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1、Four short words sum up what has lifted most successful individuals above the crowd: a little bit more.-author-date汽车空调系统蒸发器的特性分析-(外文翻译)-徐科飞汽车空调系统蒸发器的特性分析 毕业设计（论文）译文题目名称：汽车空调系统蒸发器的特性分析学院名称：能源与环境学院班 级：建环102学 号：201001114205学生姓名：徐科飞指导教师：马富芹 2014年 03 月25日-汽车空调系统蒸发器的特性分析摘要本研究的目的是建立汽车空调系统蒸发器的理论模型并进行模拟来评估操
2、作参数，环境条件，以及设计参数对蒸发器的性能的影响。汽车空调系统主要由四个组件构成：压缩机，冷凝器，制冷剂控制器，和蒸发器。蒸发器中的制冷剂流可以被划分为两个区域：蒸发区和过热区。在第一个区域中的制冷剂是一个二相流，在第二个的区域中的制冷剂处于过热蒸汽状态。 蒸发器的内部流过的空气也可以分为两个区：非饱和区和饱和区。水蒸汽凝结在饱和区，而在非饱和区无凝结水。因为制冷剂流量和空气流是彼此垂直的，制冷剂在蒸发区和所述过热区的分布不与空气中的非饱和区和饱和区的分布重合。本研究探讨不同的设计参数，环境条件和冷却能力与过热的运行参数对空调系统的影响. 设计参数包括制冷剂通道的长度，空气通道的长度和散热片
3、的厚度。环境条件，包括进气口温度和绝对湿度。操作条件包括制冷剂入口焓，进气流量，以及制冷剂质量流量。模拟的结果表明，相同外形尺寸下，50微米米宽度的鳍片具有最大的冷却能力，比这厚或薄的鳍片只能降低冷却能力。不同的外部尺寸下，更长的制冷剂管和空气通道产生一个更大的冷却能力，然而，如果制冷剂的流量是固定的，增加的冷却能力会变得越来越少，因为气态制冷剂的传热能力是有限的。在这项研究中，制冷剂通道的长度增加，制冷量即可同比增长19，并且空气通道的长度增加可提高22的冷却能力。此外，我们发现在本研究中，降低制冷剂入口焓,进气流量，空气入口温度，以及入口绝对湿度，或增加制冷剂质量流量，将延伸过热区和减小制
4、冷剂的过热度。我们也发现，空调机的冷却能力在制冷剂质量流量和入口焓改变时易受影响，在研究中变化超过工作范围的50被发现。然而，改变进气的温度，绝对湿度，及入口空气流速仅导致在有条件的检测范围内介于10和20的变化。最后，本研究包含这些变量及模拟的冷却能力之间的相关性，从而使相关的研究人员能够更容易地根据不同的环境条件和操作参数评估空调的性能。关键词：汽车空调，制冷，制冷量，露点温度，过热1.引言为了在炎热的夏天给汽车客舱提供一个舒适的环境和在雨天通过除雾车窗确保安全的驾驶环境，汽车空调（AAC）的系统被广泛应用于现代汽车。大多数汽车空调系统是用HFC-134a作为制冷剂的蒸汽压缩式。传统上空调
5、系统是由发动机通过皮带驱动，并且在压缩机和发动机之间的速度比是固定值。因此，空气的温度开关空调只是控制电磁线圈开关与否，控制压缩机旋转与否，是能够适应加载打造一个高效的制冷输出的变化。一个高效的汽车空调应使用与采用国内航空空调相似的变频空调。压缩机，冷凝器风扇和蒸发器风扇，以及所述膨胀阀的开度的速度，应在响应所有被调整的负载变化，从而最大化操作效率。换言之，汽车的内部热负荷应该对应于一组压缩机的转速，冷凝器风扇转速，蒸发器的风扇速度，以及膨胀阀的开度。根据这有效地平衡系统，如果由于干扰，压缩机速度的增加，只要该膨胀阀的开度是恒定的，低压力将减少,高压力将上升，增加了整体流量。然而，制冷剂的密度
6、也将减少，减少质量流率的变化。另外，因为冷凝器风扇和蒸发器风扇的速度将保持不变，改变系统的冷却能力将是有限的。随着全球能源短缺，对大型车辆的高能耗亟待破解。具体来说，使用空调器消耗的能源占一辆汽车能源消耗总量的12至17，以什么方式节约能源成为空调系统设计的一个重要问题（兰伯特和Jones，2006;哈米德等人，2011）。倡导节能减碳，电动汽车摩托车应成为未来汽车发展中的一个重点。然而，由于在当前的电池的能量储存的局限性，长距离行驶电动汽车需要车辆各部分更高的效率。因此空调系统的效率，是有待改进的课题之一。空调效率被定义为性能（COP）的系数，并且由压缩机的功率消耗的冷却能力得到。Jabar
