[内部换热器设计]换热器入口设计
2005年第33卷第12期 流 体 机 械 57
文章编号: 1005—0329(2005) 12—0057—04
用于跨临界CO 2汽车空调系统的板翅式
内部换热器设计
邓建强1, 姜培学1, 李建明2
(11清华大学, 北京 100084; 21苏州三川换热器有限公司, 江苏苏州 215101)
摘 要: 介绍了跨临界C O 2汽车空调用板翅式内部换热器的设计思路, 关联式, 对换热器的安全性做了分析并通过了水压实验。关键词: 跨临界循环; C O 2; 内部换热器; 板翅式换热器中图分类号: T Q051. 5 文献标识码: A
Development of I H Exchanger for T rans 2critical CO 2Automotive
Air Conditioning System
DE NGJian 2qiang 1, J I ANG Pei 2xue 1, LI Jian 2ming 2
(11Tsinghua University , Beijing 100084,China ;21Suzhou Sanchuan Heat Exchanger C o. , Ltd. , Suzhou 215101,China ) Abstract : A design of plate 2fin heat exchanger used as internal heat exchanger is described for trans 2critical C O 2cycle. The tw o corre 2lations for heat trans fer coefficient were referenced. Safety analysis was carried out on the channel of the heat exchanger. Water pressure test for strength and tightness had been passed.
K ey w ords : trans 2critical cycle ; C O 2; internal heat exchanger ; plate 2fin heat exchanger
1 前言
1992年挪威的Lorentzen 教授提出跨临界C O 2
实际应用跨临界C O 2制冷循环, 需要克服两个问题:一是若采用基本蒸气压缩循环, 则系统的效率较低; 二是系统运行压力较高, 系统高压侧会有超过10MPa 的压力, 部分换热设备和管路要考虑压力容器设计中安全性的问题。
采用内部换热器(IHE ) 的回热循环, 使压缩机进口亚临界状态的C O 2蒸气过热, 节流前超临界状态的C O 2过冷, 能明显提高跨临界C O 2制冷循环系统效率。国内外很多学者从理论和实验上做了内部换热器对系统性能影响的研究。研究表明[4]:经过比较两种效率的内部换热器, 高效率的内部换热器更能提高COP , 使用合适的内部换热器最大能提高25%的循环效率。日本电装DE N 2S O 公司在轿车空调实验中, 跨临界C O 2回热循环
循环理论, 并首先在汽车空调中应用, 受到了制冷领域的普遍关注。国内近几年也开展了很多研究:上海交通大学和上海易初通用机器有限公司在2000年就已开始对跨临界C O 2轿车空调立项研究[1], 并完成评审; 天津大学对跨临界C O 2热泵系统进行了研究和样机试制[2]; 中国船舶重工集团公司第七研究院第704研究所开展了船用C O 2制冷系统研究[3]。
为响应2008年北京绿色奥运的规划, 清华大学承担了北京市科学技术委员会跨临界C O 2汽车空调的研究项目, 计划在中巴型车辆使用跨临界C O 2汽车空调。
收稿日期: 2005—03—17
基金项目: 北京市科技计划基金项目(H[1**********]0)
比基本跨临界C O 2蒸汽压缩循环能提高15%的
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效率。而且, 采用内部换热器还能降低系统最佳
性能所需的排气压力; 避免压缩机液击的发生等。
本文结合国内的实际加工能力, 与合作厂方一起完成了板翅式内部换热器的设计和加工。考虑到超临界C O 2在准临界点附近物性变化很大, 本设计采用REFPROP7. 0确定需要的C O 2物性参数。
2 跨临界C O 2循环内部换热器结构
标准设计高压换热器, 会使整个换热器设备笨重,
体积大, 成本高, 传热面积密度β小。本文为了增加强度需要, 没有采用普通意义上的翅片, 而是采用微小沟槽的结构, 图3所示为板翅式换热器的内部通道截面结构。截面共六层沟槽, 其中第二、五层为超临界侧流体换热通道(图中为深色细线条矩形槽) , 其它为亚临界侧流体换热通道, 深色粗线条为层间隔板
。
传热面积密度β的定义为[5]:在板翅式结构中, β为单侧隔板间流道体积内所包含的传热总面积与该侧隔板间的容积之比。一般定义β700m 2/m 3为紧凑式换热器。
700翅片/m /m 的传热
