同軸管對汽車空調(diào)系統(tǒng)性能提升的仿真研究

宋李棟，楊年炯 ， 譚明香

(1.廣西科技大學機械與汽車工程學院，廣西柳州 545006；2.東風柳州汽車有限公司，廣西柳州 545005)

0 引言

目前，國家對整車節(jié)能環(huán)保的要求越來越高，汽車空調(diào)系統(tǒng)對整車能耗有著較大影響。電動汽車、混合動力汽車等低排放汽車，雖然能源利用率較高，但動力輸出有限，因此能夠提供給空調(diào)系統(tǒng)的動力受到嚴格限制，這對空調(diào)系統(tǒng)的節(jié)能高效提出了更高要求。提高空調(diào)的效率實現(xiàn)節(jié)能減排的主要途徑有改善空調(diào)零部件的效能、使用綠色制冷劑、優(yōu)化空調(diào)系統(tǒng)結構等。就汽車空調(diào)系統(tǒng)結構而言，通常汽車空調(diào)的制冷管分為低壓管和高壓管，低壓管溫度低，總是被發(fā)動機艙加熱，而高壓管急需散熱。若將低壓管與高壓管套裝在一起，構成同軸管，則高溫管熱量能傳入低溫管，同軸管可以有效利用高、低壓管的熱量傳遞，實現(xiàn)空調(diào)系統(tǒng)中的二次換熱，提高空調(diào)制冷效率。

文中從提高空調(diào)系統(tǒng)效率的角度，分析使用不同結構型式的同軸管對車用空調(diào)系統(tǒng)性能改善的效果。通過仿真分析，比較了高低壓一體式同軸管與螺旋式同軸管的換熱能力，通過一維仿真軟件KULI建模，對比在空調(diào)系統(tǒng)增加同軸管前后的效果，增加同軸管后有效提升了空調(diào)系統(tǒng)的制冷能力，并改善了整車的節(jié)能效果。

1 同軸管結構及其節(jié)能工作原理

1.1 同軸管類型

1.1.1 高低壓一體式同軸管

高、低壓管路獨立，即分體式，是目前汽車空調(diào)系統(tǒng)使用率較高的管路型式。它由獨立的兩根管路組成，即高壓管路和低壓管路。空調(diào)系統(tǒng)中，低壓管路中從蒸發(fā)器出來的低溫制冷劑，在溫度較高的發(fā)動機艙中吸熱，不能有效利用這部分能量，而高壓管路中的制冷劑狀態(tài)是高溫高壓，需要散熱來提高制冷性能，將二者結合，即高低壓管路做成一體式同軸管，則能將能量充分利用。

1.1.2 螺旋式同軸管

相較于高低壓一體式同軸管，螺旋結構的設計，增加了制冷劑的通過長度，使之能更加充分地進行熱交換，相同程度下，螺旋式同軸管的換熱性能更好，不足之處在于制造工藝復雜、成本較高、流道加長造成制冷劑壓力損失增大。

1.2 工作原理

同軸管路節(jié)能工作原理為：高、低壓兩根管路集成一體，通過高、低壓管在工作過程中自身的物理特性(低壓管路制冷劑溫度低，高壓管路制冷劑溫度高)相互傳遞能量，將能量充分利用而避免損失，能夠有效起到節(jié)能、提高制冷性能的作用，其工作原理如圖1所示。

圖1 同軸管路工作原理

同軸管內(nèi)制冷劑的布置主要有內(nèi)液外氣和內(nèi)氣外液兩種，文中側重驗證高低壓一體式同軸管與螺旋式同軸管的換熱能力，以內(nèi)管為低壓氣體、外管為高壓液體這一型式進行仿真分析。

2 單體仿真模型的建立與處理

2.1 模型建立

在同軸管路數(shù)值計算中，只將低壓氣體和高壓液體流動的流體區(qū)域和進行傳熱的銅管進行幾何處理和網(wǎng)格劃分，并將高、低管路的前后端用面封住，設置為相應的進出口邊界。共有3個計算域：氣體流體域、液體流體域和固體域。利用HyperMesh軟件建立模型，高低壓一體式同軸管計算域及局部放大圖如圖2所示。螺旋式同軸管計算域及局部放大圖如圖3所示。

