楊武 馬福龍 王凱

摘要：介紹了一種在重型汽車上運用的發(fā)動機尾氣加熱乘員艙溫度調節(jié)裝置，并且根據重型汽車的實際運用工況，設計了一種該裝置的主要部件—螺旋管式蓄熱換熱器。該螺旋管式蓄熱換熱器具有結構緊湊、排氣背壓小、能量存儲等諸多優(yōu)點，可為后續(xù)發(fā)動機尾氣利用技術提供重要參考。

關鍵詞：重型汽車；尾氣加熱；溫度調節(jié)裝置；螺旋管式蓄熱換熱器

中圖分類號：U464? 收稿日期：2024-01-15

DOI：1019999/jcnki1004-0226202405008

1 前言

隨著經濟的發(fā)展，汽車保有量也日益增長，在全球石油能源越來越緊缺的背景下，汽車節(jié)能減排受到全世界各國政府的高度重視。經研究表明，汽車內燃機由于自身循環(huán)的原因，只能將燃料燃燒釋放出總能量的約33%，并將之轉化為機械能，其余的能量均以熱能的形式散耗在周圍環(huán)境中，這就造成了能源的巨大浪費，因此如何有效地利用內燃機所不能充分利用的廢氣熱能成為全世界各國學者研究的熱點，這也是降低汽車能源消耗的有效途徑之一。

2 內燃機額定工況下熱平衡

目前汽車仍以內燃機驅動為主，內燃機分為柴油機和汽油機，其中柴油機在額定工況下用于動力輸出的能量（機械能）僅占燃料燃燒釋放總能量的30%～45%，而汽油機只能達到20%～30%。其余的能量均以廢熱的形式排放到周圍環(huán)境中，其中柴油機廢熱所占的比例為燃燒釋放總能量的55%～70%，汽油機這一比例可以達到70%～80%，一般認為能夠被有效利用的廢熱主要包括發(fā)動機冷卻液中的熱量和汽車尾氣中的熱量。表1是額定工況下內燃機的熱平衡表，汽車上的內燃機在實際工作時，由于并非時時處于額定工況，因此實際能量的利用率比30%～45%（柴油機）或20%～30%（汽油機）還要低［1］。

3 發(fā)動機尾氣再利用裝置

如圖1所示，發(fā)動機尾氣再利用裝置由換熱轉換閥、換熱器、電子水泵、水箱、散熱器及相應電控回路構成。換熱轉換閥設置在發(fā)動機增壓器后的排氣管上，由安裝在駕駛室儀表臺上的翹板開關控制，在無需給乘員艙供暖時，轉換閥開關處于關閉狀態(tài)，發(fā)動機尾氣直接流向消聲器。當需要給乘員艙加熱時，開啟轉換閥控制開關，發(fā)動機尾氣經換熱器后再流向消聲器；同時起動電子水泵，熱循環(huán)液容器中的制冷劑經過換熱器加熱后輸送至乘員艙下布置的暖風機，暖風機中風機將乘員艙內冷空氣與散熱器中的冷卻液進行熱交換，加熱乘員艙內的空氣［2］。乘員艙溫度的調節(jié)主要由換熱轉換閥的開度決定，開度越大，乘員艙溫度越高，轉換閥的開度設置有初開、半開、全開三個擋位，均由駕駛室內的開關控制。

從發(fā)動機尾氣利用裝置工作原理可知，通過廢氣利用裝置給乘員艙持續(xù)加熱的難點在于換熱器的選擇。重卡尾氣余熱回收換熱器在整車上布置必須結構緊湊，體積小；同時又不能增加發(fā)動機排氣背壓，在發(fā)動機正常運轉以及間歇性運行工作時換熱器又能連續(xù)性工作。因此設計合適的換熱器是實現(xiàn)發(fā)動機尾氣利用的關鍵所在［3］。

4 換熱器

41 換熱器的選型

目前，換熱器有很多種類型，螺旋管式蓄熱換熱器是一種新型的換熱器，其螺旋管作為一種高效的傳熱強化管，與普通直管相比，具有結構緊湊、傳熱效率高、單位空間利用率大、方便一體化布置等優(yōu)點，可以很好地解決換熱器在整車布置上的難題。螺旋管式蓄熱換熱器中由于填充著蓄熱材料，可以解決發(fā)動機間歇性工作帶來的問題。鑒于此，本文在設計換熱器時采用螺旋管式蓄熱換熱器。

