汽車空調系統(tǒng)蒸發(fā)器的特性分析外文翻譯

1、<p>　　出處：Shen C C, Lu J H. Analysis of the performance of the evaporator of automotive air conditioning system[J]. International Journal of Automotive Technology, 2014, 15(1): 19-38. </p><p>　　中文8564

2、字 </p><p>　　畢業(yè)設計（論文）譯文</p><p>　　題目名稱：汽車空調系統(tǒng)蒸發(fā)器的特性分析</p><p>　　學院名稱：能源與環(huán)境學院</p><p><b>　　班 級： </b></p><p><b>　　學 號： </b></p

3、><p><b>　　學生姓名： </b></p><p>　　指導教師： </p><p>　　2014年 03 月25日</p><p>　　汽車空調系統(tǒng)蒸發(fā)器的特性分析</p><p>　　摘要——本研究的目的是建立汽車空調系統(tǒng)蒸發(fā)器的理論模型并進行模擬來評估操作參數(shù)，環(huán)境條件，以及設

4、計參數(shù)對蒸發(fā)器的性能的影響。汽車空調系統(tǒng)主要由四個組件構成：壓縮機，冷凝器，制冷劑控制器，和蒸發(fā)器。蒸發(fā)器中的制冷劑流可以被劃分為兩個區(qū)域：蒸發(fā)區(qū)和過熱區(qū)。在第一個區(qū)域中的制冷劑是一個二相流，在第二個的區(qū)域中的制冷劑處于過熱蒸汽狀態(tài)。 蒸發(fā)器的內部流過的空氣也可以分為兩個區(qū)：非飽和區(qū)和飽和區(qū)。水蒸汽凝結在飽和區(qū)，而在非飽和區(qū)無凝結水。因為制冷劑流量和空氣流是彼此垂直的，制冷劑在蒸發(fā)區(qū)和所述過熱區(qū)的分布不與空氣中的非飽和區(qū)和飽和區(qū)的分布重

5、合。本研究探討不同的設計參數(shù)，環(huán)境條件和冷卻能力與過熱的運行參數(shù)對空調系統(tǒng)的影響. 設計參數(shù)包括制冷劑通道的長度，空氣通道的長度和散熱片的厚度。環(huán)境條件，包括進氣口溫度和絕對濕度。操作條件包括制冷劑入口焓，進氣流量，以及制冷劑質量流量。模擬的結果表明，相同外形尺寸下，50微米米寬度的鰭片具有最大的冷卻能力，比這厚或薄的鰭片只能降低冷卻能力。不同的外部尺寸下，更長的制冷劑管和空氣通道產生一個更大的冷卻能力，然而，如果制冷劑的流量是固定的，

6、增加的冷卻能力會變得越來</p><p>　　關鍵詞：汽車空調，制冷，制冷量，露點溫度，過熱</p><p><b>　　1.引言</b></p><p>　　為了在炎熱的夏天給汽車客艙提供一個舒適的環(huán)境和在雨天通過除霧車窗確保安全的駕駛環(huán)境，汽車空調（AAC）的系統(tǒng)被廣泛應用于現(xiàn)代汽車。大多數(shù)汽車空調系統(tǒng)是用HFC-134a作為制冷劑的蒸汽壓

7、縮式。傳統(tǒng)上空調系統(tǒng)是由發(fā)動機通過皮帶驅動，并且在壓縮機和發(fā)動機之間的速度比是固定值。因此，空氣的溫度開關空調只是控制電磁線圈開關與否，控制壓縮機旋轉與否，是能夠適應加載打造一個高效的制冷輸出的變化。一個高效的汽車空調應使用與采用國內航空空調相似的變頻空調。壓縮機，冷凝器風扇和蒸發(fā)器風扇，以及所述膨脹閥的開度的速度，應在響應所有被調整的負載變化，從而最大化操作效率。換言之，汽車的內部熱負荷應該對應于一組壓縮機的轉速，冷凝器風扇轉速，蒸發(fā)

8、器的風扇速度，以及膨脹閥的開度。根據(jù)這有效地平衡系統(tǒng)，如果由于干擾，壓縮機速度的增加，只要該膨脹閥的開度是恒定的，低壓力將減少,高壓力將上升，增加了整體流量。然而，制冷劑的密度也將減少，減少質量流率的變化。另外，因為冷凝器風扇和蒸發(fā)器風扇的速度將保持不變，改變系統(tǒng)的冷卻能力將是有限的。</p><p>　　隨著全球能源短缺，對大型車輛的高能耗亟待破解。具體來說，使用空調器消耗的能源占一輛汽車能源消耗總量的12％至

9、17％，以什么方式節(jié)約能源成為空調系統(tǒng)設計的一個重要問題（蘭伯特和Jones，2006;哈米德等人，2011）。倡導節(jié)能減碳，電動汽車摩托車應成為未來汽車發(fā)展中的一個重點。然而，由于在當前的電池的能量儲存的局限性，長距離行駛電動汽車需要車輛各部分更高的效率。因此空調系統(tǒng)的效率，是有待改進的課題之一?？照{效率被定義為性能（COP）的系數(shù)，并且由壓縮機的功率消耗的冷卻能力得到。Jabardo等，（2002）研究了不同的操作條件的汽車空調的性

