熱泵車外換熱器制冷劑側(cè)結(jié)構(gòu)分析

丁鎏俊，趙蘭萍，楊志剛

（1.同濟大學(xué)制冷及低溫工程研究所，上海201804；2.同濟大學(xué)上海地面交通工具風洞中心，上海201804）

熱泵車外換熱器制冷劑側(cè)結(jié)構(gòu)分析

丁鎏俊1，趙蘭萍1，楊志剛2

（1.同濟大學(xué)制冷及低溫工程研究所，上海201804；2.同濟大學(xué)上海地面交通工具風洞中心，上海201804）

針對電動車熱泵空調(diào)系統(tǒng)車外換熱器不能使用傳統(tǒng)平行流換熱器的問題，采用分布參數(shù)法建立了穩(wěn)態(tài)數(shù)學(xué)模型，利用該模型研究了在結(jié)霜工況下制冷劑側(cè)結(jié)構(gòu)，包括流程數(shù)、各流程扁管布置方式、扁管寬度和微通道孔高對換熱及壓降的影響，仿真結(jié)果表明在保證換熱器出口達到過熱的情況下，應(yīng)當盡可能的減小流程數(shù)以降低制冷劑側(cè)壓降，同時在空氣側(cè)壓降的限制下，可以適當?shù)脑黾颖夤軐挾葋頊p小制冷劑側(cè)壓降，孔高的增加會使得換熱量和制冷劑側(cè)壓降同時減小，但是換熱量衰減很小，所以適當增加孔高也是一個減小制冷劑側(cè)壓降的方法。

電動汽車；熱泵；流程分析；制冷劑側(cè)結(jié)構(gòu)；扁管

1 引言

目前，燃油汽車的使用越來越多，使得二氧化碳的排放量變大，同時我國的石油資源的探明儲量是極其有限的，這些都將使得環(huán)境污染和石油資源的日益匱乏的問題越來越嚴重，而電動汽車由于它不需要排放二氧化碳，且克服了傳統(tǒng)汽車的化石燃料依賴問題，使得它代表了未來汽車發(fā)展的趨勢［1］。并且對于新能源汽車發(fā)動機冷卻水沒有足夠的熱量或根本沒有發(fā)動機，只依靠熱電阻PTC的供熱又會消耗整車30%～40%的電能，并且PTC加熱器的能效值總是小于1的，而熱泵空調(diào)由于效率比較高，能效值始終是大于1的，因此對于新能源汽車而言，熱泵空調(diào)系統(tǒng)是新能源汽車制熱的必經(jīng)之路。

而對于電動汽車的熱泵空調(diào)系統(tǒng)來說，車外的換熱器是一個極為重要的核心部件，它在冬夏季分別作為蒸發(fā)器與冷凝器使用，而微通道換熱器由于它的高效、節(jié)材、環(huán)保、和輕量的特點，使得其成為電動汽車熱泵空調(diào)用換熱器的首選。但是直接將傳統(tǒng)汽車空調(diào)用的車外換熱器直接拿來使用是不可以的，這樣在冬季工況時，車外換熱器的壓降會過大，所以有必要對車外換熱器的制冷劑側(cè)結(jié)構(gòu)對換熱及壓降性能的影響進行研究。

強化換熱器的換熱性能主要是從增加換熱面積，提高換熱系數(shù)以及加大換熱溫差這三方面著手，本文通過建立電動客車用的車外換熱器的數(shù)學(xué)模型并進行分析研究，比較在結(jié)霜工況下不同流程分布方案、不同微通道孔數(shù)及微通道孔高下?lián)Q熱器的換熱及流動性能。

2 數(shù)學(xué)模型

車外換熱器選用全鋁微通道平行流式換熱器，仿真模型的搭建使用的是有限單元法，將一根扁管沿著制冷劑流動方向平均劃分為50份作為制冷劑側(cè)部分，而空氣側(cè)部分則包括上下兩段翅片，然后對劃分出的每一段控制單元進行熱力分析，控制微元示意圖如圖2-1所示。

