流道布局对微通道平行流车外换热器性能的影响＊

薛庆峰 张晓强 邹慧明 田长青

（1.中国第一汽车集团有限公司研发总院，长春 130011；2.上海海事大学，上海 201306；3.中国科学院理化技术研究所 低温工程学重点试验室，北京 100190；4.中国科学院理化技术研究所热力过程节能技术北京市重点试验室，北京 100190）

1 前言

与PTC电加热采暖方式相比，热泵空调系统可以极大地降低电动汽车采暖能耗，提高电动汽车一次充电后的续驶里程，已成为电动汽车空调系统的重要发展方向。而车外换热器作为热泵空调系统的核心部件，兼作蒸发器和冷凝器使用，这两个使用工况的换热机理具有很大的不同，因而，车外换热器的设计对热泵空调系统的性能具有很大影响[1]，是电动汽车热泵空调系统的一个重要研究内容。

2 微通道平行流车外换热器性能测试台架

图1为微通道平行流车外换热器性能测试台架原理图，主要由制冷剂循环系统、空气系统和测量系统组成，测量系统精度见表1。图2为3个试验样件（横排平行流车外换热器）的流道布局示意图，制冷剂均从右下方流入，从右上方流出，3个样件除流程扁管数分配比例不同，其它参数包括扁管总数（48排）、整体几何尺寸以及内部结构尺寸均保持一致，样件内部结构尺寸如图3所示，热泵系统试验时的制热工况与制冷工况分别如表2和表3所列。

图1 微通道平行流车外换热器性能测试台架原理示意

表1 测量系统精度

图2 试验样件流道布局示意

图3 试验样件内部结构尺寸

表2 制热工况

表3 制冷工况

3 车外换热器的数学模型

为分析车外换热器在蒸发和冷凝两种不同工况下的换热性能，通过Dymola建立车外微通道平行流换热器的蒸发工况和冷凝工况模型，如图4和图5所示。分别计算两种工况下车外换热器的换热量和压降，模型计算的初始化设置参数如表4所示（蒸发工况与冷凝工况初始化设置界面相同）。

图4 蒸发工况模型

图5 冷凝工况模型

表4 计算模型初始化参数

主要的数学模型方程如式（1）~式（19）所示。

a.传热方程：

式中，ϕ为换热量；K为传热系数；A为换热面积；Δtm为对数平均温差。

b.热平衡方程:

式中，qma为空气质量流量；cpa为空气比定压热容；tao为空气出口温度；tain为空气入口温度；qmr为制冷剂质量流量；cpr为制冷剂比定压热容；tro、trin分别为制冷剂出、入口温度；

c.蒸发工况关联式:

传热及压降关联式:

式中，α1为制冷剂传热系数；Re为雷诺数；Bo为毕渥数；x为干度；λl为制冷剂导热率；Dh,r为微通道水力直径；Gr为制冷剂质量流量；μl为制冷剂动力粘度；q为换热量；hfg为制冷剂汽化潜热。

制冷剂侧压降为：

式中，ΔP为制冷剂侧压降；f为摩擦因子；L为扁管长度；Reeq为当量雷诺数；fl为单相区摩擦系数；ρl为制冷剂液体密度。

过热区（制冷剂的气相区域）:

式中，Nu为努塞尔数；hr为制冷剂侧对流换热系数；Pr为普朗特数。

式中，ρr为制冷剂蒸气密度；vr为制冷剂蒸气流速。

d.冷凝工况传热及压降关联式：

两相区（制冷剂的气液两相区域）：

式中，de为微通道当量直径。

式中，Geq、Gr分别为制冷剂的当量质量流量和蒸气质量流量。

单相区（制冷剂液相区域）：

式中，fF为范宁摩擦系数；PrW为管壁温度下制冷剂普朗特数。

e.空气侧传热及压降关联式：

式中，j为因子；θl为百叶窗角度；Fp、Fh、Fb、Ft分别为翅片间距、高度、厚度和宽度；Lp、Ll分别为百叶窗间距、百叶窗开窗长度；Tp为扁管间距。

4 分析与讨论

4.1 制热工况

图6a、b、c和e为相同制热工况下，3种不同流道比的车外换热器作为蒸发器时，试验测试得到的换热器压降、换热量等性能对比情况。由图6c可以看出，车外换热器流道布局为1∶3时压降最小，当车外温度为0℃时，相比流道比为1∶1、1∶2时的压降分别低69.1%和54.4%；当车外温度为-5℃时，分别低63.2%和58.7%。这是因为制冷剂在蒸发过程中从气液两相变化到气相，比体积增大，而相对于1∶3流道比的车外换热器，1∶1和1∶2流道比的车外换热器的第二流程内扁管数目要少，制冷剂流通面积小，制冷剂过热蒸汽流动阻力相对较大，使得压降较大。压降大使得压缩机吸气密度降低，压缩机转速和排量一定的情况下，导致制冷剂流量较小，如图6a所示。又由于相同工况下，3种流道布局的车外换热器进出、口焓差相差很小（图6b），从而使流道布局为1∶3的车外换热器换热量（图6e）优于前两者，其0℃时的换热量比流道比为1∶1、1∶2时分别高16.5%和7.4%；-5℃时，分别高12.6%和1.6%。