42 換熱器設計計算

在進行換熱器設計計算時，要充分考慮到重型汽車的實際情況，尤其是將換熱器布置在汽車上時不能太大。余熱回收換熱器在正常傳熱工況下主要涉及兩個傳熱過程的耦合：尾氣向熔鹽的傳熱過程和熔鹽向制冷劑的傳熱過程。

a.尾氣與熔鹽傳熱的設計計算。

重型汽車的車架寬度一般為850 mm，所以換熱器在車架左右方向布置時不宜太長，本文設定換熱器內布置的直管長500 mm，排氣管管徑為120 mm，根據換熱器的設計經驗，設定換熱器內部直管內徑14 mm、厚2 mm、管子數(shù)量33；發(fā)動機在某低轉速工況下的尾氣質量流量為02kg/s，發(fā)動機渦輪增壓器后尾氣溫度在200～500 ℃之間，本文按保守值200 ℃進行計算。

①尾氣側換熱系數(shù)的確定。

尾氣側質量流速：

[G=qn（0.25π×D2i）×10-6]=40 kg/m2·s

式中，n為直管數(shù)量；q為尾氣質量流量。

尾氣側雷諾數(shù)：

[Ref=DiG0μ]=[0.014×4032.8×10-6]=17 000

尾氣側怒謝爾特數(shù)：

[Nμ=f8Re-1 000Prf1+12.7f8（Prf23-1）[1+dl23]ct]=252

式中，[f=（1.82lgRe-1.64）-2]=0027。

尾氣側的換熱系數(shù)：

[α=NμλDi]==722 W/（m·K）

②熔鹽側換熱系數(shù)確定。

在余熱系統(tǒng)啟動以后，其熔鹽由尾氣吸熱，在逐漸熔化后處于全液態(tài)的時候，進行有限空間內的自然對流，并且可以與冷卻液進行換熱。把排氣的管子與殼層之間填充的硝酸鹽等效成一個在長度H為500 mm、厚度δ為40 mm的腔體。當自然對流發(fā)生在有限空間中時，流體運動受到腔體的限制，流體的加熱與冷卻在腔體內同時進行，因此腔體的壁溫必然有高溫與低溫兩部分，設溫度分別為th、tc，此時，Gr數(shù)與牛頓冷卻公式中的溫差為th-tc，流體的定性溫度為（th+tc）/2，夾層內的流動主要取決于以夾層厚度δ為特征值的格拉曉夫數(shù)Gr，已知管的長度為500 mm，尾氣進口溫度為200 ℃，出口溫度為150 ℃，則：

Grδ=[gαv（th-tc）δ3v2]=274[×]104

式中，[αv]為體脹系數(shù)，它是在定壓下與溫度變化相對應的密度相對變化的度量，計算如下：

[αv]=[1Tm]=[1（273+175）]=1/448

[Pr=να=cpμk]=0446

怒謝爾特數(shù)：

[Nu=0.11（G0Pr）13]=422

熔鹽換熱系數(shù)：

[α=Nuλδ]=526

③尾氣管熱管長度。

以尾氣側傳熱面為基準計算傳熱系數(shù)：

K[=11αodgidgo+dgi2λindgodgi+1αg+r0]=333

[r0=indgodgi2πλ]=53[×]10-5

式中，[αo]為熔鹽換熱的系數(shù)，W/（m2·K）；[dgo]為尾氣管子的外徑，mm；[dgi]為尾氣管子的內徑，mm；[λ]為管壁的導熱系數(shù)，W/（m·K）；[αg]為尾氣的換熱系數(shù)，W/（m2·K）；[r0]為尾氣的側熱阻，（m2·K）/W。

內側傳熱面積為：

A=[QK?tm]=[1.7]

式中，[Q=Gρ氣c氣]（t1′-t1″）=10 000 W。

此時所需管長L=[1.733×3.14×0.03]m=054 m，與假定尾氣管子長500 mm基本一致。

b.熔鹽-制冷劑傳熱的設計計算。

熔鹽與冷卻液之間的換熱過程存在自然對流和導熱兩種形式。

①制冷劑側換熱系數(shù)的確定。

設定水管為內徑30 mm的316 L不銹鋼管，厚度為2 mm，導熱系數(shù)為17 W/（m·K）。水和熱空氣的換熱的熱流密度為q=15 000 W/m2，計算兩相取水側表面的傳熱系數(shù)［4］。已知水的流量Q=100 L/min=00016 m3/s，則：