圖2-1 蒸發(fā)器計算微元段

2.1 假設(shè)條件［2］

（1）空氣能夠均勻地通過扁管的表面；

（2）工質(zhì)流動簡化為沿管長方向的一維流動，忽略管內(nèi)制冷劑軸向?qū)幔?/p>

（3）扁管各流道內(nèi)制冷劑流量分配均勻，并具有相同的溫度和壓力分布；

（4）忽略重力對傳熱和壓降的影響；

（5）換熱器穩(wěn)態(tài)工作，即制冷劑側(cè)與空氣側(cè)各參數(shù)不隨時間變化；

（6）忽略不凝性氣體及管內(nèi)外污垢熱阻對制冷劑換熱的影響。

2.2 傳熱控制方程

每一個控制單元分為管內(nèi)制冷劑側(cè)和管外空氣側(cè)兩部分，制冷劑傳熱分為兩相區(qū)及過熱區(qū)兩區(qū)模式，對于每一個控制單元的傳熱量的計算采用ε-NTU法。

對于霜工況，空氣傳至霜層的熱量分為顯熱和潛熱，顯熱是空氣及霜層表面由于溫差產(chǎn)生的熱量傳遞，潛熱是在濕度差下使得空氣中的水蒸氣進入霜層凝華而產(chǎn)生的相變潛熱。本文使用Xia等［3］提出的公認的具有高精度的LMTD法：

QS=haAaΔTm

Ql=hmAa（ωa-ωfr）isv

Q=QS+Ql

其中Aa為空氣側(cè)換熱面積，ha為空氣側(cè)傳熱系數(shù)，ΔTm為對數(shù)平均溫差，hm為傳質(zhì)系數(shù)，ωa為空氣側(cè)平均濕度，ωfr則為霜層表面空氣的含濕量，isv則為凝華潛熱?？倐鳠嵯禂?shù)可以用下式表示：其中Ar為制冷劑側(cè)換熱面積，hr為制冷劑側(cè)換熱系數(shù)，δt及λt分別為壁厚和管壁導(dǎo)熱系數(shù)，

ηh則為翅片效率，具體計算公式參考Xia等［3］提出的翅片效率的計算方法，T hickfr及λft分別是霜層的厚度及霜層的導(dǎo)熱系數(shù)。這里假設(shè)霜層的導(dǎo)熱系數(shù)是一個只與霜密度有關(guān)的數(shù)值：

凝華的水蒸氣分為兩部分，一部分進入霜層增加霜密度，另一部分則凝結(jié)在霜表面，增加霜層厚度，根據(jù)克勞貝隆-克拉休斯方程及理想狀態(tài)方程可求得增加霜層厚度的水蒸氣質(zhì)量：

其中，ρv和ρi分別為霜層表面水蒸氣的密度和霜層的平均密度，ρv是霜層表面水蒸氣的分壓力，Ds為霜層表面水蒸氣的擴散系數(shù)，用下式計算：

其中ρa是大氣壓力。

此時根據(jù)單位步長時間為60s，及結(jié)霜質(zhì)量和換熱面積等數(shù)值，即可以算得霜層厚度。

干工況由于不涉及凝結(jié)潛熱，計算較為簡單，對于濕工況，當空氣經(jīng)過溫度較低的翅片時，空氣溫度降低達到飽和狀態(tài)，水蒸氣析出在換熱器表面形成水膜，換熱量的計算使用焓差法，因為本文所計算的工況均為結(jié)霜工況，所以對干濕工況不再進行贅述。

2.3 傳熱與壓降關(guān)聯(lián)式選擇

在蒸發(fā)器中的制冷劑包括兩相的飽和態(tài)和單相的過熱態(tài)兩種情況，所以對于單相和多相來講，傳熱和壓降都需要選擇不同的關(guān)聯(lián)式。

對于單向流動，Gnielinski［4］提出的關(guān)聯(lián)式具有良好的精度，因此本文選擇該關(guān)聯(lián)式。對于兩相區(qū)選擇kandlikar［5］提出的精度較高的關(guān)聯(lián)式。關(guān)于壓降，微通道內(nèi)的壓降比較復(fù)雜，主要包括摩擦壓降、靜壓壓降及加速壓降。靜壓壓降由重力引起，制冷劑兩相區(qū)密度較小，且在垂直方向上升的距離較短，故可以忽略不計。加速壓降由制冷劑進出口速度變化引起，為制冷劑進出口動能變化，兩相區(qū)的摩擦壓降的計算采用文獻［6］中的關(guān)聯(lián)式。

