CO_2汽车空调用紧凑式换热器理论设计的探讨

　文章编号 : ISSN1005 - 9180 (2004) 04 - 0069 - 04 Ξ CO2 汽车空调用紧凑式换热器理论设计的探讨 马富芹 , 吴建波 , 王　军 ( 中原工学院 , 河南 郑州 450007 ) [摘要 ] 紧凑式换热器的设计在很大程度上制约着 CO2 制冷剂在汽车空调制冷装置上的应用。本文从 CO2 汽车空调用紧凑式微通道换热器的换热量的估算和设计时理论限制等方面进行了讨论 , 指出微通道紧凑式 换热器的传热机理 , 机械加工等的研究对工程设计和应用来讲还没有形成合适的技术指导依据 , 从理论上 指出换热器尺寸、通道直径、数目、通道长度、换热效率以及泵功率之间是相互制约的。 [关键词 ] 二氧化碳 , 汽车空调 , 紧凑式换热器 , 设计 [中图分类号 ] TK172 ; TB65715 ; TU83114 　　　　　　　 [文献标识码 ] B Theoretical Discussion on Design of Compact Heat Exchanger of CO2 Automobile Air - conditioning MA Fu - qin , WU jian - bo , WANGJun ( Zhongyuan Institute of Technology , Zhengzhou Henan 450007 ) Abstract : Design and development of CO2 compact heat exchanger mostly constrained the application of CO2 automobile air - conditioning1This paper discusses the relations between CO2 refrigerant and microchannel , estimates during boiling in mi2 crochannel flow and design constraints , indicates that the study results to mechanism of heat transfer in microchannel compact heat exchanger doesn′t still first - orderly instruct engineering design and application , and they constrain each other between geometric dimension , passage diameter , number , length and efficiency of evaporators , pump power and so on1 Keywords : Carbon dioxide , Automobile air - conditioning , Compact heat exchanger , Design 　　近年来 , 各国科学家进行了大量的科研工作 , 发现氟氯烃类物质 , 尤其是 R12 等制冷剂对大气臭 氧层有破坏作用。为了防止臭氧层的破坏 , 美、日 等发达国家已从 1996 年起停止生产以 R12 为制冷 剂的空调汽车 , 我国在 2000 年底禁止新车装 R12 空调系统。R134a 是近年来开发的替代 R12 的制冷 剂 , 在制冷空调装置中获得了广泛的应用。但是 , R134a 具有较高的温室效应值 (它的温室效应潜能 值 GWP 比 CO2 的高 1200 倍左右) , 而且对人体健 康有害 , 故 R134a 被认为是一种过渡替代物。同时 汽车空调极易造成制冷剂泄露 , 且回收困难等 , 而 天然制冷剂 CO2 无毒、不可燃 , 具有环境友好性和 优良的热物理特性 , 在汽车空调中有着其他制冷剂 无可比拟的优势。而其采用的小管径和微尺度换热 器在很大程度上制约着 CO2 汽车空调制冷装置的发 展 , 但是目前与紧凑式微通道换热器设计有关的理 论问题还不是很成熟。本文从 CO2 汽车空调用紧凑 式微通道换热器的换热量的估算 , CO2 与微通道换 热器和设计时理论限制等方面进行了讨论。 1 　CO2 与微通道换热器管径 111 　CO2 与微通道 Pettersen 等人[1 ]研究了 CO2 微通道换热器。他 们指出 , 制冷剂侧换热系数比其他碳氟化合物的都 高 , 换热器内面面积还可以减小。与 R134a 相比 可以通过使用更小的管道和集液腔来减小换热器的 尺寸。 从换热器角度来讲 , 把具有优良的热物理性质 96 20 0 4年 1 2月 第 23 卷第 4 期 (总 89 期) 　　　　　　　　　　　制 　　冷 　　　　　　　　　　　　　　　　　 Ξ 收稿日期 : 2004 - 4 - 10 和环境友好性的 CO2 与微通道换热器的有机结合 , 可以很好的解决汽车空调占用空间大、使用小通道 时压降大的问题。由于换热器的重量和体积在整个 汽车空调系统中几乎占了一半。使用微通道的换热 器可以使 CO2 制冷装置更紧凑。