10、能系數(shù)，并發(fā)現(xiàn)它的值在2和3之間的范圍內變化。蒸汽壓縮式空調機由于其顯著的效率，小體積和重量最小被廣泛應用于汽車摩托車。蒸氣壓縮式空調機包含一個壓縮機，兩個熱交換器和一個制冷劑流量控制裝置。一個熱交換器是采用的低溫蒸發(fā)，在壓縮機的吸入創(chuàng)建一個低壓環(huán)境，使得制冷劑可以很容易地蒸發(fā)，從周圍空氣中吸收熱量，產生制冷作用。另一個熱交換器是高溫冷凝器,高壓和由壓縮機輸送的高溫制冷劑蒸汽被冷凝液化，使得熱量可以被移動到體系外而且制冷劑可以不斷地重復

11、使用。最近，</p><p>　　即使在家用空調中使用逆變器技術可以被用于汽車空氣調節(jié)器的設計，使得冷卻能力可以同時調整到熱負荷，成本和系統(tǒng)復雜性仍然是要考慮的問題。此外，高溫惡劣環(huán)境及嚴重搖晃的空調器罩位置在長期運行下的是行政協(xié)調會的設計師要面對的另一個嚴峻挑戰(zhàn)。</p><p>　　之前大量的研究已經在AAC進行。然而，大多數(shù)研究都集中在評價制冷劑的替代品（Jung等人，1999;馬圖

12、爾，2001;史蒂芬等，2002;。哈立德等，2003），比較不同類型壓縮機的性能（與田李，2005;阿爾帕斯蘭和繆拉，2010），或提出的控制系統(tǒng)，如神經網絡（Hosoz和Ertunc，2006年新的算法，林，葉，2007）。之前在蒸發(fā)器的基本性能上沒有太大的調查。缺乏出版物的主要原因可能是由于汽車行業(yè)的高度競爭性，這樣的空調設計細節(jié)都盡可能保密。</p><p>　　對于蒸發(fā)器的詳細模型具體而言，李和Yoo（

13、2000）分析了HFC-134a AAC的各種元素并把編譯的每個元素放入一個模型來開發(fā)一個完整的系統(tǒng)仿真公式。其蒸發(fā)器的模型是基于實驗結果。他們發(fā)現(xiàn)，該模擬的結果和實驗數(shù)據(jù)之間的誤差均在7％。 Jabardo等（2002）開發(fā)了一種AAC穩(wěn)態(tài)仿真模型和內置配備逆變器驅動的壓縮機，一個微通道平行流冷凝器，恒溫膨脹閥和翅片管式蒸發(fā)器，以驗證該模型的實際空調系統(tǒng)的精度。比較結果表明，模型的結果與實驗數(shù)據(jù)的偏差在20％以內，而且大多數(shù)數(shù)據(jù)都在1

14、0％以內。</p><p>　　Wiebke等（2009）建立了兩個模型來調查內管空氣流非均勻分布，和管以外制冷劑非均勻分布對平行流蒸發(fā)器的冷卻能力的影響。他們發(fā)現(xiàn)，非均勻分布的兩個因素會降低冷卻能力。</p><p>　　馬瑟（2000）用傳熱，壓降相關性分析了HFC-134a的疊層蒸發(fā)器的熱和流體動力學性能，并在相關文獻中找到的空隙分數(shù)，并比較計算的和實驗數(shù)據(jù)的結果。人們發(fā)現(xiàn)，這些錯誤

15、都在9％以內。</p><p>　　一種空調系統(tǒng)的總體性能取決于各組分的特性。收集各分量的子模型來編譯空調器的完整模型是重要的。其結果是，各成分的準確度將確定整個系統(tǒng)的完整模型的有效性。在本文中，被開發(fā)的模型為蒸發(fā)器，以構成完整的空調裝置的模式。</p><p>　　在蒸發(fā)器的傳熱現(xiàn)象比冷凝器更復雜。只有冷凝器中的制冷劑發(fā)生冷凝。然而，水蒸汽的冷凝，以及制冷劑的蒸發(fā)在蒸發(fā)器中發(fā)生在同一時間

16、。因為制冷劑流絕熱地通過膨脹閥，制冷劑蒸氣的質量是通過在冷凝器的出口處以及壓縮機壓力由涼爽的條件來確定。蒸發(fā)器的吸熱能力由制冷劑的蒸發(fā)潛熱引起，下部制冷劑的入口處的質量越低，吸熱量就可以更大。</p><p><b>　　2．建模</b></p><p>　　本文提出的AAC系統(tǒng)的研究結構示于圖1。該冷卻系統(tǒng)的四個主要部件一個渦旋式壓縮機，平行流式冷凝器與百葉窗翅片，

17、一個燈泡少用膨脹閥，以及一個層疊式蒸發(fā)器與一個槽。水庫干filterer和視鏡也包括在內。對于空氣循環(huán)，冷凝器有一個軸流式風扇，蒸發(fā)器具有多葉片風扇。壓縮機的排量60毫升。冷凝器的尺寸是550毫米×370毫米×37毫米。冷凝器風扇的轉速為可設置在10或13 MS-1。設定取決于多風扇的速度。蒸發(fā)器的尺寸為200mm×196毫米×51.4毫米。蒸發(fā)器扇轉速有四個設置 1.25，2.5，3.75，和5