3 結(jié)構(gòu)參數(shù)及計算工況

本文所計算的車外換熱器是用在電動客車中的，主要結(jié)構(gòu)參數(shù)如表3-1所示。計算工況為制冷劑進口溫度為-7℃，干度為0.3，入口空氣干濕球溫度分別為4℃和3.12℃，此為結(jié)霜工況，制冷劑質(zhì)量流量為0.03kg/s，空氣的進口速度為3.674m/s，所使用的制冷劑為R134a。

表3-1 換熱器結(jié)構(gòu)參數(shù)

4 模擬結(jié)果及分析

制冷劑側(cè)結(jié)構(gòu)參數(shù)的設(shè)計，包括流程數(shù)、各流程扁管數(shù)、扁管寬度和微通道孔高都對車外換熱器的整體性能有影響，下面將分別研究它們對換熱器性能的影響。

4.1 流程數(shù)及扁管分布對車外換熱器換熱性能的影響

保持扁管總數(shù)為54根不變，分別設(shè)計出二流程、三流程、和四流程的若干種扁管分配方案，通過分析模擬結(jié)果選出各流程的一個最為合理的方案，再將從三種流程數(shù)各方案里面選出的最合理的方案進行對比分析，從而得到一個相對來說比較合理的流程設(shè)計方案。具體各流程分布方案如下：

表4-1 兩流程扁管分布方案

表4-2 三流程扁管分布方案

表4-3 四流程扁管分布方案

從圖4-1、圖4-2和圖4-3可以看出各流程換熱量的趨勢呈現(xiàn)與第一流程扁管數(shù)成反比關(guān)系，第一流程扁管數(shù)相等的情況下和第二流程扁管數(shù)成反比關(guān)系，以此類推，但是趨勢不是絕對的。總的來看各流程的換熱量差別是逐漸減小的，在兩流程時差別最大可達到2.5%，這是因為在兩流程時出口狀態(tài)未達到過熱狀態(tài)，所以不同的扁管分布使得換熱量差別出現(xiàn)兩相區(qū)，而三四流程的換熱均達到了過熱，所以不同方案之間換熱量差別沒有兩流程那么大，三四流程各方案最大時分別為2.2%和1.1%。

圖4-1 二流程換熱量及制冷劑側(cè)壓降變化

而從上面三個圖上也可以看出各流程的不同扁管分布方案的壓降差別比較大，二三四流程最大差別分別為13.5%、27.3%和15.1%，趨勢與換熱量類似，呈現(xiàn)與第一流程扁管數(shù)成反比的關(guān)系，這是因為扁管數(shù)目越少，則換熱面積越小，制冷劑流速越大，使得壓降越大，但是這種趨勢在逐漸減小。在第一流程數(shù)相等的情況下第二流程數(shù)小的壓降會更大，而在各流程之間扁管數(shù)差別不大的情況下，趨勢將不會再那么明顯。

圖4-2 三流程換熱量及制冷劑側(cè)壓降變化

綜合壓降及換熱量的分析，可以得到各流程數(shù)的相對比較合理的方案分別為23-31方案、14-17-23方案和9-12-14-19方案。

圖4-4和圖4-5則顯示了不同流程數(shù)之間換熱量、制冷劑側(cè)壓降及沿管長方向制冷劑側(cè)換熱系數(shù)的變化，可以看到隨著管程數(shù)的增加，換熱量及制冷劑側(cè)換熱系數(shù)都是逐漸增大的，因為隨著流程數(shù)增加，計算單根管的流量會增加，制冷劑質(zhì)量流量通量會增加，換熱系數(shù)就會增加，由于換熱面積是不變的，所以這就是對于提高換熱性能三種基本途徑中的提高換熱系數(shù)方法的一個應(yīng)用，這也是換熱量隨著流程數(shù)增加而增加的原因，但是換熱量增長的趨勢逐漸趨于平緩，二三流程之間差別為4.54%，三四流程之間差別為3.33%，這是因為在流程數(shù)逐漸增加時，換熱器出口由兩相態(tài)逐步變化到過熱態(tài)，而當換熱器出口能達到過熱狀態(tài)時，再增加流程數(shù)對換熱的影響將逐漸減小。

