俞登佳， 陳江平

(上海交通大學(xué) 制冷與低溫工程研究所, 上海 200240)

客車作為一種重要的公共交通工具在人們的交通出行中發(fā)揮著十分重要的作用.隨著汽車排放標(biāo)準(zhǔn)的不斷提高和能源供應(yīng)的日益緊張，以及人們環(huán)境保護(hù)意識的逐步增強(qiáng)，汽車輕量化正在成為節(jié)能減排的重要途徑[1-2].微通道平行流換熱器與傳統(tǒng)的管片式換熱器相比，具有體積小、換熱效率高的優(yōu)點(diǎn)，用其替代銅管鋁翅片換熱器有助于客車實(shí)現(xiàn)輕量化、小型化的目標(biāo)，同時還可以降低制冷劑的充注量.因此，微通道換熱器的推廣應(yīng)用將會是今后一段時間內(nèi)客車空調(diào)系統(tǒng)的發(fā)展方向[3].

目前平行流蒸發(fā)器在空調(diào)系統(tǒng)中已有不少應(yīng)用實(shí)例，韓艷輝[4]分析了四流程蒸發(fā)器內(nèi)制冷劑的流動情況，利用三維建模的方法進(jìn)行模擬分析，得到蒸發(fā)器的流量分布情況，同時也比較了流量分配不均對換熱器性能的影響.通過比較發(fā)現(xiàn)，改變流程和優(yōu)化制冷劑的流動情況可以使蒸發(fā)器的制冷能力增加7%左右，效果明顯.劉巍[5]主要研究了微通道蒸發(fā)器內(nèi)的分流板對流量分配的影響.通過數(shù)值模擬，對蒸發(fā)器內(nèi)制冷劑的流動狀況進(jìn)行分析，比較了不同分流板結(jié)構(gòu)對制冷劑流量分配的影響，并優(yōu)化分流板的結(jié)構(gòu)，獲得了最佳分流板開孔面積.Lee等[6]通過實(shí)驗(yàn)研究了扁管在集流管中的深度對制冷劑流量分配的影響，結(jié)果表明可以通過調(diào)節(jié)扁管的插入深度來均衡流量的分配.Kim等[7]研究了制冷劑在兩流程豎直集流管內(nèi)的流動情況，發(fā)現(xiàn)絕大多數(shù)液相制冷劑從底部扁管中流過，而只有一小部分從頂部扁管中通過.同時，與出口管位于集流管中部或頂部的情況相比，出口管位于底部時的分配效果較好.在研究雷諾數(shù)(Re)對流量分配的影響時還發(fā)現(xiàn)，矩形集流管的流量分配受Re影響較小.但是，平行流蒸發(fā)器要應(yīng)用于客車的空調(diào)系統(tǒng)中仍有不少挑戰(zhàn)，與傳統(tǒng)的管片式蒸發(fā)器相比，其面臨著更為嚴(yán)峻的制冷劑分配不均、冷凝水排除和結(jié)霜化霜等問題.而客車空調(diào)系統(tǒng)由于制冷量大，應(yīng)用平行流蒸發(fā)器時分液不均的問題將會更加突出.當(dāng)制冷劑分配不均時，蒸發(fā)器內(nèi)部分制冷劑會過早地達(dá)到過熱狀態(tài)，降低了換熱器換熱面積利用率；而部分制冷劑則在出口狀態(tài)下仍未達(dá)到過熱狀態(tài)，使制冷系統(tǒng)的制冷能力受到明顯的損失.Lalot等[8]研究發(fā)現(xiàn)：以R134a作為制冷劑時，流量分配不均勻會使機(jī)組性能削弱29%～39%；以R22為制冷劑時，流量分配不均勻會使機(jī)組性能削弱50% 左右.Kim等[9]提出對于多流路蒸發(fā)器，可以通過采用一個主閥和多個平衡閥單獨(dú)控制各支路過熱度的方法來提高制冷劑的分配均勻性，從而達(dá)到降低制冷能力損失的目的.模擬計(jì)算結(jié)果顯示，當(dāng)空氣流動分布因子為 0.4 時，會使制冷能力下降約6%，系統(tǒng)能效比(COP)下降4%，但是通過控制各流路的過熱度可以回收超過 99.9% 的制冷能力的損失.Chen等[10]提出了一種新的多蒸發(fā)器空調(diào)系統(tǒng)控制策略，利用吸氣壓力的變化來控制壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速，同時室內(nèi)溫度則可用來控制膨脹閥的開度.邢艷青等[11]在原有常規(guī)客車空調(diào)的基礎(chǔ)上，設(shè)計(jì)了一套采用平行流蒸發(fā)器的空調(diào)系統(tǒng)，用于替換原有翅片管式蒸發(fā)器，并對系統(tǒng)性能進(jìn)行了對比實(shí)驗(yàn)研究.朱宇驍?shù)萚12]研制了安裝于頂部的客車空調(diào)中使用的平行流蒸發(fā)器，并進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證.結(jié)果表明：體積較原裝置減少了 57.6%；質(zhì)量減輕了38%；制冷劑充注量降低了 10.5%；同時分液的流路數(shù)為4(即4分路)的分液均勻性優(yōu)于8分路的,換熱效率則比8分路的高 11.2%.