18、轉每毫秒。蒸發(fā)器的外觀顯示如圖2（a）所示。制冷劑流量分為四個部分，左前，左后，右前，右背部。在第一段中，制冷劑流入蒸發(fā)器從左側背部象限上方，繼續(xù)向下到總線上，變成右聲道，向上流動到總線上，再次變成右向信道，向上流動的總線，最后從左前象限離開蒸發(fā)器（參照圖2（b））。</p><p>　　圖1 ACC 結構示意圖 圖2 層壓板蒸發(fā)器和制冷劑路徑</p><p>　

19、　在蒸發(fā)器中的制冷劑全部信道被劃分成四個部分，A，B，C和D中的制冷劑從A的頂部流入蒸發(fā)器進入B的底部，然后從B的頂部流進到C頂部，由C的底部流到D的底部，并從D的頂部終于網點?？諝饬髀?，AB和CD是并行連接而AD和BC是系列。制冷劑通道埋設在平行鋁板中。左后衛(wèi)和左前方路段總共有14個平行板，而右后衛(wèi)和右前方路段共有15個平行板。每塊板為1.7毫米厚，21.6毫米寬和196毫米長。在每個板中有20個并行通道，從而使蒸發(fā)器的各部分具有28

20、0的制冷劑通道。每個通道是一個1.09毫米×橫截面和196毫米長0.84毫米矩形，因此蒸發(fā)器中的信道的總長度為784毫米。鋁板是5mm的間隔，也就是說，如果它是從正面?zhèn)扔^察時，整個蒸發(fā)器總共有30空氣通道，每個通道為196毫米高，寬5毫米，51.4毫米長。在每一個風道中，流區(qū)域由薄鰭片分離成許多精美的，長方形的通道。翅片由0.05mm薄鋁件制成，每個空氣通道具有150翅片，1.25毫米分開放置。因此，一個單一的空氣通道51.4

21、毫米長，5毫米寬和1.25毫米高?？傮w上，所述蒸發(fā)器具有??4500個空氣通道，每個通道有6.25平方毫米的區(qū)域，整個空氣通道系統(tǒng)有</p><p>　　圖2（b）示出了空氣通過兩階段的制冷劑流路的實際流量。從D和C的前側的空氣進入，從A和B的背面?zhèn)扰懦??？諝馀懦鯟和D進入B和A。換言之，C和D中的空氣流動是平行的，而在C和A的空氣流動是串聯(lián)的。在這項研究中，用于分析的簡單起見，蒸發(fā)器被展開，并且制冷劑通道方向被

22、重新排列，使空氣流經A，B，C和D都平行（參見圖3（a））。</p><p>　　圖3 素描制冷劑通和空氣通道</p><p>　　原有的配置制中冷劑在系列從A流動到B到C到D，如圖2（b）所示。重排后的制冷的流動方向保持在系列中從A到B到C到D，如圖3（a）所示。然而，空氣流量已定向的方式不同。這種安排的目的是，進入空氣的條件對所有四個段將是相同的，為了減少計算負荷中的迭代。</

23、p><p>　　蒸發(fā)器展開之后，氣流通道的總數(shù)將從4500至9000增加一倍，但單個空氣通道的長度將減少一半，從51.4毫米至25.7毫米。空氣和制冷劑流過蒸發(fā)器通道如圖3（b）所顯示。</p><p>　　在各制冷劑流路的制冷劑流量可以表示為：</p><p>　　(1) </p><p>　　其中是制冷劑的總質量流量，Nr是

24、平行的鋁板材的數(shù)量，np為每個鋁盤內的信道數(shù)。</p><p>　　2.1空氣通道中的傳熱</p><p>　　在空氣側的傳熱，可分為兩個區(qū)域，不飽和區(qū)和飽和區(qū)?？諝馐歉煽諝夂退魵獾幕旌衔铮⒂煽諝獾慕^對濕度指定水蒸氣的含量?？諝獗徽舭l(fā)器冷卻，其溫度沿空氣通道的長度下降，但其相對濕度保持增長。在空氣通道的前部，相對濕度仍小于100％，在露點溫度達到之前沒有水會在空氣通道的表面凝結。這是一

25、個非飽和區(qū)。制冷劑吸收的熱量將導致只有空氣溫度的降低。</p><p>　　達到露點溫度后，水開始在翅片的表面上冷凝，并收集在一個接收器內。在空氣通道的后半部中，空氣溫度不斷下降，但空氣的相對濕度保持在100％，并且蒸氣繼續(xù)凝結出來，這就是飽和區(qū)。制冷劑吸收的熱量會導致空氣溫度和水蒸汽的冷凝減少。</p><p>　　空氣被假設為理想氣體。入口空氣的密度可以表示為：</p>

26、<p>　　進入的空氣ωi的絕對濕度是大氣壓力Pi和蒸氣壓PVI的一個函數(shù)，如下所示。</p><p>　　計算在空氣側的對流熱傳遞系數(shù)，必須首先按以下方式獲得空氣的雷諾數(shù)。</p><p>　　其中da為水力直徑，并定義為：</p><p>　　p是周邊的空氣通道。</p><p>　　對內部流，如果雷阿大于2300，它被認為是一