7、do等，（2002）研究了不同的操作条件的汽车空调的性能系数，并发现它的值在2和3之间的范围内变化。蒸汽压缩式空调机由于其显著的效率，小体积和重量最小被广泛应用于汽车摩托车。蒸气压缩式空调机包含一个压缩机，两个热交换器和一个制冷剂流量控制装置。一个热交换器是采用的低温蒸发，在压缩机的吸入创建一个低压环境，使得制冷剂可以很容易地蒸发，从周围空气中吸收热量，产生制冷作用。另一个热交换器是高温冷凝器,高压和由压缩机输送的高温制冷剂蒸汽被冷凝液化，使得热量可以被移动到体系外而且制冷剂可以不断地重复使用。最近，由于改善了材料和技术，热交换器的体积已经减少了很多; 近来，由于改进的材料和技术，热交换器的体
8、积已经减少了很多，但是，为了提高车辆的内部装饰的空间，热交换器的体积，必须进一步降低。本文建立了蒸发器的数学模型来模拟其运作，并探讨各参数对蒸发器性能的影响，从而实现了最佳的系统控制策略的开发。即使在家用空调中使用逆变器技术可以被用于汽车空气调节器的设计，使得冷却能力可以同时调整到热负荷，成本和系统复杂性仍然是要考虑的问题。此外，高温恶劣环境及严重摇晃的空调器罩位置在长期运行下的是行政协调会的设计师要面对的另一个严峻挑战。之前大量的研究已经在AAC进行。然而，大多数研究都集中在评价制冷剂的替代品（Jung等人，1999;马图尔，2001;史蒂芬等，2002;。哈立德等，2003），比较不同类型
9、压缩机的性能（与田李，2005;阿尔帕斯兰和缪拉，2010），或提出的控制系统，如神经网络（Hosoz和Ertunc，2006年新的算法，林，叶，2007）。之前在蒸发器的基本性能上没有太大的调查。缺乏出版物的主要原因可能是由于汽车行业的高度竞争性，这样的空调设计细节都尽可能保密。对于蒸发器的详细模型具体而言，李和Yoo（2000）分析了HFC-134a AAC的各种元素并把编译的每个元素放入一个模型来开发一个完整的系统仿真公式。其蒸发器的模型是基于实验结果。他们发现，该模拟的结果和实验数据之间的误差均在7。 Jabardo等（2002）开发了一种AAC稳态仿真模型和内置配备逆变器驱动的压缩机
10、，一个微通道平行流冷凝器，恒温膨胀阀和翅片管式蒸发器，以验证该模型的实际空调系统的精度。比较结果表明，模型的结果与实验数据的偏差在20以内，而且大多数数据都在10以内。Wiebke等（2009）建立了两个模型来调查内管空气流非均匀分布，和管以外制冷剂非均匀分布对平行流蒸发器的冷却能力的影响。他们发现，非均匀分布的两个因素会降低冷却能力。马瑟（2000）用传热，压降相关性分析了HFC-134a的叠层蒸发器的热和流体动力学性能，并在相关文献中找到的空隙分数，并比较计算的和实验数据的结果。人们发现，这些错误都在9以内。一种空调系统的总体性能取决于各组分的特性。收集各分量的子模型来编译空调器的完整模型
11、是重要的。其结果是，各成分的准确度将确定整个系统的完整模型的有效性。在本文中，被开发的模型为蒸发器，以构成完整的空调装置的模式。在蒸发器的传热现象比冷凝器更复杂。只有冷凝器中的制冷剂发生冷凝。然而，水蒸汽的冷凝，以及制冷剂的蒸发在蒸发器中发生在同一时间。因为制冷剂流绝热地通过膨胀阀，制冷剂蒸气的质量是通过在冷凝器的出口处以及压缩机压力由凉爽的条件来确定。蒸发器的吸热能力由制冷剂的蒸发潜热引起，下部制冷剂的入口处的质量越低，吸热量就可以更大。2建模本文提出的AAC系统的研究结构示于图1。该冷却系统的四个主要部件一个涡旋式压缩机，平行流式冷凝器与百叶窗翅片，一个灯泡少用膨胀阀，以及一个层叠式蒸发器
12、与一个槽。水库干filterer和视镜也包括在内。对于空气循环，冷凝器有一个轴流式风扇，蒸发器具有多叶片风扇。压缩机的排量60毫升。冷凝器的尺寸是550毫米370毫米37毫米。冷凝器风扇的转速为可设置在10或13 MS-1。设定取决于多风扇的速度。蒸发器的尺寸为200mm196毫米51.4毫米。蒸发器扇转速有四个设置 1.25，2.5，3.75，和5转每毫秒。蒸发器的外观显示如图2（a）所示。制冷剂流量分为四个部分，左前，左后，右前，右背部。在第一段中，制冷剂流入蒸发器从左侧背部象限上方，继续向下到总线上，变成右声道，向上流动到总线上，再次变成右向信道，向上流动的总线，最后从左前象限离开蒸发器