圖4-3 四流程換熱量及制冷劑側(cè)壓降變化

圖4-4 各流程數(shù)最優(yōu)方案換熱量的比較

圖4-5 各流程數(shù)最優(yōu)方案制冷劑側(cè)換熱系數(shù)變化

而各流程制冷劑側(cè)壓降差別非常大，不過趨勢也是隨著流程數(shù)的增加而增加，這是因為流程數(shù)增加，各流程扁管數(shù)少，致使制冷劑流速高，因此壓降會增大，且趨勢甚至有增大的傾向。

圖4-6 不同流程數(shù)結(jié)霜厚度的變化

圖4-7 不同流程數(shù)風阻的變化

圖4-6和圖4-7分別表示了改變流程數(shù)后，結(jié)霜速度的快慢以及空氣側(cè)壓降隨時間的變化，可以看到改變流程數(shù)這一舉動基本不會影響到空氣側(cè)的性能，結(jié)霜快慢及風阻差別是很小的。

所以綜合考慮，在換熱器能達到過熱的狀態(tài)下，應(yīng)該盡可能的選擇流程數(shù)少的分配方案，這樣就能在稍許犧牲換熱量的情況下，選擇到制冷劑側(cè)壓降最小的方案，就本文中所分析的情況應(yīng)該選擇三流程14-17-23的方案比較合理。

4.2 扁管寬度對車外換熱器換熱及流動性能的影響

保持微通道尺寸及壁厚等參數(shù)不變，在此基礎(chǔ)上增大扁管沿流動方向上的寬度，下面研究扁管寬度從17.4mm變化至33.4mm時換熱量、換熱系數(shù)和制冷劑側(cè)壓降的變化情況，從圖4-8可以看到換熱量呈現(xiàn)一個先減小至一個最低值后再逐步升高的趨勢，不過換熱量差別不大，最大有2.2%，從圖4-9上可以更清楚的看到換熱系數(shù)則呈現(xiàn)一個逐步降低的趨勢，平均換熱系數(shù)最大差別可達到33.2%，換熱量之所以有這樣的趨勢是因為隨著孔數(shù)的增大，扁管流通面積逐漸增大，這使得制冷劑的質(zhì)量流量通量減小，從而使得換熱系數(shù)減小，而扁管寬度增大，孔數(shù)增加，這會帶來換熱面積的增大，所以在圖中換熱量最底點之前，換熱系數(shù)的減小占據(jù)主導(dǎo)影響，這使得換熱量逐漸減小，而在最低點之后則是換熱面積的增大占據(jù)主導(dǎo)影響，所以換熱量就呈現(xiàn)增大的趨勢。

圖4-8 扁管寬度對換熱量的影響

圖4-9 制冷劑側(cè)換熱系數(shù)隨管長的變化

圖4-10顯示了制冷劑側(cè)壓降隨著扁管寬度增加而逐漸減小的趨勢，最大可有54.1%的降幅，這同樣是因為扁管寬度增加導(dǎo)致的制冷劑流速變低所引起的，而風阻則隨著扁管寬度的增加而增加，最大會有37.5%的增幅，這是因為扁管寬度增加，使得空氣流過的長度變大，所以風阻會增加。

綜上可知，可以適當增加扁管寬度來減小壓降，同時換熱量也可以有些許的上升，但是這并不意味著可以無限制的增加扁管寬度，因為盡管結(jié)霜速率反而會下降，但是空氣側(cè)壓降會呈現(xiàn)上升趨勢，所以只能在不過于增大空氣側(cè)壓降的趨勢下，適當?shù)脑黾颖夤軐挾取?/p>

4.3 微通道孔高對車外換熱器換熱及流動性能的影響

在保持扁管其他參數(shù)不變的情況下，改變微通道的孔高，研究不同孔高下?lián)Q熱量、換熱系數(shù)和制冷劑側(cè)壓降的變化情況，將孔高從0.7mm變化至1.2mm，在相同工況下模擬其性能。