27、個紊流和，如公式（6）所示是用來獲取的努塞爾數(shù)的Dittus-Boelter模型。如果雷阿小于2300，那么Nu數(shù)是一個恒定值（見公式（7），霍爾曼（2001），凱斯和克勞福德（1993））。</p><p>　　對流熱傳遞系數(shù)可以用下面的公式：</p><p>　　其中，k為空氣的熱導率。</p><p>　　2.2不飽和空氣在風道的前部熱傳遞</p>

28、<p>　　該空氣通道是由板翅片制成。翅片長5毫米和0.05毫米厚，其中散熱片的模塊表示為公式（9）。翅片效用可以通過公式（10）來獲得。</p><p>　　翅片效用可以表示為：</p><p>　　空氣通道的有效周長可表示為：</p><p>　　在空氣通道中的一個單位長度的熱傳遞的量等于由空氣排出的熱量，并且也相當于穿過空氣通道，即壁的熱量，&l

29、t;/p><p>　　在數(shù)值計算中，較小的單位長度，計算的結果將越精確。</p><p>　　然而，這需要時間計算。作為結果，單位長度為1mm被選為在本文中精度和計算效率之間的折衷。定義為空氣通道的特征長度在非飽和區(qū)，其計算公式為：</p><p>　　由積分方程（12），我們可得：</p><p>　　其中Ls是飽和區(qū)中的空氣通道長度，由以下公

30、式確定：</p><p>　　如果空氣通道的壁面溫度，空氣的入口溫度和露點溫度給出，如果已知特征長度可以得到不飽和區(qū)域的長度。</p><p>　　2.3飽和空氣在風道的后期傳熱</p><p>　　非飽和區(qū)和飽和區(qū)之間的主要區(qū)別是，水蒸汽沿在飽和區(qū)的水流凝結。其結果是，水蒸汽流量會由于水被冷凝出來而減少?？諝庵械乃羝鞯韧诟稍锏目諝赓|量流量和絕對濕度的產品，如

31、下所示。</p><p>　　Pv是當?shù)貧鉁仉娨暤囊粋€功能，并且隨空氣溫度下降連續(xù)減小。在這個區(qū)中的熱傳遞是四個效果之和，干燥空氣的溫度的減小，水蒸氣的溫度降低，冷凝水的溫度和水蒸汽的潛熱發(fā)生結露時的下降。整體效果可以表示為：</p><p><b>　　墻的傳熱是：</b></p><p>　　結合方程（17）和公式（18），我們可有:<

32、;/p><p>　　為計算簡單，等效比熱定義為液態(tài)和氣態(tài)的比熱的平均值，計算公式為：</p><p>　　因為液體水和蒸汽的水的質量是守恒的，水在飽和區(qū)中的熱質量可以表示為如下。</p><p>　　由克拉貝龍方程的方式，可通過蒸汽壓力和蒸汽溫度獲得蒸汽溫度方面的蒸氣壓差，如下：</p><p>　　用方程（22）代入式（19）并簡化，獲得空氣的

33、排出溫度：</p><p>　　其中方程（23）中是飽和區(qū)的熱傳遞的特征長度，LM-LS是空氣通道中的飽和區(qū)的長度。所述特征長度可以寫成：</p><p>　　值得注意的是，如果空氣通道和壁面的露點溫度溫度給出，特征長度已知，可以得到空氣的出口溫度。然而，尚不知道壁溫。空氣通道的壁溫只能在當該制冷劑側的熱傳遞是被考慮在內來確定。</p><p>　　考慮制冷劑側的傳

34、熱，必須首先確定對流熱傳遞系數(shù)。在本文中，的相關性是由Klimenko（1988）通過計算對流系數(shù)提出的。這種相關性可以被用來計算蒸發(fā)區(qū)域的幾個流體包括氟利昂制冷劑的對流熱傳遞系數(shù)。</p><p>　　在此相關性，雷姆是制冷劑蒸汽和液體的混合物的雷諾數(shù)，并且它可以表示為：</p><p>　　Vm為制冷劑蒸汽和液體的平均流速，并且它可以表示為：</p><p>　

35、　其中G是制冷劑在管中的質量流量。DL是制冷劑的特征長度，是關于液體和蒸汽制冷劑的表面張力和密度的差異。</p><p>　　在蒸發(fā)過程中，溫度以及壓力保持不變，制冷劑的液體和蒸汽的熱力學性質也不變。作為結果，該傳熱系數(shù)如式（25），只隨制冷劑的質量的變化而變。為簡單起見，平均對流系數(shù)在本研究中被定義為以下，其中是制冷劑在蒸發(fā)過程中的平均質量。</p><p>　　平均質量被定義為如下：&

36、lt;/p><p>　　值得注意的是，由式（30）中得到的平均質量與制冷劑質量的算術平均值是不一樣的。然而，由作者進行了詳細的比較，可知如果用平均質量來代替算術平均值會引起傳熱系數(shù)誤差1.2％。</p><p>　　在制冷劑側的熱傳遞的量為：</p><p>　　如果LS<LM，表示無冷凝通道的長度小于所述總長度，將會有水凝結。在空氣側的傳熱的量為：</p&

37、gt;<p>　　由制冷劑吸收的熱量必須等于由空氣釋放的熱量。結合公式（31）和方程（32）將確定的壁溫的值。然而，應當注意的是空氣的出口溫度可表示為</p><p>　　如果不飽和的區(qū)域的長度小于所述空氣通道的總長度，LS< lm，會有水凝結在空氣通道，壁溫可以表示為：</p><p>　　為方便起見，我們定義了下面的表達式：</p><p>

