新型卧式车载露点冷却空调的数值模拟

刘翔，毕崟，冯樱，代立

（1.湖北汽车工业学院 汽车工程学院，湖北 十堰 442002；2.东风-派恩汽车铝热交换器有限公司，湖北 十堰 442000）

传统机械压缩式制冷技术存在能耗和碳排放较高的问题，几种可能的替代制冷系统如吸收式、吸附式、喷射器以及热电等冷却技术都处于发展阶段，能源利用率较低，尚不成熟［1］。蒸发冷却利用水的蒸发潜热即“干空气能”来冷却空气［2］，耗能部件只有水泵与风机，使得相同制冷量下，系统整体能耗降低，能效比提高。Valeriy Maisotsenko 提出了基于M 循环的露点蒸发冷却技术，属于间接蒸发冷却的改进［3-4］。已有的露点蒸发冷却器尺寸较大，结构以立式为主，无法使用在汽车上。文中设计了卧式露点冷却器结构，将露点蒸发冷却空调与某货车顶部导流罩内部空间结合起来，实现顶置式布置。为保证车载逆流式露点冷却器尺寸能适配导流罩同时具备一定制冷能力，采用EES软件并结合有限元法与牛顿迭代法优化结构与运行参数。

1 模型搭建

1.1 逆流式露点蒸发冷却器

根据有关蒸发冷却器结构研究［4］，选取波纹形逆流式冷却器结构，与叉流式和平流式相比，能有效提高对流换热效率，缩小冷却器体积。图1为波纹形逆流式露点蒸发冷却器换热器部位结构示意图，波纹形状换热片以一定间隔堆叠放置，形成干湿通道，交替分布。环境空气从一侧进入到干通道，在冷却器另一侧密封性良好的通道中发生分流，一部分成为产出空气吹入驾驶室用于降温，另一部分成为工作空气进入到湿通道内，与通道表面浸湿材料附着的水进行热质交换，吸收干通道传递的热量，最终排出至外界。

图1 波纹形逆流式露点蒸发冷却器

1.2 数值模型

为了建立通道内部传热传质等式方程，将换热片形成的干湿通道划分为相同的计算单元，如图2所示，每个单元包含半个干通道和相邻半个湿通道，换热面积即干湿通道相接的波纹面。假定计算单元之间不发生热质交换，即计算通道边界条件是绝热。采用有限元法对计算单元的传热传质平衡方程进行微分处理，建立微分方程，在EES 中进行求解。为了简化方程，对模型作出假设：1）冷却器芯体绝热，即与周围环境不发生传热；2）干湿通道内的气流均匀流动，湿通道表面水均匀分布，且换热片均不透水；3）通道间的热传递垂直于换热片方向；4）计算单元内发生的传热传质处于稳态过程；5）空气看作理想的不可压缩气体；6）湿通道入口处的工作空气没有热量损失；7）通道内流动空气具有稳定的热化学性质。模拟中预设的冷却器体尺寸参数见表1。

图2 冷却器计算单元

表1 露点蒸发冷却器模拟预设参数

干通道进出口的气体焓差等于气体向通道壁传递的热量［5］：

式中：Tw为水流温度；qm,w,in和qm,w,out分别为湿通道进出口水的质量流量；Twall,in和Twall,out分别为湿通道进出口壁面温度。

基于传热传质分析结果开发数值模型，换热器性能评价指标为产出空气温度、性能系数（coefficient of performance，COP）、制冷量和湿球冷却效率。

2 模型验证

为验证数值模型的准确性和适用性，与文献［6-7］中实验数据进行对比。在数值模型中输入相同的尺寸和空气参数，模拟得到冷却器产出空气温度，如图3 所示。由图3a 可知，对于波纹形逆流式冷却器，模型计算的产出空气温度误差为±2 ℃，即6%以内，表明模型具有较高的准确性。图3b表明模型对于平板形逆流式冷却器同样适用，且产出空气温度计算误差在8%以内，同时发现在进气湿度较高的情况下，模型计算精度受到一定影响，原因可能是湿通道水分蒸发不充分，而模型为理想状态，即湿通道出口空气完全饱和，造成一定误差。上述对比结果验证了模型的准确性与适用性。

图3 冷却器产出空气温度实验值与计算值对比

3 多因素影响因子研究

蒸发冷却器的结构尺寸和运行参数都会对冷却性能产生影响。采用均匀试验设计［8］和控制变量法研究空气参数影响时，应保持预设的冷却器尺寸不变，确定各因素取值范围如表2 所示，将x1～x4平均分为21 个水平，根据水平和因素数量以及均匀度偏差，采用U*21（2110）均匀设计表，选用设计表1、3、4、6列［9］。

表2 运行参数取值范围表

分析冷却器结构参数的影响程度时，将通道长度、高度、数量、换热片间距作为自变量，进出口温差和制冷量为因变量，同时控制进气温度为35 ℃、相对湿度为30%、进气速度为1 m·s-¹、工作空气比为0.25。将几何尺寸的4 个因素x5～x8选取31 个水平，取值范围如表3所示。采用U*31（3116）均匀设计表，选用设计表2、7、11、14列［9］。