13、（参照图2（b）。 图1 ACC 结构示意图 图2 层压板蒸发器和制冷剂路径在蒸发器中的制冷剂全部信道被划分成四个部分，A，B，C和D中的制冷剂从A的顶部流入蒸发器进入B的底部，然后从B的顶部流进到C顶部，由C的底部流到D的底部，并从D的顶部终于网点。空气流路，AB和CD是并行连接而AD和BC是系列。制冷剂通道埋设在平行铝板中。左后卫和左前方路段总共有14个平行板，而右后卫和右前方路段共有15个平行板。每块板为1.7毫米厚，21.6毫米宽和196毫米长。在每个板中有20个并行通道，从而使蒸发器的各部分具有280的制冷剂通道。每个通道是一个1.09毫米横截面和196毫米长0.84毫米矩形，因此蒸
14、发器中的信道的总长度为784毫米。铝板是5mm的间隔，也就是说，如果它是从正面侧观察时，整个蒸发器总共有30空气通道，每个通道为196毫米高，宽5毫米，51.4毫米长。在每一个风道中，流区域由薄鳍片分离成许多精美的，长方形的通道。翅片由0.05mm薄铝件制成，每个空气通道具有150翅片，1.25毫米分开放置。因此，一个单一的空气通道51.4毫米长，5毫米宽和1.25毫米高。总体上，所述蒸发器具有4500个空气通道，每个通道有6.25平方毫米的区域，整个空气通道系统有28125平方毫米的区域。蒸发器的前部具有39200平方毫米的表面积，因此，空气通道组成蒸发器的前部区域的71.75。图2（b）示
15、出了空气通过两阶段的制冷剂流路的实际流量。从D和C的前侧的空气进入，从A和B的背面侧排出。空气排出C和D进入B和A。换言之，C和D中的空气流动是平行的，而在C和A的空气流动是串联的。在这项研究中，用于分析的简单起见，蒸发器被展开，并且制冷剂通道方向被重新排列，使空气流经A，B，C和D都平行（参见图3（a）。 图3 素描制冷剂通和空气通道原有的配置制中冷剂在系列从A流动到B到C到D，如图2（b）所示。重排后的制冷的流动方向保持在系列中从A到B到C到D，如图3（a）所示。然而，空气流量已定向的方式不同。这种安排的目的是，进入空气的条件对所有四个段将是相同的，为了减少计算负荷中的迭代。蒸发器展开之后
16、，气流通道的总数将从4500至9000增加一倍，但单个空气通道的长度将减少一半，从51.4毫米至25.7毫米。空气和制冷剂流过蒸发器通道如图3（b）所显示。在各制冷剂流路的制冷剂流量可以表示为： (1) 其中是制冷剂的总质量流量，Nr是平行的铝板材的数量，np为每个铝盘内的信道数。2.1空气通道中的传热在空气侧的传热，可分为两个区域，不饱和区和饱和区。空气是干空气和水蒸气的混合物，并由空气的绝对湿度指定水蒸气的含量。空气被蒸发器冷却，其温度沿空气通道的长度下降，但其相对湿度保持增长。在空气通道的前部，相对湿度仍小于100，在露点温度达到之前没有水会在空气通道的表面凝结。这是一个非饱和区。制冷剂
17、吸收的热量将导致只有空气温度的降低。达到露点温度后，水开始在翅片的表面上冷凝，并收集在一个接收器内。在空气通道的后半部中，空气温度不断下降，但空气的相对湿度保持在100，并且蒸气继续凝结出来，这就是饱和区。制冷剂吸收的热量会导致空气温度和水蒸汽的冷凝减少。空气被假设为理想气体。入口空气的密度可以表示为：进入的空气i的绝对湿度是大气压力Pi和蒸气压PVI的一个函数，如下所示。计算在空气侧的对流热传递系数，必须首先按以下方式获得空气的雷诺数。其中da为水力直径，并定义为：p是周边的空气通道。对内部流，如果雷阿大于2300，它被认为是一个紊流和，如公式（6）所示是用来获取的努塞尔数的Dittus-B
18、oelter模型。如果雷阿小于2300，那么Nu数是一个恒定值（见公式（7），霍尔曼（2001），凯斯和克劳福德（1993）。对流热传递系数可以用下面的公式： 其中，k为空气的热导率。2.2不饱和空气在风道的前部热传递该空气通道是由板翅片制成。翅片长5毫米和0.05毫米厚，其中散热片的模块表示为公式（9）。翅片效用可以通过公式（10）来获得。翅片效用可以表示为： 空气通道的有效周长可表示为： 在空气通道中的一个单位长度的热传递的量等于由空气排出的热量，并且也相当于穿过空气通道，即壁的热量， 在数值计算中，较小的单位长度，计算的结果将越精确。然而，这需要时间计算。作为结果，单位长度为1mm被选为
19、在本文中精度和计算效率之间的折衷。定义为空气通道的特征长度在非饱和区，其计算公式为： 由积分方程（12），我们可得：其中Ls是饱和区中的空气通道长度，由以下公式确定： 如果空气通道的壁面温度，空气的入口温度和露点温度给出，如果已知特征长度可以得到不饱和区域的长度。2.3饱和空气在风道的后期传热非饱和区和饱和区之间的主要区别是，水蒸汽沿在饱和区的水流凝结。其结果是，水蒸汽流量会由于水被冷凝出来而减少。空气中的水蒸汽流等同于干燥的空气质量流量和绝对湿度的产品，如下所示。Pv是当地气温电视的一个功能，并且随空气温度下降连续减小。在这个区中的热传递是四个效果之和，干燥空气的温度的减小，水蒸气的温度降低