由于客車空調(diào)的結(jié)構(gòu)是細(xì)長的，原有分液器的設(shè)計(jì)存在壓降大、制冷劑分成4或6路時分液不均和排水等問題，而微通道平行流蒸發(fā)器在客車空調(diào)上的應(yīng)用還未實(shí)現(xiàn).為此，本文主要探究客車空調(diào)系統(tǒng)中微通道平行流蒸發(fā)器分液效果的改進(jìn)方法，提出閥前分液并通過4個熱力膨脹閥單獨(dú)控制4個蒸發(fā)器過熱度的改進(jìn)分液方式，并與閥后采用分液器的分液方式進(jìn)行實(shí)驗(yàn)對比.以期有效地改善出口溫度的均勻性.

1 系統(tǒng)設(shè)計(jì)

1.1 蒸發(fā)器設(shè)計(jì)

傳統(tǒng)采用管片式蒸發(fā)器的客車空調(diào)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)如圖1所示.蒸發(fā)器芯體左右對稱地分布于客車頂部，制冷劑通過分液器分液后進(jìn)入蒸發(fā)器管道.由于客車系統(tǒng)所需制冷量大，使用平行流蒸發(fā)器替代傳統(tǒng)管片式蒸發(fā)器進(jìn)行系統(tǒng)設(shè)計(jì)時，單個平行流蒸發(fā)器無法滿足制冷量的需求，因而須采用多個并聯(lián)的蒸發(fā)器.本文針對某一款車型的空調(diào)系統(tǒng)進(jìn)行平行流蒸發(fā)器系統(tǒng)的匹配設(shè)計(jì).系統(tǒng)采用4個并聯(lián)的蒸發(fā)器，兩兩對稱地置于客車頂部，其布置方式如圖2所示.

1—蒸發(fā)器風(fēng)機(jī), 2—左側(cè)蒸發(fā)器, 3—右側(cè)蒸發(fā)器, 4—分液器圖1 客車空調(diào)管片式蒸發(fā)器系統(tǒng)Fig.1 Bus air conditioning tube type evaporator system

1—右1蒸發(fā)器, 2—右2蒸發(fā)器, 3—左1蒸發(fā)器, 4—左2蒸發(fā)器圖2 客車空調(diào)平行流蒸發(fā)器系統(tǒng)Fig.2 Bus air conditioning parallel flow evaporator system

客車空調(diào)系統(tǒng)設(shè)計(jì)制冷量為28 kW，4個蒸發(fā)器并聯(lián)，每個蒸發(fā)器的換熱量為7 kW.由于客車頂部空間有限，所設(shè)計(jì)的平行流蒸發(fā)器單體單邊的外形尺寸不能超過380 mm×240 mm×40 mm (長×寬×厚).除去集流管和邊緣厚度，可利用的有效換熱面積為335 mm×196 mm×40 mm (長×寬×厚)，根據(jù)尺寸要求，可以選擇不同參數(shù)的扁管翅片.

