耿李姍、浮翔、楊濤、王琳
(河南牧業(yè)經(jīng)濟學院 450000)
本文結合某乘用車空調(diào)系統(tǒng)的研制,采用數(shù)值模擬方法研究車內(nèi)空調(diào)系統(tǒng)的性能匹配及優(yōu)化。在原車空調(diào)系統(tǒng)模型基礎上,對比分析了不同尺寸結構的蒸發(fā)器和冷凝器及其空氣側氣體流量等因素對制冷量的影響,并以此設計出相應的優(yōu)化方案,同時匹配計算了排量140 mL和120 mL壓縮機的空調(diào)系統(tǒng)降溫性能。結果表明,該車用空調(diào)系統(tǒng)經(jīng)優(yōu)化后,在穩(wěn)態(tài)和瞬態(tài)工況下的制冷性能均達到整車需求。采用數(shù)值方法可以為車內(nèi)空調(diào)系統(tǒng)的優(yōu)化提供有效指導[1]。
蒸發(fā)器和冷凝器在空氣側的換熱計算,采用如下公式[2]。
式中:Nu為空氣側的努賽爾數(shù);Re為空氣側的雷諾數(shù);Pr為空氣側的普朗特數(shù);η為翅片效率;c1、c2和c3分別為由風洞試驗數(shù)據(jù)計算的無量綱常數(shù)。
本文所建蒸發(fā)器和冷凝器均為微通道平行流式結構類型,尺寸分別為190 mm×180 mm×34 mm和540 mm×354 mm×16 mm。表1和表2分別為蒸發(fā)器和冷凝器的性能測試數(shù)據(jù)。
壓縮機模型的主要參數(shù)分別是容積效率和等熵效率,其計算公式如下。
式中:m為制冷劑質量流量,單位為kg/s;ρ為壓縮機入口制冷劑密度,單位為kg/m3;n為壓縮機轉速,單位為r/s;Vh為壓縮機排量,單位為m3。
式中:hout為壓縮機出口焓值,單位為kJ/kg;hin為壓縮機入口焓值,單位為kJ/kg;△hi為等熵焓差,單位為kJ/kg。
這里通過試驗獲得相應的壓縮機容積效率和等熵效率,如圖1所示。
為提高制冷效果,在上述模型基礎上,分別設計了不同的蒸發(fā)器和冷凝器的空氣側氣體流量方案,以及不同的蒸發(fā)器和冷凝器的結構尺寸方案,從而進行影響蒸發(fā)器制冷量的模擬分析[3]。如圖2所示即為各參數(shù)變化對制冷量的影響。
圖1 壓縮機特性曲線
圖2a為制冷量隨蒸發(fā)器空氣側流量的變化。圖中可見,隨著空氣側流量的增大,其制冷量逐漸增高。例如,在40 km/h工況,當空氣側流量從400 m3/h增加到520 m3/h時,其制冷量從3.34 kW提高到3.65 kW,提高了9.28%;而在100 km/h工況,其制冷量更是提高約15%,可見蒸發(fā)器空氣側流量對制冷效果有重要影響。圖2b中,隨著冷凝器空氣側氣體流量的增加,制冷量雖有增大趨勢,但相比蒸發(fā)器的影響,其制冷量的變化相對要小一些。例如,當冷凝器空氣側氣體流量增加60%時,各工況下的制冷量只提高約3%~5%。
圖2c和圖2d為蒸發(fā)器和冷凝器尺寸變化對制冷量的影響。圖2c中,隨著蒸發(fā)器尺寸的增加,其制冷量有明顯提升。例如,在40 km/h和100 km/h工況,當蒸發(fā)器尺寸增加40%時,其制冷量則分別提高15%和26%。而圖2d中,隨著冷凝器尺寸的增加,其制冷量的增加并不明顯。例如,在40 km/h工況,當冷凝器尺寸增加20%時,其制冷量只提高約2%,而在100 km/h時,增加甚至不到1%。
圖2 不同影響因素對制冷量影響對比
總體來看,相比冷凝器參數(shù)的變化,蒸發(fā)器空氣側流量及其結構尺寸的變化,對制冷量的影響更明顯。但模擬結果表明,增大蒸發(fā)器空氣側流量的同時也會導致其空氣側出口溫度提高,而增大冷凝器結構參數(shù),不但會使蒸發(fā)器空氣側出口溫度降低,還會使壓縮機排氣壓力降低,如圖3所示。排氣壓力的降低,一方面提高了車用空調(diào)系統(tǒng)安全性和可靠性,另一方面也減少了制冷劑的年平均泄漏量。另外,增加冷凝器結構尺寸,也會降低冷凝器空氣側的出口溫度,從而降低整車發(fā)動機艙內(nèi)的溫度,有利于改善整車發(fā)動機艙熱管理水平。
鑒于此,這里選擇增加蒸發(fā)器、冷凝器空氣側氣體流量及兩者結構尺寸的方案來改善整車空調(diào)系統(tǒng)的降溫性能。根據(jù)整車空間布置需求和可提供的蒸發(fā)器、冷凝器結構尺寸,最終確定的優(yōu)化方案為,將蒸發(fā)器、冷凝器的結構分別增大30%和17%,同時將兩者在空氣側的流量分別增加40%和60%[4]。
采用數(shù)值方法搭建的車用空調(diào)系統(tǒng)模型能夠準確反映實車空調(diào)的工作情況,能夠為車內(nèi)空調(diào)系統(tǒng)的匹配優(yōu)化提供有效途徑。
圖3 冷凝器尺寸影響對比