目前有关汽车空调的研究主要集中在制冷系统的仿真与实验,而关于暖风系统的研究很少,特别是关于非独立的暖水式换热性能研究更不多.陈江平等^[1]从使用新工质及采用新技术等方面介绍了国内外汽车空调系统发展趋势;周益民等^[2]建立三维数值模型,研究了百叶窗翅片开窗角度和换向区长度对平行流换热器换热性能的影响,可为其优化设计提供依据;董军启等^[3]通过试验比较了翅片间距和高度对平行流换热器表面换热和阻力性能的影响,通过分析试验数据获得了j因子和f因子试验关联式;国内外对平行流换热器在微通道内的流动、压降及传热系数进行了大量研究^[4].关于暖风系统的平行流换热器的研究主要集中在百叶窗翅片角度、间距、高度和扁管等对其换热和流动性能的影响，然而工质的工况对其性能也有重要影响.所以本文主要分析空气侧风速和水流量对其换热和流动性能的影响并将两者进行比较.

1 平行流换热器结构与特性 1.1 平行流换热器结构

平行流换热器(PFC)是一种新型的换热器^[5],多用于汽车空调,主要由多孔扁管和波纹型百叶窗翅片构成.暖风系统平行流换热器结构如图 1所示,图中:F_h为翅片高度;L_d为百叶窗宽度;L_h为百叶窗高度;L_p为百叶窗间距;α为百叶窗角度;F_p为翅片间距.平行流换热器结构参数如表 1所示,其中F_t为翅片厚度.工质水在多孔扁管中流动,空气垂直流过波纹翅片并与水进行换热.平行流换热器的主要特点是比表面积大,换热效率高,结构紧凑,空气侧压降较小,水侧换热性能增加时阻力减小,扁管和翅片的接触热阻较小,纯铝制品有利于回收等.本文主要介绍一种应用于汽车空调暖风系统的平行流换热器的换热性能,在不同水流量和空气侧风速下通过模拟仿真对其换热性能进行分析.而目前国内对平行流换热器的研究还比较少,本文旨在为国内平行流换热器设计提供参考.

1.2 水暖式汽车暖风装置

汽车暖风装置是汽车冬季运行时供车内取暖的设备总称,其种类较多.按其所用热源可分为余热式采暖系统和独立式采暖系统,其中余热式采暖系统又分为水暖式和汽暖式两种.水暖式采暖系统主要是以发动机冷却水的余热为热源,将热水引入换热器,由风扇将车内或车外空气吹过换热器使之升温^[6].

与气暖式系统相比,水暖式发动机的冷却液温度比较适宜且散热均匀,不会出现局部温度过高而烫伤乘客,亦不会出现因排气中的SO₂等杂质长时间腐蚀换热器管壁造成因泄漏废气而中毒的现象,水暖式发动机在国内外生产的轿车、大型货车、采暖要求不高的大客车中已得到采用;与独立式采暖系统相比,水暖式发动机不需另外的燃料及相关设备,易获取热源,设备简单,节能环保,运行经济.

2 计算流体力学(CFD)模型

在流动换热过程中,空气从换热器一侧流入,然后与扁管和翅片相互作用进行对流换热,通过增加空气侧风速,能够增强空气流动的扰动,增强换热;增加工质水流量,可以增强换热器的换热性能.

在开发汽车空调系统时,需要掌握的换热器性能数据可以通过实验获得,但在实验前进行数值模拟分析,可以大大缩短开发周期和降低成本.目前模拟时大多采用二维数值模型,其结果有待进一步考证.本文通过对百叶窗翅片进行三维数值模拟,进一步考察数值模拟的准确性以揭示百叶窗翅片的强化传热与流动机理^[7].为简化模型,首先对模型作以下假设:① 换热过程为三维稳态换热;② 空气、工质水均为理想的不可压缩流体,各点参数不随时间变化;③ 空气在整个迎风向上均匀分布;④ 扁管、百叶窗肋片表面具有相同的粗糙度,肋片和扁管焊接良好,连接光滑,不考虑加工因素的影响.

2.1 控制方程

流体的连续性方程为

(1)

式中:u_i为速度矢量在i方向上的分量;x_i为 i方向上的坐标.

动量守恒方程

(2)

式中:u_j、u_l分别为速度矢量在j、l方向上的分量;x_j 、x_l分别为j、l方向上的坐标;ρ为密度;μ为动力黏度.

能量守恒方程为

(3)

式中:c_p 为比热容;λ为导热系数;T为温度.

k方程

(4)

ε方程

(5)

式中:G_k为由层流速度梯度产生的湍流动能;G_b为由浮力产生的湍流动能;G_1s、G_2s、G_3s均为常量;σ_k、σ_ε分别为k方程和ε方程的普朗特数;μ_t为湍流涡黏性系数;k为湍流动能;ε为耗散率.

