266二氧化碳汽車(chē)空調(diào)氣體冷卻器的數(shù)值仿真(存儲(chǔ)版)
【正文】 中，式(5) 的計(jì)算結(jié)果與實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)有較好的一致性。因此，要得到氣體冷卻器更強(qiáng)的換熱能力，提高制冷劑的壓力是有益的。但是由于在第一流程內(nèi)溫差較大，換熱主要集中在這一流程內(nèi)，因此，總的換熱量12 MPa時(shí)的最大。圖6 微通道直徑對(duì)焓壓差的影響因此，綜合考慮以上各因素，、,因此，設(shè)計(jì)采用的管徑應(yīng)在此范圍內(nèi)。通過(guò)比較仿真結(jié)果與實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)，驗(yàn)證了該模型正確性。因此, 對(duì)于流程和壓降之間的關(guān)系還需要綜合考慮，按照計(jì)算結(jié)果分析采用流程布置3是合適的。管徑也不宜過(guò)大，會(huì)惡化對(duì)流換熱，且管徑較大時(shí)需增加換熱器的壁厚，增大了換熱器的容積和質(zhì)量。而8MPa時(shí)的虛擬臨界溫圖4 焓壓差值圖圖5 不同壓力下?lián)Q熱系數(shù)的比較度較低， ℃，到換熱器出口也沒(méi)有達(dá)到這個(gè)溫度，因此，傳熱系數(shù)沒(méi)有出現(xiàn)峰值，而是持續(xù)地增大。表1 實(shí)驗(yàn)氣體冷卻器的參數(shù)[4]迎風(fēng)面積 cm2內(nèi)部深度 mm內(nèi)部體積 cm3空氣側(cè)表面 m2制冷側(cè)表面 m219503320積液管直徑 mm翅片布置密度m－1微通道長(zhǎng)度 mm微通道數(shù)2788654511比較了壓力分別為12 MPa的制冷劑進(jìn)入換熱器的情況, 圖4顯示了計(jì)算結(jié)果。本模型還假定，制冷劑從積液管平均分流到每一個(gè)微通道管內(nèi)，且微通道管之間以及沿軸線方向沒(méi)有熱傳導(dǎo), 忽略管壁熱阻。由于CO2單位容積制冷量大,流動(dòng)和傳熱性能好,使得設(shè)計(jì)緊湊式換熱器更加現(xiàn)實(shí)。并運(yùn)用該模型分析了各種參數(shù)下的氣體冷卻器的性能, 以指導(dǎo)跨臨界CO2制冷系統(tǒng)中微通道氣體冷卻器的優(yōu)化設(shè)計(jì)。本文擬建立跨臨界CO2制冷系統(tǒng)中微通道氣體冷卻器數(shù)值模型, 對(duì)管內(nèi)CO2和空氣側(cè)的流動(dòng)和換熱進(jìn)行數(shù)值仿真。本文的計(jì)算條件以及引用的實(shí)驗(yàn)條件[4] 均滿足此要求，故采用該式能保證計(jì)算的準(zhǔn)確度。但是對(duì)于整個(gè)系統(tǒng)來(lái)說(shuō)，提高制冷劑的壓力勢(shì)必要耗費(fèi)壓縮機(jī)更多的功
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