表3 结构参数取值范围表

将21、31个水平对应的运行、结构参数分别代入EES 计算模型中，并在SPSS 软件中对模拟结果进行多元线性回归分析。结果显示，冷却器运行参数与结构参数对进出口温降的影响程度见表4，对制冷量影响程度见表5，影响因子越接近1 对因变量影响程度越强，符号表示正、负相关性。结果显示：运行参数中进气湿度对冷却器温降和制冷量影响均占主导，且都为负相关性；进气速度和工作空气比对温降和制冷量呈现互异的相关性，速度和工作空气比存在适宜的变化区间，使冷却器具有较高的温降和制冷量。冷却器结构参数中换热片间距对温降和制冷量影响都表现显著，在保证通道空气流通下产出空气温度可通过减小换热片间距来有效降低，其次可增加通道长度，同时增加通道数量和高度，保证一定的制冷量。

表4 运行与结构参数对产出空气温度的影响因子

表5 运行与结构参数对制冷量的影响因子

4 参数优化

4.1 优化目标

文中研究目标是货车，通常需要3.5～5.8 kW制冷量。在满足所需制冷量的同时，驾驶室内空调送风的温湿度会对人体舒适性产生影响。根据有关研究表明，夏季温度为24～26 ℃时人体热舒适度最佳，超过28 ℃则会引起不舒适；车内外温度差为5～7 ℃较适宜；一般乘员舱内相对湿度宜控制在30%～70%，过高或过低都使人感到不舒适［10-11］。

4.2 运行参数优化

考虑到某货车的顶部导流罩布置空间有限，参考各因素影响因子分析结果，同时结合制冷量需求和人体舒适性区间对运行参数进行优化。参考GB/T 25860—2010［12］中对环境参数的规定，设定入口空气模拟工况如表6所示。

表6 环境模拟工况 ℃

通过控制变量法分别研究进气速度和工作空气比在一定范围内变化对冷却器（表1）冷却性能的影响，结果如图4 所示。由图4a 可知，随着进气速度增加，制冷量持续增加，而COP升高到顶峰后持续下降，原因是在峰值后冷却器制冷量增加的速率比总能耗增加的速率慢。图4b 结果表明，进气速度的增加使通道间对流换热不完全，导致出口产出空气温度增加，湿球冷却效率不断降低。考虑到夏季空气流速增大利于人体表面的对流散热，但风速不能过高；同时保证2种工况下湿球冷却效率尽可能大于1，故进气速度取1.3 m·s-¹。图4c中制冷量和COP 随工作空气变化增降趋势近似，增加到一定值后持续减小，工作空气比为0.2～0.3 时制冷量和COP 出现峰值；图4d 中工作空气比大于0.3后，产出空气温度降低趋势和湿球冷却效率升高趋势放缓。结合图4c～d，工作空气比宜取0.3。

图4 运行参数对冷却性能的影响

4.3 结构参数优化

进气速度取1.3 m·s-¹，工作空气比取0.3，2 种环境工况下模拟结果如图5 所示。图5a 中随着通道长度增加，制冷量持续升高但趋势放缓，COP 先平稳变化然后持续降低，降低原因是通道长度增加的同时，空气流阻增大，导致鼓风机能耗提高，且提升幅度大于制冷量。通道长度的增加使得干湿通道间传热面积增加，换热将愈加充分，所以图5b中出口产出空气温度不断降低，湿球冷却效率增加。当通道长度大于1.2 m 后，变化趋于平稳。考虑到导流罩内部空间有限，同时控制成本，通道长度取1.2 m。由图5c～d可知，随着换热片间距增加，干湿通道内空气流量也在增加，出口制冷量不断提高，同时通道空间的增大导致通道之间换热愈加不充分，制冷量增长趋势放缓，产出空气温度逐渐升高。为了使冷却器温降尽可能大，同时获得较好的制冷量和COP，换热片间距宜取5 mm。

图5 结构参数对冷却性能的影响

4.4 车载露点冷却空调适用区域

取进气速度1.3 m·s-¹、工作空气比0.3、通道长度1.2 m、换热片间距5 mm，模拟得到国内典型气候条件下逆流式露点蒸发冷却器的冷却效果。在不同气候区选取4 个典型城市的环境空气温湿度作为冷却器入口空气模拟参数，如表7 所示，气候越干燥，冷却器冷却性能越好，印证了各因素影响因子研究结论准确、可靠。上海市、海口市湿度偏高，冷却器送风温度接近舒适区间，制冷量未能满足货车乘员舱需求；呼和浩特市温湿度适中，冷却后送风温度较低，但制冷量仍未到达所需；相比之下，吐鲁番市湿度更适合车载露点蒸发冷却器运行，在一定工况下可达到3.6 kW制冷量，基本满足货车乘员舱冷却所需。综上所述，文中车载露点蒸发冷却器在国内西部常年高温干燥环境地区能发挥较大的冷却潜能。

表7 不同环境下逆流式露点蒸发冷却器冷却性能

5 结论

根据货车导流罩内空间形状设计了卧式逆流式露点蒸发冷却器结构，基于有限元法和牛顿迭代法进行数值研究，并优化了冷却器结构与运行参数。优化后露点蒸发冷却器在国内西部干燥地区运行能达到3.6 kW制冷量，满足一般货车制冷需求。