流道布局對微通道平行流車外換熱器性能的影響＊

薛慶峰 張曉強 鄒慧明 田長青

（1.中國第一汽車集團有限公司研發總院，長春 130011；2.上海海事大學，上海 201306；3.中國科學院理化技術研究所 低溫工程學重點試驗室，北京 100190；4.中國科學院理化技術研究所熱力過程節能技術北京市重點試驗室，北京 100190）

1 前言

與PTC電加熱采暖方式相比，熱泵空調系統可以極大地降低電動汽車采暖能耗，提高電動汽車一次充電后的續駛里程，已成為電動汽車空調系統的重要發展方向。而車外換熱器作為熱泵空調系統的核心部件，兼作蒸發器和冷凝器使用，這兩個使用工況的換熱機理具有很大的不同，因而，車外換熱器的設計對熱泵空調系統的性能具有很大影響[1]，是電動汽車熱泵空調系統的一個重要研究內容。

2 微通道平行流車外換熱器性能測試臺架

圖1為微通道平行流車外換熱器性能測試臺架原理圖，主要由制冷劑循環系統、空氣系統和測量系統組成，測量系統精度見表1。圖2為3個試驗樣件（橫排平行流車外換熱器）的流道布局示意圖，制冷劑均從右下方流入，從右上方流出，3個樣件除流程扁管數分配比例不同，其它參數包括扁管總數（48排）、整體幾何尺寸以及內部結構尺寸均保持一致，樣件內部結構尺寸如圖3所示，熱泵系統試驗時的制熱工況與制冷工況分別如表2和表3所列。

圖1 微通道平行流車外換熱器性能測試臺架原理示意

表1 測量系統精度

圖2 試驗樣件流道布局示意

圖3 試驗樣件內部結構尺寸

表2 制熱工況

表3 制冷工況

3 車外換熱器的數學模型

為分析車外換熱器在蒸發和冷凝兩種不同工況下的換熱性能，通過Dymola建立車外微通道平行流換熱器的蒸發工況和冷凝工況模型，如圖4和圖5所示。分別計算兩種工況下車外換熱器的換熱量和壓降，模型計算的初始化設置參數如表4所示（蒸發工況與冷凝工況初始化設置界面相同）。

圖4 蒸發工況模型

圖5 冷凝工況模型

表4 計算模型初始化參數

主要的數學模型方程如式（1）~式（19）所示。

a.傳熱方程：

式中，?為換熱量；K為傳熱系數；A為換熱面積；Δtm為對數平均溫差。

b.熱平衡方程:

式中，qma為空氣質量流量；cpa為空氣比定壓熱容；tao為空氣出口溫度；tain為空氣入口溫度；qmr為制冷劑質量流量；cpr為制冷劑比定壓熱容；tro、trin分別為制冷劑出、入口溫度；

c.蒸發工況關聯式:

傳熱及壓降關聯式:

式中，α1為制冷劑傳熱系數；Re為雷諾數；Bo為畢渥數；x為干度；λl為制冷劑導熱率；Dh,r為微通道水力直徑；Gr為制冷劑質量流量；μl為制冷劑動力粘度；q為換熱量；hfg為制冷劑汽化潛熱。

制冷劑側壓降為：

式中，ΔP為制冷劑側壓降；f為摩擦因子；L為扁管長度；Reeq為當量雷諾數；fl為單相區摩擦系數；ρl為制冷劑液體密度。

過熱區（制冷劑的氣相區域）:

式中，Nu為努塞爾數；hr為制冷劑側對流換熱系數；Pr為普朗特數。

式中，ρr為制冷劑蒸氣密度；vr為制冷劑蒸氣流速。

d.冷凝工況傳熱及壓降關聯式：

兩相區（制冷劑的氣液兩相區域）：

式中，de為微通道當量直徑。

式中，Geq、Gr分別為制冷劑的當量質量流量和蒸氣質量流量。

單相區（制冷劑液相區域）：

式中，fF為范寧摩擦系數；PrW為管壁溫度下制冷劑普朗特數。

e.空氣側傳熱及壓降關聯式：

式中，j為因子；θl為百葉窗角度；Fp、Fh、Fb、Ft分別為翅片間距、高度、厚度和寬度；Lp、Ll分別為百葉窗間距、百葉窗開窗長度；Tp為扁管間距。

4 分析與討論

4.1 制熱工況

圖6a、b、c和e為相同制熱工況下，3種不同流道比的車外換熱器作為蒸發器時，試驗測試得到的換熱器壓降、換熱量等性能對比情況。由圖6c可以看出，車外換熱器流道布局為1∶3時壓降最小，當車外溫度為0℃時，相比流道比為1∶1、1∶2時的壓降分別低69.1%和54.4%；當車外溫度為-5℃時，分別低63.2%和58.7%。這是因為制冷劑在蒸發過程中從氣液兩相變化到氣相，比體積增大，而相對于1∶3流道比的車外換熱器，1∶1和1∶2流道比的車外換熱器的第二流程內扁管數目要少，制冷劑流通面積小，制冷劑過熱蒸汽流動阻力相對較大，使得壓降較大。壓降大使得壓縮機吸氣密度降低，壓縮機轉速和排量一定的情況下，導致制冷劑流量較小，如圖6a所示。又由于相同工況下，3種流道布局的車外換熱器進出、口焓差相差很小（圖6b），從而使流道布局為1∶3的車外換熱器換熱量（圖6e）優于前兩者，其0℃時的換熱量比流道比為1∶1、1∶2時分別高16.5%和7.4%；-5℃時，分別高12.6%和1.6%。