38、<b>　　其中</b></p><p><b>　　并且</b></p><p>　　蒸發(fā)器壁TW的溫度可以從上面的公式計算。然而，由于這是一個對的非線性方程，需要迭代計算是解決這個等式。該過程將持續(xù)到的收斂值已經達到。</p><p>　　如果，表示無冷凝LS通道的長度大于總長度，并且不會有水凝結。在空氣側的傳熱的量為

39、：</p><p><b>　　壁溫是：</b></p><p>　　為方便起見，我們再次定義壁面溫度的區(qū)域，無冷凝為：</p><p><b>　　其中</b></p><p><b>　　且</b></p><p>　　值得注意的是，在蒸發(fā)過程中熱傳

40、遞的傳輸功率是恒定的。也就是說，在壁面冷劑溫度變化之前，空氣側的傳遞功率將保持不變。蒸發(fā)所有的制冷劑需要的飽和蒸汽為：</p><p>　　其中表示的事蒸發(fā)器中飽和制冷劑氣體深度，表示的是蒸發(fā)器中制冷劑含量，表示的是制冷劑管得總長度，蒸發(fā)段的長度為：</p><p>　　其中 表示的是蒸發(fā)器中空氣通道的數(shù)量，過熱段的長度等于：</p><p>　　表示的是蒸發(fā)器中過

41、熱區(qū)域空氣通道的數(shù)量，制冷劑在過熱區(qū)域中的空氣通道流過時，其溫度會升高，該溫度變化表示為：</p><p>　　表示的是沿著上述制冷劑管得流向傳遞給長度為1單元的熱量，表達式為：</p><p>　　因此，在沿著制冷劑流向的方向上制冷劑溫度的變化為：</p><p>　　制冷劑管得長度表示為:</p><p>　　和制冷劑溫度一樣，壁面溫度也

42、可以以下方程來表示，如公式（40），沿著制冷劑通道的方向，制冷劑溫度可以表示為：</p><p>　　在進入過熱區(qū)域，邊界條件為，當前制冷劑溫度課表示為：</p><p>　　過熱部分長度為，方程（51）可以表示為：</p><p>　　制冷劑出口溫度可表示為：</p><p>　　最后，如果，出口溫度仍然高于零點溫度，此時將不會凝結。蒸發(fā)器

43、出口溫度可表示為：</p><p><b>　　2.4 解決過程</b></p><p>　　式（1）?式（54）構成了完整的蒸發(fā)器模型。在給定操作參數(shù)和環(huán)境條件下，包括制冷劑質量流量，空氣入口流率，制冷劑入口量，進氣口溫度和絕對濕度。通過這些來確定蒸發(fā)器模型的總制冷量和制冷劑在過熱區(qū)域的制冷程度，通過這些數(shù)據(jù)結合方程得到最終的數(shù)據(jù)性能，如圖4所示。 </p&g

44、t;<p>　　該公式最初用于蒸發(fā)區(qū)域的冷卻計算，首先估計這一地區(qū)的壁面溫度，壁面溫度的假定值被用來計算沿著空氣總一側以及熱傳遞中的制冷劑側的溫度。如公式（33）和方程（47）。</p><p>　　根據(jù)能量守恒，由于空氣側的傳熱應等于制冷劑側的熱傳遞，由此可以得出壁面溫度的修訂值，如公式（34）重復幾次這個步驟，最后得到壁溫的收斂值。</p><p>　　圖4 蒸發(fā)器性能

45、的計算程序</p><p>　　確定蒸發(fā)區(qū)域的冷卻能力取決于蒸發(fā)所有液態(tài)制冷劑所需要的長度，如公式（44）如果蒸發(fā)器所需的長度大于實際的長度，這個過程就會被終止，也就是說這種運行狀況是不對的，如果所需的長度小于實際長度，這個計算過程就要進入到過熱區(qū)域進行計算。</p><p>　　首先估計壁面溫度和制冷劑第一次做為制冷劑流入過熱區(qū)域的溫度，利用方程（34）和方程（51）得到壁溫修正值和制冷

46、劑溫度，如果壁面溫度筆零點溫度高時，則用（39）來計算壁溫，重復計算知道得到制冷劑管得收斂值，重復上述步驟直到進行到蒸發(fā)器的端部，這個過程才終止。</p><p><b>　　3、結果與討論</b></p><p><b>　　3.1基礎條件</b></p><p>　　上述上蒸發(fā)器在本研究中使用的規(guī)格如1所示，這是用于調

47、節(jié)中型汽車的蒸發(fā)器，蒸發(fā)器的外部尺寸為196mm*51.4mm*200mm（長*寬*高）?；緱l件是根據(jù)生廠商提供的性能數(shù)據(jù)來設定的，詳細的基本條件如表2所示。</p><p>　　圖5 基準溫度分布和空氣通道的傳熱</p><p>　　圖5表示的是以計算結果作為基礎條件，在這個圖中包含了制冷劑溫度、壁面溫度以及空氣出口溫度的變化。</p><p>　　在整個蒸發(fā)