20、，冷凝水的温度和水蒸汽的潜热发生结露时的下降。整体效果可以表示为： 墙的传热是： 结合方程（17）和公式（18），我们可有: 为计算简单，等效比热定义为液态和气态的比热的平均值，计算公式为： 因为液体水和蒸汽的水的质量是守恒的，水在饱和区中的热质量可以表示为如下。由克拉贝龙方程的方式，可通过蒸汽压力和蒸汽温度获得蒸汽温度方面的蒸气压差，如下：用方程（22）代入式（19）并简化，获得空气的排出温度：其中方程（23）中是饱和区的热传递的特征长度，LM-LS是空气通道中的饱和区的长度。所述特征长度可以写成： 值得注意的是，如果空气通道和壁面的露点温度温度给出，特征长度已知，可以得到空气的出口温度。然
21、而，尚不知道壁温。空气通道的壁温只能在当该制冷剂侧的热传递是被考虑在内来确定。考虑制冷剂侧的传热，必须首先确定对流热传递系数。在本文中，的相关性是由Klimenko（1988）通过计算对流系数提出的。这种相关性可以被用来计算蒸发区域的几个流体包括氟利昂制冷剂的对流热传递系数。 在此相关性，雷姆是制冷剂蒸汽和液体的混合物的雷诺数，并且它可以表示为：Vm为制冷剂蒸汽和液体的平均流速，并且它可以表示为： 其中G是制冷剂在管中的质量流量。DL是制冷剂的特征长度，是关于液体和蒸汽制冷剂的表面张力和密度的差异。在蒸发过程中，温度以及压力保持不变，制冷剂的液体和蒸汽的热力学性质也不变。作为结果，该传热系数如
22、式（25），只随制冷剂的质量的变化而变。为简单起见，平均对流系数在本研究中被定义为以下，其中是制冷剂在蒸发过程中的平均质量。平均质量被定义为如下：值得注意的是，由式（30）中得到的平均质量与制冷剂质量的算术平均值是不一样的。然而，由作者进行了详细的比较，可知如果用平均质量来代替算术平均值会引起传热系数误差1.2。在制冷剂侧的热传递的量为： 如果LSLM，表示无冷凝通道的长度小于所述总长度，将会有水凝结。在空气侧的传热的量为：由制冷剂吸收的热量必须等于由空气释放的热量。结合公式（31）和方程（32）将确定的壁温的值。然而，应当注意的是空气的出口温度可表示为如果不饱和的区域的长度小于所述空气通道的
23、总长度，LS lm，会有水凝结在空气通道，壁温可以表示为：为方便起见，我们定义了下面的表达式：其中并且蒸发器壁TW的温度可以从上面的公式计算。然而，由于这是一个对的非线性方程，需要迭代计算是解决这个等式。该过程将持续到的收敛值已经达到。如果，表示无冷凝LS通道的长度大于总长度，并且不会有水凝结。在空气侧的传热的量为： 壁温是： 为方便起见，我们再次定义壁面温度的区域，无冷凝为：其中且值得注意的是，在蒸发过程中热传递的传输功率是恒定的。也就是说，在壁面冷剂温度变化之前，空气侧的传递功率将保持不变。蒸发所有的制冷剂需要的饱和蒸汽为：其中表示的事蒸发器中饱和制冷剂气体深度，表示的是蒸发器中制冷剂含量
24、，表示的是制冷剂管得总长度，蒸发段的长度为：其中 表示的是蒸发器中空气通道的数量，过热段的长度等于：表示的是蒸发器中过热区域空气通道的数量，制冷剂在过热区域中的空气通道流过时，其温度会升高，该温度变化表示为：表示的是沿着上述制冷剂管得流向传递给长度为1单元的热量，表达式为：因此，在沿着制冷剂流向的方向上制冷剂温度的变化为： 制冷剂管得长度表示为: 和制冷剂温度一样，壁面温度也可以以下方程来表示，如公式（40），沿着制冷剂通道的方向，制冷剂温度可以表示为：在进入过热区域，边界条件为，当前制冷剂温度课表示为：过热部分长度为，方程（51）可以表示为：制冷剂出口温度可表示为： 最后，如果，出口温度仍然
25、高于零点温度，此时将不会凝结。蒸发器出口温度可表示为：2.4 解决过程式（1）式（54）构成了完整的蒸发器模型。在给定操作参数和环境条件下，包括制冷剂质量流量，空气入口流率，制冷剂入口量，进气口温度和绝对湿度。通过这些来确定蒸发器模型的总制冷量和制冷剂在过热区域的制冷程度，通过这些数据结合方程得到最终的数据性能，如图4所示。 该公式最初用于蒸发区域的冷却计算，首先估计这一地区的壁面温度，壁面温度的假定值被用来计算沿着空气总一侧以及热传递中的制冷剂侧的温度。如公式（33）和方程（47）。根据能量守恒，由于空气侧的传热应等于制冷剂侧的热传递，由此可以得出壁面温度的修订值，如公式（34）重复几次这个
