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(qiáng) 鄒慧明 田長青

（1.中國第一汽車集團(tuán)有限公司研發(fā)總院，長春 130011；2.上海海事大學(xué)，上海 201306；3.中國科學(xué)院理化技術(shù)研究所 低溫工程學(xué)重點(diǎn)試驗(yàn)室，北京 100190；4.中國科學(xué)院理化技術(shù)研究所熱力過程節(jié)能技術(shù)北京市重點(diǎn)試驗(yàn)室，北京 100190）

1 前言

與PTC電加熱采暖方式相比，熱泵空調(diào)系統(tǒng)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(xù)駛里程，已成為電動汽車空調(diào)系統(tǒng)的重要發(fā)展方向。而車外換熱器作為熱泵空調(diào)系統(tǒng)的核心部件，兼作蒸發(fā)器和冷凝器使用，這兩個(gè)使用工況的換熱機(jī)理具有很大的不同，因而，車外換熱器的設(shè)計(jì)對熱泵空調(diào)系統(tǒng)的性能具有很大影響[1]，是電動汽車熱泵空調(diào)系統(tǒng)的一個(gè)重要研究內(nèi)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(huán)系統(tǒng)、空氣系統(tǒng)和測量系統(tǒng)組成，測量系統(tǒng)精度見表1。圖2為3個(gè)試驗(yàn)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(gè)樣件除流程扁管數(shù)分配比例不同，其它參數(shù)包括扁管總數(shù)（48排）、整體幾何尺寸以及內(nèi)部結(jié)構(gòu)尺寸均保持一致，樣件內(nèi)部結(jié)構(gòu)尺寸如圖3所示，熱泵系統(tǒng)試驗(yàn)時(shí)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(tǒng)精度

圖2 試驗(yàn)樣件流道布局示意

圖3 試驗(yàn)樣件內(nèi)部結(jié)構(gòu)尺寸

表2 制熱工況

表3 制冷工況

3 車外換熱器的數(shù)學(xué)模型

為分析車外換熱器在蒸發(fā)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(fā)工況和冷凝工況模型，如圖4和圖5所示。分別計(jì)算兩種工況下車外換熱器的換熱量和壓降，模型計(jì)算的初始化設(shè)置參數(shù)如表4所示（蒸發(fā)工況與冷凝工況初始化設(shè)置界面相同）。

圖4 蒸發(fā)工況模型

圖5 冷凝工況模型

表4 計(jì)算模型初始化參數(shù)

主要的數(shù)學(xué)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(shù)；A為換熱面積；Δtm為對數(shù)平均溫差。

b.熱平衡方程:

式中，qma為空氣質(zhì)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(zhì)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(fā)工況關(guān)聯(lián)式:

傳熱及壓降關(guān)聯(lián)式:

式中，α1為制冷劑傳熱系數(shù)；Re為雷諾數(shù)；Bo為畢渥數(shù)；x為干度；λl為制冷劑導(dǎo)熱率；Dh,r為微通道水力直徑；Gr為制冷劑質(zhì)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(cè)壓降為：

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

過熱區(qū)（制冷劑的氣相區(qū)域）:

式中，Nu為努塞爾數(shù)；hr為制冷劑側(cè)對流換熱系數(shù)；Pr為普朗特?cái)?shù)。

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(guān)聯(lián)式：

兩相區(qū)（制冷劑的氣液兩相區(qū)域）：

式中，de為微通道當(dāng)量直徑。

式中，Geq、Gr分別為制冷劑的當(dāng)量質(zhì)量流量和蒸氣質(zhì)量流量。

單相區(qū)（制冷劑液相區(qū)域）：

式中，fF為范寧摩擦系數(shù)；PrW為管壁溫度下制冷劑普朗特?cái)?shù)。

e.空氣側(cè)傳熱及壓降關(guān)聯(lián)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(fā)器時(shí)，試驗(yàn)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(shí)壓降最小，當(dāng)車外溫度為0℃時(shí)，相比流道比為1∶1、1∶2時(shí)的壓降分別低69.1%和54.4%；當(dāng)車外溫度為-5℃時(shí)，分別低63.2%和58.7%。這是因?yàn)橹评鋭┰谡舭l(fā)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(nèi)扁管數(shù)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(jī)吸氣密度降低，壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速和排量一定的情況下，導(dǎo)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(jìn)出、口焓差相差很?。▓D6b），從而使流道布局為1∶3的車外換熱器換熱量（圖6e）優(yōu)于前兩者，其0℃時(shí)的換熱量比流道比為1∶1、1∶2時(shí)分別高16.5%和7.4%；-5℃時(shí)，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(jié)果的對比情況以及二者與試驗(yàn)結(jié)果的誤差。由圖可以看出，流道比為1∶3時(shí)，車外換熱器壓降小，換熱量略大于前兩者，與試驗(yàn)結(jié)果的對比情況一致，壓降和換熱量誤差分別在14%和6%以內(nèi)，模擬結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果吻合較好。

圖6 蒸發(fā)性能對比

在以上研究基礎(chǔ)上，利用所建立的模型模擬了冬季極端工況（車內(nèi)/外溫度：-10℃/-10℃、-20℃/-20℃）下車外換熱器對應(yīng)的換熱量和壓降，計(jì)算結(jié)果如圖7所示。由圖7可看出，流道比為1∶3時(shí)換熱量最大，壓降最小，3種流道比時(shí)車外換熱器的換熱量和壓降的變化規(guī)律與前述試驗(yàn)與模擬分析結(jié)果基本一致，說明此蒸發(fā)工況模型可以用來進(jìn)一步指導(dǎo)試驗(yàn)。但換熱量和壓降整體低于0℃/0℃、-5℃/-5℃工況，這是由于環(huán)境溫度越低使得蒸發(fā)溫度進(jìn)一步降低，吸氣密度減小，壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速一定時(shí)，制冷劑質(zhì)量流量進(jìn)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(fā)器使用時(shí)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(shí)的試驗(yàn)結(jié)果對比。當(dāng)車外換熱器流道布局為1∶3時(shí)壓降最大，流道比為1∶1時(shí)壓降最小，如圖8a所示。壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速為3 000 r/min時(shí)，流道比為1∶1、1∶2時(shí)的壓降比流道比為1:3時(shí)分別低84.1%和72.2%；壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速為5 000 r/min時(shí)，分別低80%和61.7%。這是因?yàn)橹评鋭┰诶淠^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(shù)依次增加，制冷劑流通面積遞增，與制冷劑冷凝過程的狀態(tài)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(jìn)、出口焓差相差很小（圖8d），而流道比為1∶3時(shí)的制冷劑流量大（圖8c），使得換熱量（圖8e）大于前兩者，當(dāng)壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速為3 000 r/min時(shí)，換熱量比流道比為1∶1、1∶2時(shí)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(jié)果的對比情況以及二者與試驗(yàn)結(jié)果的誤差。由圖可以看出，流道比為1∶3時(shí)，車外換熱器壓降最大，而換熱量略大于前兩者，與試驗(yàn)結(jié)果一致，壓降和換熱量誤差分別在14%和11%以內(nèi)，模擬結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果吻合較好。

與制熱工況一樣，利用所建立的模型模擬計(jì)算了夏季極端工況（車內(nèi)/外溫度：45℃/45℃）下車外換熱器對應(yīng)的換熱量和壓降，計(jì)算結(jié)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(guī)律與前述分析結(jié)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(zhì)量流量增加。

綜上所述，車外換熱器作為冷凝器使用時(shí)，雖然從壓降的角度來說流道布局設(shè)計(jì)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(jié)束語

a.制熱工況下，車外換熱器作為蒸發(fā)器使用時(shí)，1∶3流道比的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與制冷劑蒸發(fā)過程的狀態(tài)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(nèi)，模擬結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)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(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與制冷劑冷凝過程的狀態(tài)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(nèi)，模擬結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果吻合較好。

c.所建立的車外換熱器蒸發(fā)工況和冷凝工況模型均有效預(yù)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(dǎo)進(jìn)一步的試驗(yàn)工作。

d.對電動車熱泵系統(tǒng)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(yōu)。

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