在蒸發(fā)器的設(shè)計(jì)過程中，加入翅片能夠提高換熱器的換熱效率.百葉窗翅片能夠有效增加翅片的換熱面積，并且能夠通過其對氣流的導(dǎo)向作用以及周期性地破壞空氣流邊界層的作用而強(qiáng)化換熱，因而是目前緊湊型高效換熱器中最常用的翅片.Aoki等[13]通過實(shí)驗(yàn)對比了不同的開窗角度和翅片間距下百葉窗翅片對換熱效率的影響.結(jié)果表明：隨著百葉窗翅片間距的增大，換熱效率有所下降；而隨著開窗角度的增大，換熱效率有所提升.董其伍等[14]通過數(shù)值模擬分析比較了百葉窗的翅片間距、百葉窗間距以及開窗角度對換熱效率以及空氣流動情況的影響.本文設(shè)計(jì)也采用百葉窗翅片，并針對不同參數(shù)百葉窗的換熱效率進(jìn)行比對，以期得到換熱效果最佳的百葉窗翅片參數(shù).

采用目前較為流行的分布參數(shù)模型[15]進(jìn)行蒸發(fā)器性能模擬計(jì)算.計(jì)算過程中將蒸發(fā)器分為不同的控制單元，對每個單元建立熱力學(xué)平衡方程.根據(jù)所選換熱器的尺寸、材料導(dǎo)熱系數(shù)、空氣側(cè)溫度、濕度、風(fēng)量、制冷劑出口壓力和過熱度等條件，通過相關(guān)的換熱、壓降等關(guān)聯(lián)式計(jì)算出每個控制單元的換熱量和壓降等參數(shù).通過模擬計(jì)算對比不同的翅片高度、翅片間距和翅片開窗角度下蒸發(fā)器的換熱性能，圖3所示為翅片高度和開窗角度與換熱量的關(guān)系.

圖3 翅片高度和開窗角度與換熱量的關(guān)系Fig.3 The relationship among fin height, louver angle and heat exchanging capacity

由圖3可見：隨著翅片高度的增加，換熱量增大，但繼續(xù)增加翅片高度，換熱量增加的幅度逐漸減小，最后開始下降；隨著開窗角度的增加，換熱量逐漸增大，但繼續(xù)增大開窗角度，換熱量增加的幅度逐漸開始下降.由于隨著開窗角度的增加，空氣阻力加大，所以綜合比較后發(fā)現(xiàn)選擇 5.2 mm翅片高度和26° 的開窗角度較為理想，而據(jù)此設(shè)計(jì)的蒸發(fā)器的參數(shù)如表1所示.

表1 平行流蒸發(fā)器參數(shù)Tab.1 Parallel flow evaporator parameters

1.2 分液方式設(shè)計(jì)

在系統(tǒng)的分液方式上，文獻(xiàn)[11]中采用基于原有管片式蒸發(fā)器的分液方式，制冷劑經(jīng)過膨脹閥節(jié)流后被分液器分成多路，繼而分別流到各個蒸發(fā)器中，如圖4(a)所示.由于制冷劑經(jīng)膨脹閥節(jié)流后轉(zhuǎn)變?yōu)閮上嗔鳡顟B(tài)，實(shí)際運(yùn)行過程中不同的質(zhì)量流量和入口干度均會對分液器的分液均勻性產(chǎn)生影響[16]，進(jìn)而影響系統(tǒng)的性能.若采用在膨脹閥節(jié)流前對制冷劑進(jìn)行分液的方式，讓制冷劑在分液時處于單相狀態(tài)，再分別通過4個小膨脹閥進(jìn)行節(jié)流并單獨(dú)控制各個流路的過熱度，如圖4(b)所示，可以使分液均勻性更好.