[u=QA]=226 m/s

液態(tài)制冷劑雷諾數(shù)：

[Rel=udeνlo]=674×104

制冷劑液相表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)：

[αl=ReloPrlf2kldi1.07+12.7Pr23-1f20.5]=21 348 W/（m2·K）

[Bo=qGhlg]=42[×]10-3

[Frlo=μ2gde]=17373

[Co=ρgρl0.5（1-xx）0.8]=00245

②熔鹽側。

熔巖的導熱熱阻：

[R=indlidgo2πλ=0.00589]

兩相區(qū)制冷劑換熱系數(shù)：

[αtp=0.6683αlCo-0.225Ffl+1 058Bo0.7]=77 905 W/（m2·K）

以管外傳熱面為基準計算的傳熱系數(shù)：

K=[11αtpdlodli+dlo2λindlodli+1αo+R=167]

式中，[αtp]為兩相區(qū)制冷劑的換熱系數(shù)，W/（m2·K）；[dlo]為制冷劑管子的外徑，mm；[dli]為制冷劑管子的內徑，mm；[λ]為管壁的導熱系數(shù)，W/（m·K）；[α0]為熔鹽的換熱系數(shù)，W/（m2·K）；[R]為熔鹽的導熱熱阻，（m2·K）/W。

以外側面積為基準的熱流密度q0來計算以內表面為基準的實際熱流密度：

[q、i]=[dodikeo?t]=13 721

式中，[do]為制冷劑管子的外徑，mm；[di]為制冷劑管子的內徑，mm；[keo]為以管外傳熱面為基準計算的傳熱系數(shù)W/（m2·K）；[?t]為兩相區(qū)制冷劑和熔鹽平均溫度差值，℃。

設定熱負荷Q值為10 kW，將制冷劑管繞成螺旋管，并固定在熔鹽套管與尾氣管之間，可以得出此時所需制冷劑換熱管長度L=[Qq、iA、]=773 m。

③尾氣流動阻力的計算。

此處尾氣管為直管流動，因此尾氣的流動阻力就是直管阻力。在計算直管阻力時采用發(fā)動機額定轉速時的尾氣流速，已知額定轉速下尾氣的質量流量為046 kg/s，則：

u=046/0748=0615 m/s

下面計算尾氣管子阻力。

尾氣的質量流速：

[G=qn（0.25π×D2i）×10-6]=91 kg/m2·s

尾氣側雷諾數(shù)：

[Ref=DiG0μ]=38 841

尾氣的流動為湍流，則：

[λ=0.3164Re-14]=00225

阻力系數(shù)為：

[ε=λldi]=080325

管內尾氣的流動阻力壓降為：

[?p=nερu22]=375 kPa

375[ kPa]的阻力對發(fā)動機影響不大，經過傳熱的設計計算過程，本文可以得到余熱回收換熱器的計算結果，結果如表2所示。

5 結語

本文介紹了一種發(fā)動機尾氣加熱乘員艙溫度調節(jié)裝置，并對螺旋管式蓄熱換熱器做了闡述，最后從重型汽車實際工況出發(fā)，通過假定流進、流出換熱器內部直管的溫度及流過螺旋管冷卻劑的流速等主要參數(shù)計算出螺旋管長度和直徑、換熱器內部排氣阻力等換熱器主要參數(shù)。由于篇幅所限，本文對發(fā)動尾氣利用裝置的電控部分、換熱器內部熔鹽的傳熱暫未做詳細介紹。

參考文獻：

[1]楊世銘，陶文銓傳熱學[M]4版北京：高等教育出版社，2006

[2]沙拉，賽庫利克換熱器設計技術[M]1版程林譯北京機械工業(yè)出版社，2010

[3]趙升噸發(fā)動機排氣廢熱利用方法的探討[J]汽車實用技術，2015（2）：16-18

[4]孟超重卡尾氣余熱回收換熱器性能的研究[J]內燃機工程，2016（2）：19-21

作者簡介：

楊武，男，1990年生，工程師，研究方向為整車設計。