26、步骤，最后得到壁温的收敛值。 图4 蒸发器性能的计算程序确定蒸发区域的冷却能力取决于蒸发所有液态制冷剂所需要的长度，如公式（44）如果蒸发器所需的长度大于实际的长度，这个过程就会被终止，也就是说这种运行状况是不对的，如果所需的长度小于实际长度，这个计算过程就要进入到过热区域进行计算。首先估计壁面温度和制冷剂第一次做为制冷剂流入过热区域的温度，利用方程（34）和方程（51）得到壁温修正值和制冷剂温度，如果壁面温度笔零点温度高时，则用（39）来计算壁温，重复计算知道得到制冷剂管得收敛值，重复上述步骤直到进行到蒸发器的端部，这个过程才终止。 3、结果与讨论3.1基础条件上述上蒸发器在本研究中使用的规
27、格如1所示，这是用于调节中型汽车的蒸发器，蒸发器的外部尺寸为196mm*51.4mm*200mm（长*宽*高）。基本条件是根据生厂商提供的性能数据来设定的，详细的基本条件如表2所示。 图5 基准温度分布和空气通道的传热图5表示的是以计算结果作为基础条件，在这个图中包含了制冷剂温度、壁面温度以及空气出口温度的变化。在整个蒸发器中制冷剂的流动范围总体分为两个区域，即蒸发区和过热区。3.1.1蒸发区蒸发器入口的蒸发区域扩大到0.72米，这相当于制冷剂管的91.9%的长度，特别需要注意的是，在蒸发器的入口，制冷剂的质量是0.41，这表示的是制冷剂的41%已蒸发，制冷剂继续蒸发，直到所有的制冷剂变成饱和
28、蒸汽，在这个过程中，制冷剂的温度保持在10.8 C，对应于0.196压力的饱和温度。壁面温度保持在10.17 C，只比制冷剂的温度高一点点，这是因为制冷剂侧的温度系数比空气中的要高，根据这个模型，制冷剂侧的传递系数是5464，且在空气侧只有70，因此壁面温度会非常接近制冷剂的温度，空气的出口温度保持在12.7 C，根据入口空气的绝对湿度，在蒸发区域，低于零点温度20.2 C。每个空气通道的传热能力大约是0.388瓦，蒸发区域共有8270个空气通道，这些渠道促使空气冷却的功率是3200瓦，蒸发器大约有94.5%的功率用于冷却。3.1.2过热区过热器起始于0.72米的位置，终止于蒸发器的末端，我们
29、可以看到，制冷剂的温度迅速上升是因为它进入了过热区域，这是因为制冷剂的热容量比蒸发产生的热量要少得多，在蒸发器的入口处，制冷剂的温度变成0.76，在过热区域温度已经达到10.04，实验结果表明，蒸发器过热度为10的位置即为出口处。壁面温度的增加甚至比蒸汽温度的增加更为迅速，值得注意的是，壁面温度从10.17上升到2.39处于蒸发区与过热区的交点处，此外，在蒸发区，壁面温度和蒸发器之间的温度区别更加明显，根据我们的计算结果，在制冷剂管中壁面温度和制冷剂温度在510这个范围内变化较小。值得注意的是，通过制冷剂侧和空气传热侧获得壁面温度，壁面温度是由质量检测和空气传热侧的热阻决定的，在蒸发区和过热区
30、，空气侧的传递系数变化不大，然而，制冷剂侧的温度变化很大，是因为它进入了过热区，根据我们的模型，传热系数中的制冷剂过热区域降低至350 ，在空气侧，在以相同的水平，还原传热系数以此来增加壁面温度。在蒸发区域和过热区域，壁面温度的转折点虽然很明显且有些夸张，这是因为在沿制冷剂管的框架中未考虑热传导这种模式。根据可靠信息，如果热传导是包括在该模型中，那么壁面温度的变化不会是陡峭，如图5所示，在靠近该区域的热传递的量路数只有不到5的总热量发生热交换。沿制冷剂管的框架的热传递将造成传导错误 ，因此制冷剂和空气是需要主要关注的问题。在过热区域，每个空气通道的热传递功率在 0.3520.254 瓦这个范围
31、内变化，并且随着制冷剂管的长度减小，共有730个空气通道在过热区冷却功率是230瓦，大约相当于蒸发器总功率的5.5%。在蒸发区域，空气出口温度固定在12.7，而在过热区则上升到了16.3，按质量来分，平均的空气出口温度为12.9，平均绝对湿度为0.0093，水凝结的总额为0.6795，总得散热功率是3.43千瓦。空气温度的变化也可以被分为2个区域，即饱和区和不饱和区。空气的入口温度为27.2，绝对湿度为0.015，相应的相对湿度是入口的66%，而相应的零点温度为20.2，当空气流进蒸发器中，它会被冷却，其温度将会沿着空气通道下降，在非饱和区空气温度仍高于零点温度，空气通道的面壁保持干燥，到达零