CO2 临界温度非常 低 (3111 ℃) , CO2 系统的运行压力非常高 (20～ 130bar) , 为了安全起见 , 换热器的管道壁必须厚一 些。厚管壁又可能使换热器的性能下降 , 但是 , 这 个缺点可以通过使用微通道来解决。近年来 , 微通 道已经在制冷/ 空调行业中广泛应用 , 微通道用薄 的管壁可以承受更高的运行压力 [ F = (1/ 4)πd2 · P , 在微通道表面受力 F 一定时 , 压力 P 与通道 内径 d 成反比 ]。例如 , 在设备中水力直径 018mm 微尺度通道壁厚 013mm 可以承受高达 140bar 的运 行压力。另外微通道在单位体积空间中提供更大的 接触面积 , 这可以通过水力直径的定义 Dn = 4Ac/ C 来理解 (这里 Ac 是横截面积 , C 是周长) , 横截面积 Ac 一定 , Dn 越小 , C 将越大 , C 增大意味 着有更大的换热面积 , 因此也就改善了传热特 性[2 ] 。所以微通道换热器的开发使用可以更大限度 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。 微管道换热器有压降大的缺点 , 而 CO2 比大多 数制冷剂有更小的液体粘性和更大的液汽密度比 , 使压降不成为一个设计中的难题。因此 , CO2 与微 通道换热器的完美结合正好满足 CO2 汽车空调高 效、紧凑、质量轻等特殊需要。CO2 高运行压力和 良好的传热性能减小了管径和制冷剂侧的表面面 积 , 使换热器的紧凑度更高。 112 　微通道换热器的发展 为使换热器更加紧凑 , 紧凑式微通道换热器的 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蒸发器空气或水侧 的换热面积[8 ] , 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。 Lorentzen 和 Pettersen 在 1990 - 1991 年设计了第 一台气体冷却器 , 它由外径/ 内径为 419/ 314mm 的 铝管和平直铝翅片构成。这种设计存在“热短路” 问题。后来 , 经过改进 , 在 1994 年推出了第二代 气体冷却器。出于对最小爆炸压力的考虑 , 内外径 分别为 210mm 和 312mm , 流程也由第一台的 34mm 减小为 21 mm[3 ] 。但是由于此类换热器所需的小直 径管路长 , 弯头数量要比一般换热器多得多 , 且内 径为 2mm 管道的机械扩胀需要特殊的工艺 , 使其 加工成本较高。在这种情况下 , 一些专家转向并开 发了微通道平行流换热器。 微通道平行流换热器由垂直的集液管和水平的 微通道传热管组成。通过在集液管中插入隔板 , 可 以改变换热器的流程 , 同时能使制冷剂经过一次流 通后在集液管中重新分布 , 更灵活的改变制冷剂流 量。计算和实验都表明这种换热器有较大的潜力使 管径更小 , 换热强度更高 , 结构更为紧凑。其设计 制造中的主要问题就是要有紧凑、重量轻、能承受 高压的集液管。近年来 , 微通道紧凑式换热器引起 研究者和商家的极大关注。通过减小管径 , 提高单 位流通面积上的表面积 , 使换热器更加紧凑 , 高 效。 但是管道直径也不能无限小 , 下面我们结合图 形 (见图 1) 给以说明。 图 1 　换热器结构示意图 　　如果设计假定热流率 Q (W) , 换热器的长度 (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 (m) 。r = L/ H , 则可推导出 : 管径的减小必须满足 : 　　　 DL µ M3 (1 + C) fΦl2ρ2lQ S4H2 W2 (1) 这里 C 是比例系数 ,Φl 是与蒸汽干度有关的系 数 ,ρl 是液相密度 , f 是Darcy 摩擦系数。可以看出 , 07　　　　　　　　　　　　REFRIGERATION 　　　　　　　　　　　No . 4 , 2004 , Dec .Vol. 23 (Total No . 89 ) 用较小的管径使具有更高单位流通面积上的表面 积 , 也就意味着制冷剂将具有更大表面曳力 , 也就 意味着需要更大的泵功率。同时也说明在微/ 小尺 度通道换热器的设计中 , 管道长度与直径之比取决 于热传递和压降特征 , 一般说来 , 较大的压降还是 可以接受的 , 根据不同尺寸换热器 , 通道直径存在 不同最优值。 2 　微通道紧凑式换热器内沸腾换热 量的估算 211 　CO2 在微通道紧凑式换热器内的传热 常规制冷循环的热交换过程是在亚临界条件下 进行 , 但是由于 CO2 临界温度 (3111 ℃) 较低 , 如 果采用亚临界循环 , 当环境温度稍高时 , CO2 的制 冷能力急剧下降 , 功耗增大 , 经济性受到严重影 响。CO2 汽车空调系统主要在跨临界循环中运行 (如图 1 所示) , 即压缩机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。 由此知道蒸发器中是蒸发相变传热 , 气体冷却器是 无相变传热。而微尺度通道内沸腾换热还处于起步 阶段。