48、器中制冷劑的流動范圍總體分為兩個區(qū)域，即蒸發(fā)區(qū)和過熱區(qū)。</p><p><b>　　3.1.1蒸發(fā)區(qū)</b></p><p>　　蒸發(fā)器入口的蒸發(fā)區(qū)域擴大到0.72米，這相當于制冷劑管的91.9%的長度，特別需要注意的是，在蒸發(fā)器的入口，制冷劑的質量是0.41，這表示的是制冷劑的41%已蒸發(fā)，制冷劑繼續(xù)蒸發(fā)，直到所有的制冷劑變成飽和蒸汽，在這個過程中，制冷劑的溫度保

49、持在—10.8Ø C，對應于0.196壓力的飽和溫度。</p><p>　　壁面溫度保持在—10.17Ø C，只比制冷劑的溫度高一點點，這是因為制冷劑側的溫度系數(shù)比空氣中的要高，根據(jù)這個模型，制冷劑側的傳遞系數(shù)是5464，且在空氣側只有70，因此壁面溫度會非常接近制冷劑的溫度，空氣的出口溫度保持在12.7Ø C，根據(jù)入口空氣的絕對濕度，在蒸發(fā)區(qū)域，低于零點溫度20.2Ø C

50、。</p><p>　　每個空氣通道的傳熱能力大約是0.388瓦，蒸發(fā)區(qū)域共有8270個空氣通道，這些渠道促使空氣冷卻的功率是3200瓦，蒸發(fā)器大約有94.5%的功率用于冷卻。</p><p><b>　　3.1.2過熱區(qū)</b></p><p>　　過熱器起始于0.72米的位置，終止于蒸發(fā)器的末端，我們可以看到，制冷劑的溫度迅速上升是因為它進

51、入了過熱區(qū)域，這是因為制冷劑的熱容量比蒸發(fā)產生的熱量要少得多，在蒸發(fā)器的入口處，制冷劑的溫度變成—0.76℃，在過熱區(qū)域溫度已經達到10.04℃，實驗結果表明，蒸發(fā)器過熱度為10℃的位置即為出口處。</p><p>　　壁面溫度的增加甚至比蒸汽溫度的增加更為迅速，值得注意的是，壁面溫度從—10.17℃上升到2.39℃處于蒸發(fā)區(qū)與過熱區(qū)的交點處，此外，在蒸發(fā)區(qū)，壁面溫度和蒸發(fā)器之間的溫度區(qū)別更加明顯，根據(jù)我們的計算

52、結果，在制冷劑管中壁面溫度和制冷劑溫度在5~10℃這個范圍內變化較小。</p><p>　　值得注意的是，通過制冷劑側和空氣傳熱側獲得壁面溫度，壁面溫度是由質量檢測和空氣傳熱側的熱阻決定的，在蒸發(fā)區(qū)和過熱區(qū)，空氣側的傳遞系數(shù)變化不大，然而，制冷劑側的溫度變化很大，是因為它進入了過熱區(qū)，根據(jù)我們的模型，傳熱系數(shù)中的制冷劑過熱區(qū)域降低至350 ，在空氣側，在以相同的水平，還原傳熱系數(shù)以此來增加壁面溫度。</p&

53、gt;<p>　　在蒸發(fā)區(qū)域和過熱區(qū)域，壁面溫度的轉折點雖然很明顯且有些夸張，這是因為在沿制冷劑管的框架中未考慮熱傳導這種模式。根據(jù)可靠信息，如果熱傳導是包括在該模型中，那么壁面溫度的變化不會是陡峭，如圖5所示，在靠近該區(qū)域的熱傳遞的量路數(shù)只有不到5％的總熱量發(fā)生熱交換。沿制冷劑管的框架的熱傳遞將造成傳導錯誤 ，因此制冷劑和空氣是需要主要關注的問題。</p><p>　　在過熱區(qū)域，每個空氣通道的熱

54、傳遞功率在 0.352~0.254 瓦這個范圍內變化，并且隨著制冷劑管的長度減小，共有730個空氣通道在過熱區(qū)冷卻功率是230瓦，大約相當于蒸發(fā)器總功率的5.5%。</p><p>　　在蒸發(fā)區(qū)域，空氣出口溫度固定在12.7℃，而在過熱區(qū)則上升到了16.3℃，按質量來分，平均的空氣出口溫度為12.9℃，平均絕對濕度為0.0093，水凝結的總額為0.6795，總得散熱功率是3.43千瓦。</p>&l

55、t;p>　　空氣溫度的變化也可以被分為2個區(qū)域，即飽和區(qū)和不飽和區(qū)?？諝獾娜肟跍囟葹?7.2℃，絕對濕度為0.015，相應的相對濕度是入口的66%，而相應的零點溫度為20.2℃，當空氣流進蒸發(fā)器中，它會被冷卻，其溫度將會沿著空氣通道下降，在非飽和區(qū)空氣溫度仍高于零點溫度，空氣通道的面壁保持干燥，到達零點溫度后，空氣進入飽和區(qū)，其中的液態(tài)水凝結出來，空氣通道內的面壁變濕。</p><p>　　本文摘譯自汽車技

56、術的國際期刊，第一卷。15，第1期，頁19-38（2014） </p><p><b>　　參考文獻</b></p><p>　　阿爾帕斯蘭，A.和繆拉，H.（2010）。使用固定和可變容量壓縮機的車輛用空調系統(tǒng)的比較性能。詮釋。J. REFRIG，3