圖2 高低壓一體式同軸管計算域及局部放大圖

圖3 螺旋式同軸管計算域及局部放大圖

在HyperMesh軟件中進行簡化，處理高、低壓管結構模型，建立封閉的求解域，并采用三角形網(wǎng)格類型初步劃分面網(wǎng)格。選擇三維、穩(wěn)態(tài)、氣體、定常密度、分離流動，開啟-湍流模型和雷諾時均N-S方程，并激活能量方程。其中設置兩個計算流體域和一個固體域，固體域材料選為“Cu”，流體域分別對應于氣態(tài)R134a和液態(tài)R134a。

2.2 仿真結果分析

2.2.1 流場分析

對高低壓一體式同軸管與螺旋式同軸管內(nèi)流管路流場進行仿真分析，如圖4和圖5所示。

圖4 高低壓一體式同軸管內(nèi)流管路流場分析

圖5 螺旋式同軸管內(nèi)流管路流場分析

由圖4可看出，流體從管路一端進入并在管路內(nèi)流動，從另一端流出，整個流動過程中速度均勻，只在兩端有局部的速度上升。

由圖5可看出，流體從管路一端進入并在管路內(nèi)流動，從另一端流出，整個流動過程中速度較為均勻，在中間部分有外流區(qū)域的情況下造成速度上升。

2.2.2 溫度及壓力分析

2.2.2.1 高低壓一體式同軸管

高低壓一體式同軸管流體域溫度和壓力云圖如圖6所示?？梢钥闯?，當內(nèi)管為氣體、外管為液體時，內(nèi)流體因進出口處有一部分不存在換熱，所以出現(xiàn)溫度在進出口處有部分溫度不變的管路，整個溫度變化過程是氣體由低溫逐漸上升，至出口處溫度上升到最高，氣體溫度上升至16 K，而液體管路則與之相反，溫度逐漸下降，至出口處液體溫度降至40 K。對壓力而言，在整個管路中無論是否存在換熱，壓力均出現(xiàn)均勻變化，氣體管路中壓力降要遠大于液體管路中的壓力降。

圖6 高低壓一體式同軸管流體域溫度和壓力云圖

2.2.2.2 螺旋式同軸管

螺旋式同軸管流體域溫度和壓力云圖如圖7所示。可以看出，內(nèi)管為氣體、外管為液體時，內(nèi)流體因進出口處有一部分不存在換熱，所以出現(xiàn)溫度在進出口處有部分溫度不變的管路，整個溫度變化過程是氣體由低溫逐漸上升，至出口處溫度上升到最高，氣體溫度上升至18 K，而液體管路則與之相反，溫度逐漸下降，至出口處液體溫度降至39 K。對壓力而言，在整個管路中無論是否存在換熱，壓力均出現(xiàn)均勻變化，氣體管路中壓力降要遠大于液體管路中的壓力降。

圖7 螺旋式同軸管流體域溫度和壓力云圖

2.3 兩種不同結構型式同軸管換熱情況對比

針對高低壓一體式和螺旋式兩種不同結構型式的同軸管，其氣態(tài)R134a入口直徑相同，均為13.6 mm，其空間尺寸基本一致，在相同的邊界條件下進行換熱仿真模擬，性能對比見表1。

表1 螺旋式同軸管與高低壓一體式同軸管換熱對比

由表1可知，在相同邊界條件下，螺旋式同軸管的氣體管路溫度上升了13 K，而高低壓一體式同軸管僅上升了10.9 K；螺旋式同軸管的液體管路溫度下降7.8 K，高低壓一體式則下降6.2 K。相比較而言，螺旋式同軸管更能有效提高低溫低壓冷媒溫度、更有效地降低了高溫高壓冷媒的溫度，制冷效率更高。

3 系統(tǒng)仿真模型的建立與處理

3.1 原空調(diào)系統(tǒng)仿真模型的建立

根據(jù)空調(diào)元件的特點和布置方式，建立空調(diào)系統(tǒng)一維模型。模型中內(nèi)側(制冷劑側)流動元件包括壓縮機、冷凝器、膨脹閥、蒸發(fā)器。外側(空氣側)流動元件包括冷凝器和蒸發(fā)器，以及各自的溫度源、濕度源、流量源。空氣側設置兩條回路，第一條回路為冷凝器空氣回路，第二條為蒸發(fā)器空氣回路，需要分別設置空氣通過冷凝器和蒸發(fā)器的入口溫度、濕度以及風量，如圖8所示。

