韓賽賽 柳建華 +趙永杰 +張良

摘要： 平行流換熱器以其結構緊湊、換熱效率高的特點已廣泛應用于汽車空調中.簡要介紹了汽車空調暖風系統(tǒng)平行流換熱器結構，采用計算流體力學（CFD）數值模擬方法對平行流換熱器的換熱性能進行了分析，比較了空氣側風速和水流量對其換熱量和流動阻力的影響.模擬結果表明：在增加相同百分比的情況下，增加空氣側風速比增加水流量對換熱器換熱量的影響大16%左右，但增加空氣側風速和水流量對換熱器換熱能力的影響均有限；隨著風速的提高，換熱量增加率逐漸減小，而空氣側阻力增加率越來越大；隨著水流量增加，水側壓降增大非常明顯；但兩者增加對空氣側出口溫度影響均不明顯.

關鍵詞：

平行流換熱器； 換熱性能； 風速； 水流量

中圖分類號： TB 657.5文獻標志碼： A

目前有關汽車空調的研究主要集中在制冷系統(tǒng)的仿真與實驗，而關于暖風系統(tǒng)的研究很少，特別是關于非獨立的暖水式換熱性能研究更不多.陳江平等[1]從使用新工質及采用新技術等方面介紹了國內外汽車空調系統(tǒng)發(fā)展趨勢；周益民等[2]建立三維數值模型，研究了百葉窗翅片開窗角度和換向區(qū)長度對平行流換熱器換熱性能的影響，可為其優(yōu)化設計提供依據；董軍啟等[3]通過試驗比較了翅片間距和高度對平行流換熱器表面換熱和阻力性能的影響，通過分析試驗數據獲得了j因子和f因子試驗關聯(lián)式；國內外對平行流換熱器在微通道內的流動、壓降及傳熱系數進行了大量研究[4].關于暖風系統(tǒng)的平行流換熱器的研究主要集中在百葉窗翅片角度、間距、高度和扁管等對其換熱和流動性能的影響，然而工質的工況對其性能也有重要影響.所以本文主要分析空氣側風速和水流量對其換熱和流動性能的影響并將兩者進行比較.

1平行流換熱器結構與特性

1.1平行流換熱器結構

平行流換熱器（PFC）是一種新型的換熱器[5]，多用于汽車空調，主要由多孔扁管和波紋型百葉窗翅片構成.暖風系統(tǒng)平行流換熱器結構如圖1所示，圖中：Fh為翅片高度；Ld為百葉窗寬度；Lh為百葉窗高度；Lp為百葉窗間距；α為百葉窗角度；Fp為翅片間距.平行流換熱器結構參數如表1所示，其中Ft為翅片厚度.工質水在多孔扁管中流動，空氣垂直流過波紋翅片并與水進行換熱.平行流換熱器的主要特點是比表面積大，換熱效率高，結構緊湊，空氣側壓降較小，水側換熱性能增加時阻力減小，扁管和翅片的接觸熱阻較小，純鋁制品有利于回收等.本文主要介紹一種應用于汽車空調暖風系統(tǒng)的平行流換熱器的換熱性能，在不同水流量和空氣側風速下通過模擬仿真對其換熱性能進行分析.而目前國內對平行流換熱器的研究還比較少，本文旨在為國內平行流換熱器設計提供參考.

1.2水暖式汽車暖風裝置

汽車暖風裝置是汽車冬季運行時供車內取暖的設備總稱，其種類較多.按其所用熱源可分為余熱式采暖系統(tǒng)和獨立式采暖系統(tǒng)，其中余熱式采暖系統(tǒng)又分為水暖式和汽暖式兩種.水暖式采暖系統(tǒng)主要是以發(fā)動機冷卻水的余熱為熱源，將熱水引入換熱器，由風扇將車內或車外空氣吹過換熱器使之升溫[6].

與氣暖式系統(tǒng)相比，水暖式發(fā)動機的冷卻液溫度比較適宜且散熱均勻，不會出現局部溫度過高而燙傷乘客，亦不會出現因排氣中的SO2等雜質長時間腐蝕換熱器管壁造成因泄漏廢氣而中毒的現象，水暖式發(fā)動機在國內外生產的轎車、大型貨車、采暖要求不高的大客車中已得到采用；與獨立式采暖系統(tǒng)相比，水暖式發(fā)動機不需另外的燃料及相關設備，易獲取熱源，設備簡單，節(jié)能環(huán)保，運行經濟.