2.2 边界条件

由于流动处于湍流状态,经对比分析选择了标准的k-ε模型.该模型是目前应用较广、受检验最多、数值求解技术最成熟的湍流模型,且对于平行流换热器的模拟有较高的稳定性.

定义工质水入口处为流量入口边界,给定入口流量、水温(355 K)(根据汽车空调常用设计标准确定),定义出口处为压力出口边界;定义入口空气处为速度入口边界,给定入口速度、空气温度(290 K)(根据汽车空调常用设计标准确定),定义出口处为压力出口边界;平行流换热器为纯铝制材质^[8].

2.3 数值模拟方法

整个计算区域的网格划分是通过Fluent软件前处理程序Gambit进行.为节省计算空间,采用六面体和楔形单元相结合的方法对网格进行划分,并对网格加密处理,网格数约为300万.定义每个方程的收敛条件中平均残差绝对值不大于1.0×10^-6.本文模拟采用商用软件Fluent 6.3对计算区域进行求解.

2.4 仿真模拟结果与分析

由于换热器实际工作时水温取决于发动机工作情况,水流量可通过阀门调节,空气侧风速亦可调节,故本文只选择水流量和空气侧风速作为自变量进行分析.

换热器迎面风速分别为2.0、2.5、3.0、3.5、4.0 m·s^-1,水流量分别为5、6、7、8、9 L·min^-1 .通过仿真模拟得到汽车空调暖风系统平行流换热器换热量、水侧压降、空气侧压降、空气侧出口温度的变化和分布.

图 2为在不同风速和水流量下换热器换热量和空气侧出口温度的变化,图 3为不同风速下空气侧阻力的变化,图 4为不同水流量下水侧阻力的变化.由图 2、3可知,对于一定结构的换热器,随着迎面风速的增加,空气侧换热量不断增大,空气侧阻力也增大,而且空气侧换热量在低风速下增长较快.换热器换热量的增加有以下两点原因:一是在紧贴翅片的空气流薄层内, 由于分子导热,热边界层被来自翅片的热量加热,同时向前运动,空气风速增加,热边界减薄,热阻减小,空气侧传热系数增大;二是风速增大,空气滞留翅片上的时间相对缩短,温升小,与换热器温差大,故换热效果好.但对比图 2、3可以发现，随着风速的提高换热量增加率逐渐减小,而空气侧阻力增加率越来越大.这是因为阻力随空气侧风度的二次方左右增加,并且对于一定结构冷凝器存在一个临界风速即换热量随风速增加趋于定值^[9].故只靠提高风速增加空气侧换热量是有限的,在增加换热量和阻力之间进行选择,是确定换热器迎面风速时必须考虑的问题.由图 2可知,对于一定结构的换热器,随着迎面风速相对于2 m·s^-1依次增加25%、50%、75%、100%时,空气侧出口温度有降低趋势,但降低幅度较小,不会影响其舒适性.空气侧出口温度降低是因为风速增加,换热时间不足,但是在风量一定、热水源充分的情况下,空气侧出口温度不会有明显下降^[10].

由图 2可知,水流量对换热器换热量有较大影响.随着水流量增加,其对应的换热量逐渐增加,起初水流量增加12%时,换热量增加3.2%,最后水流量增加80%时,而换热量只增加6.6%.因此,通过增加水流量来增加换热器的换热能力也是有限的.对于一定结构换热器,水流量增加即流速增大,流动状态由层流变成紊流,换热强度变化较明显.空气出口侧温度与水流量变化非常相近,这是因为对于一定结构的换热器,在一定风量、进风温度、进口水温下,水流量对换热性能起决定性作用^[11].由图 2可知,增加空气侧风速比增加水流量对平行流换热器换热量的影响更大,在增加相同百分比的情况下,增加风速比增加水流量对换热器换热量的影响大16%左右.这是由于空气侧热阻对换热性能的影响大于水侧的影响.但从图 4可知,水流量增大,水道中水的流速增加,水的流动阻力明显增大,增加了循环水泵的功耗.

3 结论

本文利用仿真模拟计算了某汽车空调暖风系统平行流换热器的换热特性,分析了风速、水流量对换热性能的影响:

(1) 增加空气侧风速比增加水流量对平行流换热器换热量的影响大。在增加相同百分比的情况下,增加风速比增加水流量对换热量的影响大16%左右,而且增加两者对换热器换热能力的影响均有限。随着两者增加，换热量增加率逐渐减小.

(2) 风速增大,空气侧阻力增加非常明显,同样水流量增大,水侧阻力增加也非常明显;但增加两者对空气侧出口温度影响都不明显.

(3) 在优化设计汽车空调暖风系统平行流换热器时,应合理选择其结构,使迎面风速控制在一个合理的范围内.

另外,水暖式暖风系统使用时必须在发动机冷却液温度上升到大循环时方可开始,且存在使用过程中流量分配不均、热源不足等问题，这些均有待进一步解决.