32、点温度后，空气进入饱和区，其中的液态水凝结出来，空气通道内的面壁变湿。本文摘译自汽车技术的国际期刊，第一卷。15，第1期，页19-38（2014） 参考文献阿尔帕斯兰，A.和缪拉，H.（2010）。使用固定和可变容量压缩机的车辆用空调系统的比较性能。诠释。J. REFRIG，33，487-495。ASHRA手工书（2007）。应用程序。哈米德，K.，阿巴斯，Z.，Kouzani，EJ和胡，SN（2011年）。汽车空调系统协调的能源管理。工程热物理学报，31，750-764。霍尔曼，J. P.（2001）。传热。第九EDN。麦格劳 - 希尔。纽约。Hosoz，M.和Ertunc，H. M.（20
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35、K.和布莱恩，E.（2009）。在微通道蒸发器的制冷剂建模分布。诠释。J. REFRIG，32岁，1736年至1743年。翻译原文 Analysis Of The Performance Of The Evaporator Of Automotive Air Conditioning SystemABSTRACTThe purpose of this research was to establish a theoretical model for the evaporator of automotive air conditioning system and conducting simul
36、ations to evaluate the effect of operation parameters, environmental 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 evaporator. The ref
37、rigerant flow in the evaporator can be divided into two regions: the evaporating region and the superheat region. The refrigerant in the first region is a two-phase flow, while the refrigerant in the latter region is in the state of superheated vapor. The air flowing through the interior of the evap
38、orator can also be divided into two zones: the unsaturated zone and the saturated zone. Water vapor is condensed in the saturated zone while in the unsaturated zone, no water condenses. Because the refrigerant flow and the airflow are perpendicular to each other, the distribution of refrigerant in t
39、he evaporating region and the superheat region does not coincide with the distribution of air in the unsaturated zone and the saturated zone. This study examines the effects of different design parameters, environmental conditions and operating parameters on the cooling capacity and superheat of an
40、air conditioning system. Design parameters include the length of the refrigerant channel, the length of the air channel, and the thickness of the fins. Environmental conditions include the air inlet temperature and absolute humidity. Operation conditions include the refrigerant inlet enthalpy, inlet