2計算流體力學（CFD）模型

在流動換熱過程中，空氣從換熱器一側流入，然后與扁管和翅片相互作用進行對流換熱，通過增加空氣側風速，能夠增強空氣流動的擾動，增強換熱；增加工質水流量，可以增強換熱器的換熱性能.

在開發(fā)汽車空調系統(tǒng)時，需要掌握的換熱器性能數據可以通過實驗獲得，但在實驗前進行數值模擬分析，可以大大縮短開發(fā)周期和降低成本.目前模擬時大多采用二維數值模型，其結果有待進一步考證.本文通過對百葉窗翅片進行三維數值模擬，進一步考察數值模擬的準確性以揭示百葉窗翅片的強化傳熱與流動機理[7].為簡化模型，首先對模型作以下假設：① 換熱過程為三維穩(wěn)態(tài)換熱；② 空氣、工質水均為理想的不可壓縮流體，各點參數不隨時間變化；③ 空氣在整個迎風向上均勻分布；④ 扁管、百葉窗肋片表面具有相同的粗糙度，肋片和扁管焊接良好，連接光滑，不考慮加工因素的影響.

式中：Gk為由層流速度梯度產生的湍流動能；Gb為由浮力產生的湍流動能；G1s、G2s、G3s均為常量；σk、σε分別為k方程和ε方程的普朗特數；μt為湍流渦黏性系數；k為湍流動能；ε為耗散率.

2.2邊界條件

由于流動處于湍流狀態(tài)，經對比分析選擇了標準的k-ε模型.該模型是目前應用較廣、受檢驗最多、數值求解技術最成熟的湍流模型，且對于平行流換熱器的模擬有較高的穩(wěn)定性.

定義工質水入口處為流量入口邊界，給定入口流量、水溫（355 K）（根據汽車空調常用設計標準確定），定義出口處為壓力出口邊界；定義入口空氣處為速度入口邊界，給定入口速度、空氣溫度（290 K）（根據汽車空調常用設計標準確定），定義出口處為壓力出口邊界；平行流換熱器為純鋁制材質[8].

2.3數值模擬方法

整個計算區(qū)域的網格劃分是通過Fluent軟件前處理程序Gambit進行.為節(jié)省計算空間，采用六面體和楔形單元相結合的方法對網格進行劃分，并對網格加密處理，網格數約為300萬.定義每個方程的收斂條件中平均殘差絕對值不大于1.0×10-6.本文模擬采用商用軟件Fluent 6.3對計算區(qū)域進行求解.

2.4仿真模擬結果與分析

由于換熱器實際工作時水溫取決于發(fā)動機工作情況，水流量可通過閥門調節(jié)，空氣側風速亦可調節(jié)，故本文只選擇水流量和空氣側風速作為自變量進行分析.

換熱器迎面風速分別為2.0、2.5、3.0、3.5、4.0 m·s-1，水流量分別為5、6、7、8、9 L·min-1 .通過仿真模擬得到汽車空調暖風系統(tǒng)平行流換熱器換熱量、水側壓降、空氣側壓降、空氣側出口溫度的變化和分布.

圖2為在不同風速和水流量下?lián)Q熱器換熱量和空氣側出口溫度的變化，圖3為不同風速下空氣側阻力的變化，圖4為不同水流量下水側阻力的變化.由圖2、3可知，對于一定結構的換熱器，隨著迎面風速的增加，空氣側換熱量不斷增大，空氣側阻力也增大，而且空氣側換熱量在低風速下增長較快.換熱器換熱量的增加有以下兩點原因：一是在緊貼翅片的空氣流薄層內，