圖4-10 扁管寬度對制冷劑側(cè)壓降及風阻的影響

從圖4-11和圖4-13可以看出換熱量和換熱系數(shù)均隨著孔高的增加而減小，這依然是由于孔高增大導(dǎo)致的流通面積增大所引起的，換熱系數(shù)的降低和換熱面積的增大，兩者的相互作用使得換熱量的差別僅有3.5%左右，而圖4-12則顯示制冷劑側(cè)壓降有著60%的下降，而由于扁管總尺寸及空氣側(cè)結(jié)構(gòu)不變化，所以空氣側(cè)壓降及結(jié)霜厚度的增長速率將不會受到影響，如圖4-12所示。所以綜上分析可知可以通過適當增加微通道孔高來減小制冷劑側(cè)壓降，而此時換熱量并不會有太大的衰減。

圖4-11 微通道孔高對換熱的影響

圖4-12 孔高對制冷劑側(cè)壓降及風阻的影響

圖4-13 制冷劑側(cè)換熱系數(shù)隨管長的變化

5 結(jié)論

本文采用了分布參數(shù)法建立了車外換熱器的穩(wěn)態(tài)仿真模型，基于上述數(shù)學(xué)模型，對不同流程數(shù)的各種扁管分配方式、不同扁管寬度及微通道孔高的換熱器在結(jié)霜工況下的換熱及流動性能進行了模擬和分析對比。綜合分析，結(jié)果表明：

（1）不同流程數(shù)的換熱及壓降具有一定程度的差別，就換熱來說，流程數(shù)越大，換熱量越大，二四流程之間差別可達到8.3%，但是當換熱器出口進入過熱區(qū)后，換熱量之間的差別就沒有那么明顯了。同時壓降也是隨流程數(shù)的增大而大幅增大，所以我們應(yīng)當在出口達到過熱后，盡可能的選擇流程數(shù)小的方案。

（2）扁管寬度的增加會使得換熱系數(shù)逐漸下降，換熱量呈現(xiàn)先減小后增大的趨勢，制冷劑側(cè)壓降也會有比較大幅度的下降，最大可達52.3%，但是由于空氣側(cè)壓降會隨著扁管寬度的增加而增大，風阻會增加41.2%左右，所以只能適當?shù)脑黾颖夤軐挾取?/p>

（3）隨著微通道孔高的增加，盡管換熱量和換熱系數(shù)均下降，但是制冷劑側(cè)壓降也有大幅度的下降，最大可達71.8%，所以可以考慮在損失少許的換熱量的前提下，適當增加微通道的孔高。

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［2］趙宇.R1234yf汽車空調(diào)系統(tǒng)性能研究［D］.上海交通大學(xué)，2013

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［6］Friedel L.1979.Improved friction pressure drop correlation for horizontal and vertical two-phase pipe flow.In：European Two-Phase Flow Group Meeting，Ispra，Italy

Analysis of Refrigerant-Side Structure in the Automobile Heat Pump′s Exterior Heat Exchanger

DING Liujun1，ZHAO Lanping1，YANG Zhigang2
（1.Insititute of Refrigeration and Cryogenics Engineering，Tongji University，Shanghai201804，china；2.Shanghai Automotive Wind Tunnel Center，Tongji University，Shanghai201804，China）

To solve the problem that the conventional Parallel-Flow heatexchanger can notbe used as the electric vehicle heat pump system′s external heat exchanger，the theoreticalmodel was established based on themethod of distribution parameters.Based on thismodel，the effects of flow path numbers，flat tubes distribution of every flow path，flat tube width and height of the inner hole on the heat transfer and pressure drop of the Parallel-Flow heat ex changer in the frost condition were investigated.The result shows that，the flow path number should be as few as all Owed under the condition that the outlet of heat exchanger′s refrigerant was overheat，so the refrigerant′s pressure drop will be small，moreover，the flat tube width can be increased to decrease the pressure drop of refrigerant under the restriction of air-side pressure drop.Increasing the inner hole heightwas also a good choice，beacause with the increasing of inner hole height，the refrigerant-side pressure drop and heatexchanger both decrease，but heat exchan Ger just drop a bit.

Electric vehicle；Heat pump system；Analysis of flow path；Refrigerant-side structure；Flat tube

TK172［文獻標示碼］A

10.3696/J.ISSN.1005-9180.2015.03.005

ISSN1005-9180（2015）03-025-07

2015-6-19

丁鎏?。?991-），男，碩士研究生，主要從事電動車用熱泵性能研究。Email：dlj13045584035@126.com