioning

M A Fu 2qin 　W U Jian 2bo 　W ANGJun

(Zhongyuan Institute o f Technology , Zhengzhou Henan 450007, China )

Abstract :Design and development of C O 2com pact heat exchanger m ostly constrained the application of C O 2autom obile air 2conditioning. In

the paper , the transcritical cycle ,fundamentals of heat trans fer ,fundamental design microchannels heat exchangers , characteristic of C O 2refrigerant and microchannel are discussed. S ome ideas are presented on the geo 2metric dimension , calculation on design load ,material selection and dehumidification of microchannels heat exchangers and s o on.

K ey w ords :carbon dioxide ;autom obile air 2conditioning ;microchannels heat exchangers ;design