由于分子導熱，熱邊界層被來自翅片的熱量加熱，同時向前運動，空氣風速增加，熱邊界減薄，熱阻減小，空氣側傳熱系數增大；二是風速增大，空氣滯留翅片上的時間相對縮短，溫升小，與換熱器溫差大，故換熱效果好.但對比圖2、3可以發(fā)現，隨著風速的提高換熱量增加率逐漸減小，而空氣側阻力增加率越來越大.這是因為阻力隨空氣側風度的二次方左右增加，并且對于一定結構冷凝器存在一個臨界風速即換熱量隨風速增加趨于定值[9].故只靠提高風速增加空氣側換熱量是有限的，在增加換熱量和阻力之間進行選擇，是確定換熱器迎面風速時必須考慮的問題.由圖2可知，對于一定結構的換熱器，隨著迎面風速相對于2 m·s-1依次增加25%、50%、75%、100%時，空氣側出口溫度有降低趨勢，但降低幅度較小，不會影響其舒適性.空氣側出口溫度降低是因為風速增加，換熱時間不足，但是在風量一定、熱水源充分的情況下，空氣側出口溫度不會有明顯下降[10].

由圖2可知，水流量對換熱器換熱量有較大影響.隨著水流量增加，其對應的換熱量逐漸增加，起初水流量增加12%時，換熱量增加3.2%，最后水流量增加80%時，而換熱量只增加6.6%.因此，通過增加水流量來增加換熱器的換熱能力也是有限的.對于一定結構換熱器，水流量增加即流速增大，流動狀態(tài)由層流變成紊流，換熱強度變化較明顯.空氣出口側溫度與水流量變化非常相近，這是因為對于一定結構的換熱器，在一定風量、進風溫度、進口水溫下，水流量對換熱性能起決定性作用[11].由圖2可知，增加空氣側風速比增加水流量對平行流換熱器換熱量的影響更大，在增加相同百分比的情況下，增加風速比增加水流量對換熱器換熱量的影響大16%左右.這是由于空氣側熱阻對換熱性能的影響大于水側的影響.但從圖4可知，水流量增大，水道中水的流速增加，水的流動阻力明顯增大，增加了循環(huán)水泵的功耗.

3結論

本文利用仿真模擬計算了某汽車空調暖風系統(tǒng)平行流換熱器的換熱特性，分析了風速、水流量對換熱性能的影響：

（1） 增加空氣側風速比增加水流量對平行流換熱器換熱量的影響大。在增加相同百分比的情況下，增加風速比增加水流量對換熱量的影響大16%左右，而且增加兩者對換熱器換熱能力的影響均有限。隨著兩者增加，換熱量增加率逐漸減小.

（2）風速增大，空氣側阻力增加非常明顯，同樣水流量增大，水側阻力增加也非常明顯；但增加兩者對空氣側出口溫度影響都不明顯.

（3） 在優(yōu)化設計汽車空調暖風系統(tǒng)平行流換熱器時，應合理選擇其結構，使迎面風速控制在一個合理的范圍內.

另外，水暖式暖風系統(tǒng)使用時必須在發(fā)動機冷卻液溫度上升到大循環(huán)時方可開始，且存在使用過程中流量分配不均、熱源不足等問題，這些均有待進一步解決.

參考文獻：

[1]陳江平，施駿業(yè)，趙宇.國內外汽車空調系統(tǒng)發(fā)展動向[J].化工學報，2008，59（增刊2）：9-13.

[2]周益民，董軍啟，陳江平.百葉窗翅片傳熱與流動的三維數值模擬[J].節(jié)能技術，2007，25（2）：141-144.

[3]董軍啟，陳江平，陳芝久.百葉窗翅片的傳熱與阻力性能試驗關聯(lián)式[J].制冷學報，2007，28（5）：10-14.

[4]PARK C Y，HRNJAK P.Experimental and numerical study on microchannel and roundtube condensers in a R410A residential airconditioning system[J].International Journal of Refrigeration，2008，31（5）：822-831.

[5]林泉來.平行流換熱器干工況下應用的可行性分析[J].暖通空調，2013，43（增刊1）：291-293.

[6]小林明.汽車工程手冊[M].北京：機械工業(yè)出版社，1985.

[7]丁國良，張春路.制冷空調裝置仿真與優(yōu)化[M].北京：科學出版社，2001.

[8]陶文銓.數值傳熱學[M].2版.西安：西安交通大學出版社，2001.

[9]瞿曉華，施駿業(yè)，陳江平，等.車用暖風散熱器數值模型[J].汽車工程，2009，31（4）：345-348.

[10]楊世銘，陶文銓.傳熱學[M].4版.北京：高等教育出版社，2006.

[11]吳業(yè)正.制冷原理及設備[M].西安：西安交通大學出版社，1993.