圖8 空調(diào)系統(tǒng)制冷劑側仿真模型

在空調(diào)制冷系統(tǒng)中，熱交換器主要有蒸發(fā)器和冷凝器，兩者分別擔負吸熱和放熱的作用，并構成了系統(tǒng)的高壓側和低壓側。蒸發(fā)器和冷凝器的換熱狀態(tài)的好壞，直接關系到整個制冷系統(tǒng)的效率，因此在建模過程中，其準確性會對結果產(chǎn)生較大影響。在KULI軟件中，蒸發(fā)器和冷凝器的模型是基于幾何參數(shù)的，由于強化換熱措施的不同，各個元件的散熱能力不同，因此需要根據(jù)試驗對元件的模型進行修正。

根據(jù)內(nèi)部流動特征，將蒸發(fā)器分為4個尺寸兩兩相同的部分，每個部分的尺寸見表2。蒸發(fā)器其他參數(shù)設置：單個管入口表面積為49.663 5 mm；單個管濕周為47.5 mm；單個管高度為2.26 mm；單條散熱帶翅片個數(shù)為189；翅片厚度為0.08 mm。

表2 蒸發(fā)器幾何參數(shù) 單位：mm

汽車空調(diào)冷凝器屬于風冷式冷凝器，需要有冷卻風扇將傳至冷凝器管片表面的熱量帶走。冷凝器冷卻效果的好壞與冷凝器本身的散熱能力及通風效果有關，前者由冷凝器本身的結構、尺寸、材料和工藝所決定，后者則與風扇的通風能力、冷凝器的安放位置及冷凝器周邊的導流措施有關。同蒸發(fā)器一樣，冷凝器模型的準確與否，對系統(tǒng)仿真結果產(chǎn)生較大的影響，需通過試驗對冷凝器的換熱能力進行修正。

表3為冷凝器幾何參數(shù)，其中長度為冷凝器在制冷劑流動方向的長度。冷凝器其他參數(shù)設置：單個管入口表面積為21.308 7 mm；單個管濕周為33.472 6 mm；單個管高度為1.36 mm；單條散熱帶翅片個數(shù)為241；翅片厚度為0.1 mm。

表3 冷凝器幾何參數(shù) 單位:mm

壓縮機排量為86 mL，傳動比為1.46，在蒸發(fā)器和冷凝器的空氣側，分別利用流量元件來設定空氣的流量，它們分別屬于不同的空氣流通通道中，由于處在不同的環(huán)境，各自的入口溫度、濕度不同，故分別設置不同的入口溫度和濕度。根據(jù)實際情況，設定蒸發(fā)器的空氣流量分別為580 m/h，其他空氣側參數(shù)見表4。

表4 空氣側一維模型參數(shù)設置

在仿真分析中，還需要設置一些其他仿真參數(shù)(表5)，對于穩(wěn)態(tài)計算，較為關鍵的參數(shù)是壓縮機轉(zhuǎn)速和冷凝器迎風溫度，其中怠速工況，考慮熱回流的影響，冷凝器迎風溫度取53 ℃。

表5 仿真參數(shù)設置

進行穩(wěn)態(tài)模擬仿真，得到不同工況下的仿真結果見表6。

表6 不同工況下的仿真結果

3.2 同軸管一維計算模型的建立

在原車空調(diào)系統(tǒng)增加同軸管后，搭建如圖9所示的空調(diào)系統(tǒng)一維仿真模型。

圖9 空調(diào)系統(tǒng)一維仿真模型

進行穩(wěn)態(tài)模擬計算，增加同軸管后仿真結果見表7。

表7 增加同軸管后仿真結果

空調(diào)系統(tǒng)增加同軸管后，各工況下壓縮機功率均有所下降，而蒸發(fā)器功率有所增加，即能耗下降、制冷性能提升。同時蒸發(fā)器制冷劑出口壓力降低，經(jīng)過同軸管后進入壓縮機的壓力也相應降低，使得壓縮機功率也隨之降低。

4 結束語

以某車型空調(diào)系統(tǒng)為研究對象，根據(jù)計算域設置相應的邊界進行穩(wěn)態(tài)換熱仿真計算， 對高低壓一體式同軸管與螺旋式同軸管內(nèi)流管路流場、溫度及壓力進行仿真分析，表明螺旋式同軸管相較于高低壓一體式同軸管有更好的換熱效果。根據(jù)各工況下的仿真結果，壓縮機功率減小0.40%～6.79%，蒸發(fā)器制冷功率增大1.17%～3.97%，可見，壓縮機功率均有所降低，蒸發(fā)器制冷功率均有所提升，說明有效提升了空調(diào)系統(tǒng)的制冷能力，起到了改善整車節(jié)能的效果。