平行流蒸發器客車空調及其分液方式

俞登佳， 陳江平

(上海交通大學 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揮著十分重要的作用.隨著汽車排放標準的不斷提高和能源供應的日益緊張，以及人們環境保護意識的逐步增強，汽車輕量化正在成為節能減排的重要途徑[1-2].微通道平行流換熱器與傳統的管片式換熱器相比，具有體積小、換熱效率高的優點，用其替代銅管鋁翅片換熱器有助于客車實現輕量化、小型化的目標，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用將會是今后一段時間內客車空調系統的發展方向[3].

目前平行流蒸發器在空調系統中已有不少應用實例，韓艷輝[4]分析了四流程蒸發器內制冷劑的流動情況，利用三維建模的方法進行模擬分析，得到蒸發器的流量分布情況，同時也比較了流量分配不均對換熱器性能的影響.通過比較發現，改變流程和優化制冷劑的流動情況可以使蒸發器的制冷能力增加7%左右，效果明顯.劉巍[5]主要研究了微通道蒸發器內的分流板對流量分配的影響.通過數值模擬，對蒸發器內制冷劑的流動狀況進行分析，比較了不同分流板結構對制冷劑流量分配的影響，并優化分流板的結構，獲得了最佳分流板開孔面積.Lee等[6]通過實驗研究了扁管在集流管中的深度對制冷劑流量分配的影響，結果表明可以通過調節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的流動情況，發現絕大多數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(Re)對流量分配的影響時還發現，矩形集流管的流量分配受Re影響較小.但是，平行流蒸發器要應用于客車的空調系統中仍有不少挑戰，與傳統的管片式蒸發器相比，其面臨著更為嚴峻的制冷劑分配不均、冷凝水排除和結霜化霜等問題.而客車空調系統由于制冷量大，應用平行流蒸發器時分液不均的問題將會更加突出.當制冷劑分配不均時，蒸發器內部分制冷劑會過早地達到過熱狀態，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下仍未達到過熱狀態，使制冷系統的制冷能力受到明顯的損失.Lalot等[8]研究發現：以R134a作為制冷劑時，流量分配不均勻會使機組性能削弱29%～39%；以R22為制冷劑時，流量分配不均勻會使機組性能削弱50% 左右.Kim等[9]提出對于多流路蒸發器，可以通過采用一個主閥和多個平衡閥單獨控制各支路過熱度的方法來提高制冷劑的分配均勻性，從而達到降低制冷能力損失的目的.模擬計算結果顯示，當空氣流動分布因子為 0.4 時，會使制冷能力下降約6%，系統能效比(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器空調系統控制策略，利用吸氣壓力的變化來控制壓縮機轉速，同時室內溫度則可用來控制膨脹閥的開度.邢艷青等[11]在原有常規客車空調的基礎上，設計了一套采用平行流蒸發器的空調系統，用于替換原有翅片管式蒸發器，并對系統性能進行了對比實驗研究.朱宇驍等[12]研制了安裝于頂部的客車空調中使用的平行流蒸發器，并進行了實驗驗證.結果表明：體積較原裝置減少了 57.6%；質量減輕了38%；制冷劑充注量降低了 10.5%；同時分液的流路數為4(即4分路)的分液均勻性優于8分路的,換熱效率則比8分路的高 11.2%.

由于客車空調的結構是細長的，原有分液器的設計存在壓降大、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器在客車空調上的應用還未實現.為此，本文主要探究客車空調系統中微通道平行流蒸發器分液效果的改進方法，提出閥前分液并通過4個熱力膨脹閥單獨控制4個蒸發器過熱度的改進分液方式，并與閥后采用分液器的分液方式進行實驗對比.以期有效地改善出口溫度的均勻性.

1 系統設計

1.1 蒸發器設計

傳統采用管片式蒸發器的客車空調系統結構如圖1所示.蒸發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入蒸發器管道.由于客車系統所需制冷量大，使用平行流蒸發器替代傳統管片式蒸發器進行系統設計時，單個平行流蒸發器無法滿足制冷量的需求，因而須采用多個并聯的蒸發器.本文針對某一款車型的空調系統進行平行流蒸發器系統的匹配設計.系統采用4個并聯的蒸發器，兩兩對稱地置于客車頂部，其布置方式如圖2所示.

1—蒸發器風機, 2—左側蒸發器, 3—右側蒸發器, 4—分液器圖1 客車空調管片式蒸發器系統Fig.1 Bus air conditioning tube type evaporator system

1—右1蒸發器, 2—右2蒸發器, 3—左1蒸發器, 4—左2蒸發器圖2 客車空調平行流蒸發器系統Fig.2 Bus air conditioning parallel flow evaporator system

客車空調系統設計制冷量為28 kW，4個蒸發器并聯，每個蒸發器的換熱量為7 kW.由于客車頂部空間有限，所設計的平行流蒸發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)，根據尺寸要求，可以選擇不同參數的扁管翅片.

在蒸發器的設計過程中，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向作用以及周期性地破壞空氣流邊界層的作用而強化換熱，因而是目前緊湊型高效換熱器中最常用的翅片.Aoki等[13]通過實驗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.本文設計也采用百葉窗翅片，并針對不同參數百葉窗的換熱效率進行比對，以期得到換熱效果最佳的百葉窗翅片參數.