但是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推导的关联 式估算[4 ,5 ,6 ,7 ] 。但是同时也可以看到 , 用大直径管 图 2 　CO2 跨临界循环示意图 图 3 　CO2 跨临界循环温 - 熵图 道沸腾流动所推导的关联式估算微通道内沸腾换热 量时部分偏差在 30 %以内 , 但大于 60 %偏差在文 献中也是很常见的。微通道内沸腾换热量的像传统 换热器的相对准确的沸腾流动关联式还没有建立起 来。因微尺度通道内沸腾流动和换热性能的研究的 不成熟 , 目前微通道内沸腾换热量没有通用的经验 关联式。因此在计算蒸发器负荷时 , 找准计算关联 式是首要的。 212 　微通道紧凑式蒸发器内临界热流通量的限制 在稳态运行情况下 , 蒸发器中换热量 : 　　　Q = M △x hlg (2) 或 　Q ≈ M cpl ( Tsat - Tsub) (3) 式中 △x 是通道内干度的变化量 , hlg (kJ / kg) 是制冷剂的汽化潜热 , cpl (kJ / kg ℃) 是制冷剂的液 相比热 , Tsat ( ℃) 是饱和温度 , Tsub ( ℃) 是过冷制 冷剂的进口温度。 从式 (2)和 (3) 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是否有足够大的过冷度。 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。结合图 1 推导 , 为了避免发生烧坏换 热器 , 临界热流通量必须满足 : 　　　 qCHF > q = Q S 2 D 4 r W H2 (4) 在临界热流通量时 , 换热系数最小 , 因此 : 17 20 0 4年 1 2月 第 23 卷第 4 期 (总 89 期) 　　　　　　　　　　　制 　　冷 　　　　　　　　　　　　　　　　　 　 ksolid ( S - 1) 4 W µ qCHF( TCHF - Tsat) > q( TCHF - Tsat) [8 ] (5) 即 : 　 ksolid ( S - 1)W µ QrnLD ( TCHF - Tsat) (6) 这里 Ksolid 是换热器材料的导热系数 , TCHF是临 界热流通量下的通道壁温。从公式 (3) 、(4) 和 (5) 可 以得到的结论是 : 临界热流通量、换热器材料的导 热系数以及换热器的换热表面面积都应该选择数值 高的。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。 3 　几何条件上的理论限制 　　由以上推导知道 , 微通道紧凑式换热器的管径 是不能任意减小 , 换热量也不是可以任意提高的。 除了管径、管材等在设计时需要慎重选取外 ,微通道 数目 ,通道的长度等也应遵循以下原则。由图 1 : 　　　 n = WH( SD) 2 (7) 　　　 nL = n r H = r WH 2 ( SD) 2 = WH ( SD) 2 L (8) 式(7) 、(8) 是纯几何条件 , n 要求是一个整数 (即 n 等于 1 , 2 , 3 ⋯) 。流道的长度在数量上至少 应该有几个当量直径长。 4 　结 论 (1) 汽车空调系统作为一种移动式空调具有一 般空调系统不同的特点和要求。汽车是个移动物 体 , 长时间暴露在太阳下或风雪之中 ; 而薄的金属 车身隔热困难 , 同时车速高 , 与外界对流换热高。 车内人员密度大等这些都要求汽车空调装置快速制 冷和制冷能力大的特点。另外汽车结构紧凑 , 所以 制冷装置必须是小型化紧凑型的。 (2) CO2 是天然制冷剂 , 对环境和人类无危害 作用 , 具有很好的安全性和良好热力性能及相当大 单位容积制冷量等特点 , 适合于汽车空调。CO2 与 微通道换热器的完美结合正好满足 CO2 汽车空调高 效、紧凑、质量轻等特殊需要。 (3) 紧凑式微通道换热器有许多的优点 , 如结 构紧凑 , 体积小 , 重量轻 , 换热量大等优点。正是 由于这些显著的优点 , 许多发达国家和地区的研究 者们都对其产生极大的关注。但是根据公开发表的 文献 , 到目前为止人们对于微通道沸腾换热的传热 机理 , 机械加工等的认识还相当有限 , 许多有关的 研究尚处于起步阶段 , 并且对同类现象或相近问题 的实验结果及分析还没有统一的认识 , 没有通用的 经验关联式 , 对工程设计和应用来讲还没有形成合 适的技术指导依据。所以在紧凑式微通道蒸发器的 设计上必须注意换热器被使用的工作参数范围 , 因 为这将决定换热器的传热特性。 (4) 换热器尺寸、通道数目、通道长度等的确 定不是随机的 , 它们之间具有相互制约性 , 同时通 道当量直径受换热量和泵功率大小的限制。 5 　参考文献 [1 ] Pettersen J , Hafner A , Skaugen G1Development of compact heat exchanger for CO2 air conditioning system1[J ] Int Journal of Refrigeration ,1998 ,21(3) :180 - 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