(a ) 微通道管
1
表面, 其β值小于m 3, 不属于紧凑换热器
的范围。600翅片/m 大约相当于β=1300m 2/m 3, 目前工业上大量生产的铝合金板翅式换热器, 绝大多数是为了用于低温和深冷中压力低于1. 0MPa 的场合而设计的,5. 0MPa 的工业化产品也已
(b ) 微通道管2
不少, 能耐更高压力的板翅式换热器设计也有报
导, 但要采用特殊的材料和结构[6]。
在跨临界C O 2制冷循环中使用的内部换热器, 一侧为压力达10MPa 以上的超临界C O 2流体, 另一侧为压力为4MPa 的亚临界C O 2过热蒸汽。
图1所示为美国Hrnjak 等采用的二氧化碳汽车空调内部换热器结构[7], 内部换热器采用双层铝管
。
图2
微通道管式内部换热器
图3 板翅式内部换热器内部通道结构示意
对所设计的板翅式内部换热器与图1, 2所示
的内部换热器传热面积密度β做了比较。由表1可见, 本文板翅式换热器的紧凑度与套管式内部换热器相当, 而微通道管式内部换热器的紧凑度则高出许多。
(23β型式超临界侧亚临界侧套管式667969微通道管128701766微通道管224241763板翅式840823
图1 套管式超临界C O 2内部换热器
图2所示为Boewe 等采用的微通道管式C O 2
内部换热器[4], 比套管式换热器材料减少50%, 性能提高10%。上海交通大学汽车空调项目采用套管式内部换热器[1]。按常规尺寸的压力容器
由于传热面积密度β仅反映了换热器的结构参数, 而衡量换热器的传热参数更有实际意义。
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比较套管式和板翅式内部换热器, 可以通过调整板翅式内部换热器的沟槽层数和每层沟槽的数量, 使内部换热器相对应侧流动Re 数相同, 保持流体物性相同, 此时每侧的换热系数仅为流动通道当量直径的函数。计算表明:对应图3沟槽尺寸的板翅式换热器, 在亚临界侧的换热系数是图1套管式结构的2倍, 在超临界侧的换热系数将是套管式结构的3倍。而微通道管式内部换热器, 由于更小的当量直径, 而获得更高的换热系数, 但目前国内不具备微通道管式内部换热器的制造能力。板翅式换热器虽不如其它两类微通道管式内部换热器紧凑, 但它形状规则, 坚固耐用。3 对流换热与压降计算关联式311 亚临界C O 2Nu b =aRe b Pr b (
b c
ρ) ρb
n
(5)
当T b >T pc : a =0. 14 b =0. 69
c =0. 66 n =0
当T b ≤T pc : a =0. 013 b =1. 0
c =-0. 55 n =1. 6
该关联式计算值与实验数据间平均偏差为12. 7%。313 压降关联式
(6(f 同式(1) 中摩) ΔP =fG 22ρD i
4 板翅式内部换热器设计与加工
(6)
由于目前没有专门的亚临界C O 2过热时加热
状态的湍流换热试验关联式, 故使用Petukhov 关联式计算[8]:
Nu =
12. 7(f /8) 1/2(Pr 2/3-1) +k
k =1+
(1)
为满足实验对比的需要, 设计了一组不同换热量的板翅式内部换热器, 有关参数如表2所示。
表2 内部换热器参数
编号
12
换热量
(W ) [**************]
亚临界侧过热
(℃) 10. 015. 019. 027. 0
超临界
侧过冷
(℃) 3. 65. 46. 810
外型尺寸
(板束体)
(mm ×mm ×mm ) 100×50×41. 6160×50×41. 6220×50×41. 6220×100×41. 6
其中
Re
-2
摩擦阻力系数:
f =(1. 82log Re -1. 64)
34
公式验证范围104
2000内均方根偏差为±5%。
C O 2管内换热的换热系数:
h =
k D bulk
(2)
注:两侧质量流量均为53. 66g/s 。
在内部通道设计上, 仅仅考虑了空调系统所需的内部换热量的实现, 对亚临界侧和超临界侧沟槽板采用同一加工图纸, 没有过多考虑两侧换热能力的匹配(可以在今后设计优化中进一步完善) 。表3为对应编号的有关流动和换热结果。
表3 流动与换热计算的结果
项 目编号1编号2编号3编号4总换热量q (W ) [**************]传热系数K
2
[W/(m ・K ) ]亚临界侧Re 亚临界侧Nu 亚临界侧换热系数h
[W/(m 2・K ) ]
超临界侧Re 超临界侧Nu 超临界侧换热系数h
2
[W/(m ・K ) ]
1120
1094
1075
1033
312 超临界C O 2冷却换热
Seok H o Y oon 针对Baskov 等的关联式(3) 做
了修正, 提出式(4) [9]:
Nu =Nu w (
c p , w
)
m
(
ρ) ρw
n
(3) (4)
Nu w =1. 38Nu w (
′
0. 86ρ) () 0. 57
ρc pw b
式中 Nu ′——对应壁面温度常物性假设下的局w —
部努塞尔数
实验值与关联式计算值偏差在12. 3%以内。