圖6d、f、g和h分別為壓降、換熱量模擬結果的對比情況以及二者與試驗結果的誤差。由圖可以看出，流道比為1∶3時，車外換熱器壓降小，換熱量略大于前兩者，與試驗結果的對比情況一致，壓降和換熱量誤差分別在14%和6%以內，模擬結果與試驗結果吻合較好。

圖6 蒸發性能對比

在以上研究基礎上，利用所建立的模型模擬了冬季極端工況（車內/外溫度：-10℃/-10℃、-20℃/-20℃）下車外換熱器對應的換熱量和壓降，計算結果如圖7所示。由圖7可看出，流道比為1∶3時換熱量最大，壓降最小，3種流道比時車外換熱器的換熱量和壓降的變化規律與前述試驗與模擬分析結果基本一致，說明此蒸發工況模型可以用來進一步指導試驗。但換熱量和壓降整體低于0℃/0℃、-5℃/-5℃工況，這是由于環境溫度越低使得蒸發溫度進一步降低，吸氣密度減小，壓縮機轉速一定時，制冷劑質量流量進一步降低，換熱量及壓降降低。

綜上所述，車外換熱器作為蒸發器使用時1流道布局采用1∶3可以獲得較好的換熱性能以及壓降性能。

圖7 -10℃/-10℃、-20℃/-20℃工況模擬性能對比

4.2 制冷工況

圖8a、c、d和e為相同制冷工況下，3種不同流道比的車外換熱器作為冷凝器時的試驗結果對比。當車外換熱器流道布局為1∶3時壓降最大，流道比為1∶1時壓降最小，如圖8a所示。壓縮機轉速為3 000 r/min時，流道比為1∶1、1∶2時的壓降比流道比為1:3時分別低84.1%和72.2%；壓縮機轉速為5 000 r/min時，分別低80%和61.7%。這是因為制冷劑在冷凝過程中從氣相變化到液相，比體積減小，而流道布局為1∶2和1∶3的車外換熱器從第一流程到第二流程扁管數依次增加，制冷劑流通面積遞增，與制冷劑冷凝過程的狀態變化趨勢相反，流動阻力大，壓降大。由于3種流道布局的車外換熱器進、出口焓差相差很小（圖8d），而流道比為1∶3時的制冷劑流量大（圖8c），使得換熱量（圖8e）大于前兩者，當壓縮機轉速為3 000 r/min時，換熱量比流道比為1∶1、1∶2時分別高18.5%和11.6%。

圖8b、f、g和h分別為壓降、換熱量模擬結果的對比情況以及二者與試驗結果的誤差。由圖可以看出，流道比為1∶3時，車外換熱器壓降最大，而換熱量略大于前兩者，與試驗結果一致，壓降和換熱量誤差分別在14%和11%以內，模擬結果與試驗結果吻合較好。

與制熱工況一樣，利用所建立的模型模擬計算了夏季極端工況（車內/外溫度：45℃/45℃）下車外換熱器對應的換熱量和壓降，計算結果如圖9所示。由圖9可以看出，流道比為1∶3的壓降最大，換熱量略大于其它兩種流道比，換熱量和壓降的規律與前述分析結果基本一致，換熱量和壓降整體高于35℃/27℃工況，這是由于在45℃/45℃工況下制冷劑質量流量增加。

綜上所述，車外換熱器作為冷凝器使用時，雖然從壓降的角度來說流道布局設計為1∶3的壓降較大，但其換熱量更佳。

圖9 45℃/45℃工況模擬性能對比

5 結束語

a.制熱工況下，車外換熱器作為蒸發器使用時，1∶3流道比的結構設計與制冷劑蒸發過程的狀態變化匹配性最好，制冷劑流動阻力最小，壓降最小，換熱量略高于其它兩種流道比，綜合性能最佳。壓降和換熱量誤差分別在14%和6%以內，模擬結果與試驗結果吻合較好。

b. 制冷工況下，車外換熱器作為冷凝器使用，1:1流道比的結構設計與制冷劑冷凝過程的狀態變化匹配性最好，制冷劑流動阻力小，壓降小，1:3流道比的換熱量略大于其它兩種流道比。壓降和換熱量誤差分別在14%和11%以內，模擬結果與試驗結果吻合較好。

c.所建立的車外換熱器蒸發工況和冷凝工況模型均有效預測了冬夏季極端工況下3種流道比的車外換熱器的換熱和壓降情況，一定程度上可以指導進一步的試驗工作。

d.對電動車熱泵系統來講，制熱性能更加重要，故綜合考慮車外換熱器不同流道布局在制冷、制熱工況的換熱量和壓降性能，選擇1∶3的流道布局相對較優。

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