图6d、f、g和h分别为压降、换热量模拟结果的对比情况以及二者与试验结果的误差。由图可以看出，流道比为1∶3时，车外换热器压降小，换热量略大于前两者，与试验结果的对比情况一致，压降和换热量误差分别在14%和6%以内，模拟结果与试验结果吻合较好。

图6 蒸发性能对比

在以上研究基础上，利用所建立的模型模拟了冬季极端工况（车内/外温度：-10℃/-10℃、-20℃/-20℃）下车外换热器对应的换热量和压降，计算结果如图7所示。由图7可看出，流道比为1∶3时换热量最大，压降最小，3种流道比时车外换热器的换热量和压降的变化规律与前述试验与模拟分析结果基本一致，说明此蒸发工况模型可以用来进一步指导试验。但换热量和压降整体低于0℃/0℃、-5℃/-5℃工况，这是由于环境温度越低使得蒸发温度进一步降低，吸气密度减小，压缩机转速一定时，制冷剂质量流量进一步降低，换热量及压降降低。

综上所述，车外换热器作为蒸发器使用时1流道布局采用1∶3可以获得较好的换热性能以及压降性能。

图7 -10℃/-10℃、-20℃/-20℃工况模拟性能对比

4.2 制冷工况

图8a、c、d和e为相同制冷工况下，3种不同流道比的车外换热器作为冷凝器时的试验结果对比。当车外换热器流道布局为1∶3时压降最大，流道比为1∶1时压降最小，如图8a所示。压缩机转速为3 000 r/min时，流道比为1∶1、1∶2时的压降比流道比为1:3时分别低84.1%和72.2%；压缩机转速为5 000 r/min时，分别低80%和61.7%。这是因为制冷剂在冷凝过程中从气相变化到液相，比体积减小，而流道布局为1∶2和1∶3的车外换热器从第一流程到第二流程扁管数依次增加，制冷剂流通面积递增，与制冷剂冷凝过程的状态变化趋势相反，流动阻力大，压降大。由于3种流道布局的车外换热器进、出口焓差相差很小（图8d），而流道比为1∶3时的制冷剂流量大（图8c），使得换热量（图8e）大于前两者，当压缩机转速为3 000 r/min时，换热量比流道比为1∶1、1∶2时分别高18.5%和11.6%。

图8b、f、g和h分别为压降、换热量模拟结果的对比情况以及二者与试验结果的误差。由图可以看出，流道比为1∶3时，车外换热器压降最大，而换热量略大于前两者，与试验结果一致，压降和换热量误差分别在14%和11%以内，模拟结果与试验结果吻合较好。

与制热工况一样，利用所建立的模型模拟计算了夏季极端工况（车内/外温度：45℃/45℃）下车外换热器对应的换热量和压降，计算结果如图9所示。由图9可以看出，流道比为1∶3的压降最大，换热量略大于其它两种流道比，换热量和压降的规律与前述分析结果基本一致，换热量和压降整体高于35℃/27℃工况，这是由于在45℃/45℃工况下制冷剂质量流量增加。

综上所述，车外换热器作为冷凝器使用时，虽然从压降的角度来说流道布局设计为1∶3的压降较大，但其换热量更佳。

图9 45℃/45℃工况模拟性能对比

5 结束语

a.制热工况下，车外换热器作为蒸发器使用时，1∶3流道比的结构设计与制冷剂蒸发过程的状态变化匹配性最好，制冷剂流动阻力最小，压降最小，换热量略高于其它两种流道比，综合性能最佳。压降和换热量误差分别在14%和6%以内，模拟结果与试验结果吻合较好。

b. 制冷工况下，车外换热器作为冷凝器使用，1:1流道比的结构设计与制冷剂冷凝过程的状态变化匹配性最好，制冷剂流动阻力小，压降小，1:3流道比的换热量略大于其它两种流道比。压降和换热量误差分别在14%和11%以内，模拟结果与试验结果吻合较好。

c.所建立的车外换热器蒸发工况和冷凝工况模型均有效预测了冬夏季极端工况下3种流道比的车外换热器的换热和压降情况，一定程度上可以指导进一步的试验工作。

d.对电动车热泵系统来讲，制热性能更加重要，故综合考虑车外换热器不同流道布局在制冷、制热工况的换热量和压降性能，选择1∶3的流道布局相对较优。

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