Seok H o Y oon 指出除非对壁面温度进行测
[***********]081611554
1581519
1561495
1511452
[***********]432368841
2228458
2128181
1927620
量, 否则无法准确得到换热管壁面温度, 为此专门为工程设计人员提出了第二个关联式(5) (不再包含壁面的信息) :
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图4所示为编号4的板翅式内部换热器的外
形结构尺寸。换热器根据JB/T 4734《铝制焊接容器》进行制造、检验和验收, 板束体采用真空钎焊, 板束体与封头等采用手工氩弧焊, 焊丝为S331, 焊接采用全焊透结构
。
由式(7) 计算得到本例转角处最大应力为σ=16. 82MPa , 安全系数为2. 5, 强度校验合格。
水压试验按试压表进行(见表5) ; 耐压试验的合格标准为无渗漏、无可见变形和无异常响声; 气密性试验的合格标准为无泄漏。
表5 试压表
耐压试验
通道
A 气密性试验
压力压力保压时间
介质介质
(MPa ) (min ) (MPa ) (min )
12. 5. 水11. 04
水水
6060
(1) 对用于跨临界C O 2汽车空调的板翅式内
图4 板翅式内部换热器结构示意
5 材料和安全性分析
部换热器的设计思路做了说明, 并介绍了具体的
实施过程;
(2) C O 2在管内的对流换热系数是换热器设计中的重要参数, 文中给出了用于计算C O 2过热区和过冷区的换热系数的经验关联式;
(3) 对该内部换热器的强度做了校核, 并通过了水压试验(可以安全地运用于试验系统) 。
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表4 铝合金3A21在不同温度力学性能
3A211050
参 数
25℃150℃常温
抗拉强度σ1158076b (MPa ) 屈服强度σ4035280. 2(MPa ) 伸长率δ(%)
注:处于退火状态的参数。
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对于矩形通道, 其最大应力在转角处, 可由式
(7) 计算[11]:
σ=+[σ]2≤
S
S
221/2
N =p (a +b )
2
2
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M =p (a -ab +b ) /3
其中, 2a 、2b 分别对应矩形通道的长和宽。
(下转第68页)
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三角形微通道。
在汽车空调制冷系统中, 平行流式冷凝器通常采用多孔矩形微通道。为了强化传热, 可采用带内翅片的多孔矩形微通道。3. 5 扁管微通道孔数在相同扁管宽度的情况下, 随着微通道孔数的增加, 平行流式冷凝器的换热量、空气侧出口温度均略有增加, 而制冷剂侧出口温度和出口压力有所下降, 因此在加工工艺允许的范围内, 采用较多的微通道孔数可以获得较好的传热性能, 同时压力损失增加不大。3. 6 流程间扁管根数分配
为了获得设计合理的平行流式冷凝器, 考虑流程间的扁管分配, , 而换热量基本不变、第一和第二流程扁管根数不变时, 随着第三流程根数减少到与第四流程扁管根数相同, 制冷剂压降和换热量基本不变。表2示出了流程的流道数分配对制冷量和压降的影响。
表2 流程的流道数分配影响
各流程流道数分配制冷量(kW ) 空气侧压降(kPa )
10/9/8/5/411. 68690. 110/8/8/6/411. 76593. 39/9/8/6/412. 05596. 09/8/8/6/511. 69297. 39/8/8/7/411. 66998. 2
风速, 当风速超过临界风速时, 空气侧阻力剧增,
而换热量趋于定值;
(3) 在一定范围内, 减小翅片高度H p 可以提高换热器的换热量;
(4) 减小翅片间距使冷凝器传热面积增加, 换热能力增强, 但同时会增加空气侧的阻力;
(5) 合理的流程间扁管根数分配可以使冷凝器换热量增加而空气侧压降减小;
(6) 任何优化措施不是单方面的, 必须考虑其对其它参数的影响。
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作者简介:张兴群(19722) , 男, 讲师, 博士研究生; 主要从事制冷及空调技术研究, 通讯地址:710049陕西西安市西安交通大学制冷与低温工程系。
不变时, 百叶窗翅片应采用较小的翅片高度和翅
片间距, 扁管采用较多孔数的多孔矩形微通道扁管;
(2) 对于一定结构的冷凝器均存在一个临界(上接第60页)
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作者简介:邓建强, 博士后, 从事制冷、传热研究, 通讯地址:
100084北京市清华大学热能系工程热物理研究所。