圖4 客車空調(diào)系統(tǒng)分液設(shè)計(jì)Fig.4 Bus air conditioning system design

2 實(shí)驗(yàn)部分

2.1 蒸發(fā)器單體性能實(shí)驗(yàn)

在進(jìn)行系統(tǒng)實(shí)驗(yàn)之前，需要對蒸發(fā)器的單體性能進(jìn)行驗(yàn)證，以確保單體性能滿足設(shè)計(jì)要求.本文分別進(jìn)行了風(fēng)量為800 、1 000 和 1 200 m3/h情況下的單體性能實(shí)驗(yàn)(見圖5)，并與模擬結(jié)果進(jìn)行對比.實(shí)驗(yàn)工況參照《汽車用空調(diào)器》(GB/T 21361-2017)中的標(biāo)準(zhǔn)工況，蒸發(fā)器入口側(cè)空氣干球溫度為27 ℃，濕球溫度為 19.5 ℃，冷凝器干球溫度為35 ℃(不控制濕球溫度).

圖5 蒸發(fā)器單體性能實(shí)驗(yàn)裝置Fig.5 The evaporator performance experiment

2.2 系統(tǒng)性能實(shí)驗(yàn)

大巴空調(diào)系統(tǒng)性能實(shí)驗(yàn)包括原有管片式蒸發(fā)器系統(tǒng)與平行流蒸發(fā)器系統(tǒng)的性能對標(biāo)實(shí)驗(yàn)，比較兩者在制冷量、COP、系統(tǒng)制冷劑充注量和芯體質(zhì)量方面的區(qū)別.此外針對采用分液器分液方式的系統(tǒng)與采用4個膨脹閥單獨(dú)控制4個蒸發(fā)器出口過熱度方式的系統(tǒng)進(jìn)行分液效果的對比實(shí)驗(yàn)，實(shí)際系統(tǒng)中蒸發(fā)器布置及制冷劑流動方向如圖6所示.實(shí)驗(yàn)工況同前.

圖6 平行流蒸發(fā)器排布方式Fig.6 Structure of evaporator distribution with parallel flow

3 實(shí)驗(yàn)結(jié)果與分析

3.1 蒸發(fā)器單體性能實(shí)驗(yàn)

蒸發(fā)器單體性能實(shí)驗(yàn)的結(jié)果如圖7所示.由圖可見：實(shí)驗(yàn)結(jié)果與模擬結(jié)果較為吻合，模擬結(jié)果略低于實(shí)驗(yàn)結(jié)果；3個風(fēng)量下誤差分別為 4.64%、2.7% 和 6.40%；在大風(fēng)量下單體制冷量超過8 kW.因此，所設(shè)計(jì)蒸發(fā)器性能滿足要求.

圖7 蒸發(fā)器性能實(shí)驗(yàn)與仿真結(jié)果比較Fig.7 The experimental results compared with the simulation results

3.2 系統(tǒng)性能實(shí)驗(yàn)

3.2.1兩種蒸發(fā)器性能對比 管片式蒸發(fā)器與平行流蒸發(fā)器的性能參數(shù)如表2所示.可以看出：在制冷量大致相同(平行流蒸發(fā)器低 3.2%)的情況下，兩者的COP相等；在制冷劑充注量方面，平行流蒸發(fā)器比管片式蒸發(fā)器低1.5 kg，下降了18%，優(yōu)勢

表2 管片式蒸發(fā)器與平行流蒸發(fā)器系統(tǒng)性能對比Tab.2 Tube type evaporator system performance compared with the parallel flow evaporator

明顯；在功耗方面，平行流蒸發(fā)器為 9.66 kW，略低于管片式蒸發(fā)器的 9.97 kW；在芯體的質(zhì)量方面，平行流蒸發(fā)器 (19.6 kg)比管片式蒸發(fā)器(29 kg)少 9.4 kg，減少了 32.4%.同時，平行流蒸發(fā)器具有體積小、換熱效率高的優(yōu)勢，可為客車系統(tǒng)節(jié)約空間，便于系統(tǒng)的設(shè)計(jì)和排布.