41、 air flow rate, and refrigerant mass flow rate. Results of simulation demonstrated that fins with 50 micron meters width has the greatest cooling capacity for identical outer dimensions; thicker or thinner fins only decreased cooling capacity. Under different outer dimensions, longer refrigerant tub
42、es and air channels created a greater cooling capacity. However, the increase in cooling capacity becomes less and less if the refrigerant flow was fixed because the heat transfer capability of the gaseous refrigerant was limited. In this study, an increase of 19% in cooling capacity can be reached
43、as the length of refrigerant channels was increased, and the increased length of the air channels can promote the cooling capacity by 22%. Besides, it was found in this study that a decrease in the refrigerant inlet enthalpy, the inlet air flow rate, the air inlet temperature, and the inlet absolute
44、 humidity, or an increase in the refrigerant mass flow rate, would extend the superheat region and decrease the refrigerants superheat. It was also found that the cooling capacity of air conditioners is extremely sensitive to changes in the refrigerant mass flow rate and the inlet enthalpy, and vari
45、ations more than 50% were found in the operating ranges examined in this study. However, changes in the inlet temperature, absolute humidity, and inlet air flow rate only resulted in variations between 10% and 20% in the examined ranges of conditions. Finally, a correlation among these variables and
46、 the simulated cooling capacity was obtained in this study, enabling the relevant researchers to evaluate automotive air conditioning performance under different environmental conditions and operation parameters more easily.KEY WORDS : Automotive air conditioning, Refrigeration, Cooling capacity, Dew point temperature, Superheat1. INTRODUCTIONTo provide a comfortable environment in the cabin