57、3，487-495。</p><p>　　ASHRA手工書（2007）。應用程序。哈米德，K.，阿巴斯，Z.，Kouzani，EJ和胡，SN（2011年）。</p><p>　　汽車空調系統(tǒng)協(xié)調的能源管理。工程熱物理學報，31，750-764。</p><p>　　霍爾曼，J. P.（2001）。傳熱。第九EDN。麥格勞 - 希爾。紐約。</p>&l

58、t;p>　　Hosoz，M.和Ertunc，H. M.（2006）。汽車空調系統(tǒng)的人工神經網絡分析。能源轉換與管理，47，1574年至1587年。</p><p>　　榮格，D.，公園，B.和Lee，H.（1999）。評價補充/改裝制冷劑被控CFC12汽車冷機。詮釋。J. REFRIG，22,558-568。</p><p>　　凱斯，W. M.和克勞福德，M. E.（1993）。對

59、流熱質傳遞。第三版。 McGeaw山。紐約。</p><p>　　哈立德，J.，阿卜杜勒·薩塔爾，KM和穆罕默德，KA（2003年）。汽車空調系統(tǒng)的替代制冷劑的實驗和計算機性能的研究。能源轉換與管理，44，2959年至2976年。</p><p>　　Klimenko，V. V.（1988）。廣義相關性的兩相強制流動換熱。詮釋。j的傳熱傳質31，3，541-552。</p&

60、gt;<p>　　蘭伯特，M. A.和瓊斯，B. J.（2006）。汽車吸附空氣調節(jié)器供電排熱。第1部分：概念和實施方案的設計。汽車工程，220，959-972。</p><p>　　李，G. H.和柳，J. Y.（2000）。性能分析和仿真汽車空調系統(tǒng)。詮釋。J. REFRIG，23，243-254。</p><p>　　史蒂芬布朗，J.，雅娜 - 莫塔，SF和多曼斯基，賓

61、夕法尼亞州（2002年）。與CO2和R134a的經營汽車空調系統(tǒng)之間的比較分析。詮釋。 J. REFRIG，25，19-32。</p><p>　　田，三和李，X.（2005）。汽車空調系統(tǒng)的可變容量壓縮機的瞬態(tài)行為的評價。工程熱物理學報，25，1922年至1948年。</p><p>　　Wiebke，乙，馬丁Ryhl，K.和布萊恩，E.（2009）。在微通道蒸發(fā)器的制冷劑建模分布。詮釋

62、。J. REFRIG，32歲，1736年至1743年。</p><p><b>　　翻譯原文</b></p><p>　　Analysis Of The Performance Of The Evaporator</p><p>　　Of Automotive Air Conditioning System</p><p&g

63、t;　　ABSTRACT?The purpose of this research was to establish a theoretical model for the evaporator of automotive air conditioning system and conducting simulations to evaluate the effect of operation parameters, environme

64、ntal conditions, and design parameters on the performance of evaporator. An automotive air conditioning system primarily consists of four components: the compressor, the condenser, the refrigerant controller, and the eva

65、porator. The refrigerant flow in the evaporator can be divided i</p><p>　　KEY WORDS : Automotive air conditioning, Refrigeration, Cooling capacity, Dew point temperature, Superheat</p><p>　　1. I

66、NTRODUCTION</p><p>　　To provide a comfortable environment in the cabin of automotives in the hot summer days and to ensure a safe driving environment by defogging the windows during rainy days, automotive ai

67、r conditioning (AAC) systems are widely used in modern vehicles. Most automotive air conditioning systems are vapor-compression type with HFC-134a as the refrigerant. Traditionally, the air conditioning system is driven

68、by the engine via a belt, and the speed ratio between the compressor and the engine is a fixed</p><p>　　With the global energy shortage, the high energy consumption of large vehicles must be tackled. Specifi

69、cally, 12 to 17% of a vehicle’s total energy consumption is used by the air conditioner, and the way to save energy becomes an important issue for air conditioning system design (Lambert and Jones, 2006; Hamid et al., 20

70、11). To advocate energy saving and carbon reduction, electric automotives should be a focus in the development of future vehicles. However, due to the limitations in energy stor</p><p>　　Air conditioning eff

71、iciency is defined as the coefficient of performance (COP), and is obtained by dividing the cooling capacity with the compressor’s power consumption. Jabardo et al. (2002) examined the COP of automotive air conditioner w

72、ith different operating conditions, and found its value varied in the range between 2 and 3. Vaporcompression type air conditioners are widely used in automotives due to their significant efficiency, low volume, and mini

73、mal weight. Vapor-compression type air c</p><p>　　Even though the inverter technology used in domestic air conditioning can be adopted to the design of automotive air conditioner, such that the cooling capac

74、ity can be adjusted simultaneously to the thermal load, the cost and the system complexity are still issues to be considered. Besides, the severe environment of high temperature and heavy shaking for the location of air

75、conditioner under the hood over long-term running is another stringent challenge that the designer of ACC should face. </p><p>　　Lots of research has been conducted in AAC before. However, most of the resear

76、ch has focused on evaluating refrigerant replacements (Jung et al., 1999; Mathur, 2001; Steven et al., 2002; Khalid et al., 2003), comparing the performance of various types of compressor (Tian and Li, 2005; Alpaslan and