3.2.2兩種分液方式對比 兩種分液方式下各蒸發(fā)器出口溫度分布如圖8所示.在閥后采用分液器分液方式的4個蒸發(fā)器出口平均溫度分別為 7.9，23.3，13.3 和 15.3 ℃，其中有2個平行流蒸發(fā)器出口溫度相差較大，可以看出分液明顯不均，這也是導(dǎo)致蒸發(fā)器制冷能力受損的主要原因；而采用閥前分液，再分別通過4個小膨脹閥進(jìn)行節(jié)流并單獨(dú)控制各個流路過熱度分液方式的4個蒸發(fā)器出口平均溫度分別為 11.5，12.6，14.2 和 11.0 ℃，出口溫度均勻性有較大提高，有效改善了多流路蒸發(fā)器的分配不均現(xiàn)象.

圖8 蒸發(fā)器出口溫度分布Fig.8 The evaporator outlet temperature distribution

由于經(jīng)過膨脹閥節(jié)流后制冷劑呈兩相流狀態(tài)，氣液兩相制冷劑的混合不均，制冷劑的進(jìn)口干度、質(zhì)量流量以及分液器的結(jié)構(gòu)、安裝角度均會對制冷劑在分液器中的分配產(chǎn)生影響[16]，導(dǎo)致制冷劑在每個流路中的不均勻分配.制冷劑較少的流路蒸發(fā)器提前進(jìn)入過熱區(qū)，過熱度較高；而制冷劑較多的流路蒸發(fā)器出口過熱度則較低.同時，由于蒸發(fā)器在過熱區(qū)的換熱系數(shù)遠(yuǎn)小于兩相區(qū)，使得過熱區(qū)的換熱面積未能被充分利用，從而降低了蒸發(fā)器換熱性能.采用膨脹閥前分液的方式，由于制冷劑在閥前為單相液態(tài)，各流路分配較為均勻.此外，各路膨脹閥單獨(dú)控制過熱度的方式可確保每個蒸發(fā)器的換熱性能均得到充分利用，從而提高系統(tǒng)性能.

4 結(jié)語

本文在客車空調(diào)系統(tǒng)上以微通道平行流蒸發(fā)器替代傳統(tǒng)管片式蒸發(fā)器，并對分液方式的改進(jìn)進(jìn)行了研究.首先根據(jù)客車空調(diào)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)了適宜的平行流蒸發(fā)器，蒸發(fā)器單體性能的實(shí)驗(yàn)結(jié)果與模擬結(jié)果吻合，誤差在 6.4% 以內(nèi)；其次從系統(tǒng)層面上進(jìn)行了管片式蒸發(fā)器與平行流蒸發(fā)器的系統(tǒng)性能實(shí)驗(yàn)對比.結(jié)果表明，在制冷量與COP基本相當(dāng)?shù)那闆r下，平行流蒸發(fā)器的系統(tǒng)功耗有所降低，制冷劑充注量降低了18%(約 1.5 kg)，芯體質(zhì)量減輕了 32.4%(約 9.4 kg)；最后對比了采用閥后分液器分液與閥前分液并以4個小膨脹閥單獨(dú)控制4路蒸發(fā)器2種不同分液方式的分液效果，結(jié)果表明，后者的4個蒸發(fā)器出口溫度均勻性有較大改善，從而得到了多流路蒸發(fā)器系統(tǒng)中兩相流制冷劑分配不均問題的解決方案.

研究結(jié)果驗(yàn)證了平行流蒸發(fā)器在客車空調(diào)中應(yīng)用的可行性及巨大優(yōu)勢，同時對系統(tǒng)的分液問題進(jìn)行了改進(jìn)研究.對于多流路蒸發(fā)器系統(tǒng)，可在膨脹閥前分液(此時制冷劑處于單相狀態(tài))，再通過多個膨脹閥單獨(dú)控制各個流路蒸發(fā)器出口的過熱度，這種分液方式可有效解決兩相流狀態(tài)下制冷劑在流路間分配不均的問題.