采用目前較為流行的分布參數模型[15]進行蒸發器性能模擬計算.計算過程中將蒸發器分為不同的控制單元，對每個單元建立熱力學平衡方程.根據所選換熱器的尺寸、材料導熱系數、空氣側溫度、濕度、風量、制冷劑出口壓力和過熱度等條件，通過相關的換熱、壓降等關聯式計算出每個控制單元的換熱量和壓降等參數.通過模擬計算對比不同的翅片高度、翅片間距和翅片開窗角度下蒸發器的換熱性能，圖3所示為翅片高度和開窗角度與換熱量的關系.

圖3 翅片高度和開窗角度與換熱量的關系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，所以綜合比較后發現選擇 5.2 mm翅片高度和26° 的開窗角度較為理想，而據此設計的蒸發器的參數如表1所示.

表1 平行流蒸發器參數Tab.1 Parallel flow evaporator parameters

1.2 分液方式設計

在系統的分液方式上，文獻[11]中采用基于原有管片式蒸發器的分液方式，制冷劑經過膨脹閥節流后被分液器分成多路，繼而分別流到各個蒸發器中，如圖4(a)所示.由于制冷劑經膨脹閥節流后轉變為兩相流狀態，實際運行過程中不同的質量流量和入口干度均會對分液器的分液均勻性產生影響[16]，進而影響系統的性能.若采用在膨脹閥節流前對制冷劑進行分液的方式，讓制冷劑在分液時處于單相狀態，再分別通過4個小膨脹閥進行節流并單獨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 客車空調系統分液設計Fig.4 Bus air conditioning system design

2 實驗部分

2.1 蒸發器單體性能實驗

在進行系統實驗之前，需要對蒸發器的單體性能進行驗證，以確保單體性能滿足設計要求.本文分別進行了風量為800 、1 000 和 1 200 m3/h情況下的單體性能實驗(見圖5)，并與模擬結果進行對比.實驗工況參照《汽車用空調器》(GB/T 21361-2017)中的標準工況，蒸發器入口側空氣干球溫度為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 蒸發器單體性能實驗裝置Fig.5 The evaporator performance experiment

2.2 系統性能實驗

大巴空調系統性能實驗包括原有管片式蒸發器系統與平行流蒸發器系統的性能對標實驗，比較兩者在制冷量、COP、系統制冷劑充注量和芯體質量方面的區別.此外針對采用分液器分液方式的系統與采用4個膨脹閥單獨控制4個蒸發器出口過熱度方式的系統進行分液效果的對比實驗，實際系統中蒸發器布置及制冷劑流動方向如圖6所示.實驗工況同前.

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

3 實驗結果與分析

3.1 蒸發器單體性能實驗

蒸發器單體性能實驗的結果如圖7所示.由圖可見：實驗結果與模擬結果較為吻合，模擬結果略低于實驗結果；3個風量下誤差分別為 4.64%、2.7% 和 6.40%；在大風量下單體制冷量超過8 kW.因此，所設計蒸發器性能滿足要求.

圖7 蒸發器性能實驗與仿真結果比較Fig.7 The experimental results compared with the simulation results

3.2 系統性能實驗

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

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

明顯；在功耗方面，平行流蒸發器為 9.66 kW，略低于管片式蒸發器的 9.97 kW；在芯體的質量方面，平行流蒸發器 (19.6 kg)比管片式蒸發器(29 kg)少 9.4 kg，減少了 32.4%.同時，平行流蒸發器具有體積小、換熱效率高的優勢，可為客車系統節約空間，便于系統的設計和排布.

3.2.2兩種分液方式對比 兩種分液方式下各蒸發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個平行流蒸發器出口溫度相差較大，可以看出分液明顯不均，這也是導致蒸發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個小膨脹閥進行節流并單獨控制各個流路過熱度分液方式的4個蒸發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器的分配不均現象.

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

由于經過膨脹閥節流后制冷劑呈兩相流狀態，氣液兩相制冷劑的混合不均，制冷劑的進口干度、質量流量以及分液器的結構、安裝角度均會對制冷劑在分液器中的分配產生影響[16]，導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器提前進入過熱區，過熱度較高；而制冷劑較多的流路蒸發器出口過熱度則較低.同時，由于蒸發器在過熱區的換熱系數遠小于兩相區，使得過熱區的換熱面積未能被充分利用，從而降低了蒸發器換熱性能.采用膨脹閥前分液的方式，由于制冷劑在閥前為單相液態，各流路分配較為均勻.此外，各路膨脹閥單獨控制過熱度的方式可確保每個蒸發器的換熱性能均得到充分利用，從而提高系統性能.

4 結語

本文在客車空調系統上以微通道平行流蒸發器替代傳統管片式蒸發器，并對分液方式的改進進行了研究.首先根據客車空調的結構設計了適宜的平行流蒸發器，蒸發器單體性能的實驗結果與模擬結果吻合，誤差在 6.4% 以內；其次從系統層面上進行了管片式蒸發器與平行流蒸發器的系統性能實驗對比.結果表明，在制冷量與COP基本相當的情況下，平行流蒸發器的系統功耗有所降低，制冷劑充注量降低了18%(約 1.5 kg)，芯體質量減輕了 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個小膨脹閥單獨控制4路蒸發器2種不同分液方式的分液效果，結果表明，后者的4個蒸發器出口溫度均勻性有較大改善，從而得到了多流路蒸發器系統中兩相流制冷劑分配不均問題的解決方案.

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