77、 Murat, 2010), or proposing new algorithms of control system such as neural network (Hosoz and Ertunc, 2006; Lin and Yeh, 2007). Not much investigation on the basic performance of evaporator has been co</p><p&

78、gt;　　As for detail model of evaporator specifically, Lee and Yoo (2000) analyzed various elements in HFC-134a AAC and compiled each element into a model to develop a complete system simulation formula. Their model of the

79、 evaporator was based on experimental results. They found that the error between the results of the simulation and the experiment data were within 7%. Jabardo et al. (2002) developed an AAC steady-state simulation model

80、and built an actual air conditioning system equipped with inverte</p><p>　　Wiebke et al. (2009) established two models to investigate the effect of non uniform refrigerant distribution inside tubes and non u

81、niform distribution of air flow outside tubes on the cooling capacity for parallel flow evaporators. They found that both factors of non uniform distribution would decrease the cooling capacity. Mathur (2000) analyzed th

82、e thermal and hydrodynamic performance of HFC-134a laminate evaporators with the correlations of heat transfer, pressure drop, and void fraction fou</p><p>　　The overall performance of an air condition syste

83、m depends on the characteristics of each component. It is important to collect the sub model of each component to compile the complete model of air conditioner. As a result, the accuracy of each component would determine

84、 the validity of the complete model for the whole system. In this paper, a model for evaporator was developed to constitute the complete air conditioner model.</p><p>　　The heat transfer phenomena in the eva

85、porator are more complicated than that in the condenser. Only condensation of refrigerant occurs in the condenser. However, condensation of water vapor as well as evaporation of refrigerant occurs at the same time in the

86、 evaporator. As refrigerant flows adiabatically through the expansion valve, the quality of the refrigerant vapor is determined by the sub cool condition at the outlet of condenser as well as the compressor pressure. The

87、 capability of evapora</p><p>　　2. MODELING</p><p>　　The configuration of the AAC system investigated in this paper is shown in Figure 1. The four primary parts of the cooling system are a scrol

88、l type compressor, a parallel flow type condenser with louver fins, a bulb-less expansion valve, and a laminated type evaporator with one tank. A reservoir, a dry filterer, and a sight glass are also included. For the ai

89、r cycle, the condenser has an axial flow type fan, and the evaporator has a multi-blade fan. The displacement of compressor is 60 cc. The d</p><p>　　Figure 1. Sketch of an automotive air conditioning system.

90、</p><p>　　Figure 2. Laminate evaporator and refrigerant path.</p><p>　　for condenser can be set at 10 or 13 ms-1 and the setting depends on the speed of multi-blade fan. The dimension of evapora

91、tor is 200 mm × 196 mm × 51.4 mm. There are four settings of fan speed for evaporator, 1.25, 2.5, 3.75, and 5 ms-1. The outer appearance of the evaporator is displayed in Figure 2 (a). Refrigerant flow was divi

92、ded into four segments, left front, left back, right front, and right back. In the first segment, the refrigerant flows into the evaporator from the top of the left ba</p><p>　　Figure 3. Sketch of refrigeran

93、t pass and air channel.</p><p>　　After the evaporator is unfolded, the total number of air channels will be doubled from 4500 to 9000, but the length of a single air channel will be reduced by half, from 51.

94、4 mm to 25.7 mm. The diagram of air and refrigerant flowing through the evaporator channels is displayed in Figure 3 (b). </p><p>　　The refrigerant flow in each refrigerant channel ( mr) can be written as:&l

95、t;/p><p>　　Where mr is the total mass flow of refrigerant, Nr is the number of parallel aluminum plates, and np is the number of channels within each aluminum plate.</p><p>　　2.1. Heat Transfer in

96、Air Channel</p><p>　　The heat transfer in air side can be divided into two zones, the unsaturated zone and the saturated zone. Air is a mixture of dry air and water vapor, and the content of water vapor is s

97、pecified by the absolute humidity of air. Air is cooled in the evaporator and its temperature drops along the length of air channel while its relative humidity keeps increasing. In the front part of air channel, the rela

98、tive humidity is still less than 100%, no water will be condensed on the surface of air channe</p><p>　　After the dew point temperature is reached, water begins to condense on the surface of fins and is coll

99、ected in a sink. In the latter part of air channel, the air temperature keeps decreasing, but the relative humidity of air remains at 100%, and vapor continues to condense out. This is the saturated zone. The heat absorb

100、ed by the refrigerant will cause the decrease of air temperature and condensation of water vapor as well.</p><p>　　Air was assumed to be an ideal gas. The density of inletair can be expressed as:</p>

101、<p>　　The absolute humidity of the entering air ω i is a function of atmospheric pressure Pi and the vapor pressure Pvi, as shown below.</p><p>　　To calculate the convection heat transfer coefficient in

102、 air side, Reynolds number of air must first be obtained at first as the following.</p><p>　　where da is the hydraulic diameter and is defined as:</p><p>　　p is the perimeter of the air channel.

103、 For an internal flow, if Rea is greater than 2300, it is considered to be a turbulent flow and the Dittus-Boelter model as shown in equation in Equation (6) was used to obtain the Nusselt number. If Rea is less than 230

104、0, then the Nusselt number is a constant value (see Equation (7), Holman (2001), Kays and Crawford (1993)).</p><p>　　The convection heat transfer coefficient ha can be obtained with the following equation:&l