车用热泵内部冷凝器结构对性能的影响

赵兰萍，郭本涛，，杨志刚

（1 同济大学机械与能源工程学院，上海2 018084；2 同济大学上海市地面交通工具空气动力与热环境模拟重点实验室，上海 201804）

引言

不同于燃油汽车，新能源汽车没有发动机废热可以利用[1]，所以在冬季供暖和除霜除雾时使用热泵系统已在行业内达成共识[2]。目前常见的电动汽车热泵系统有两换热器系统[1,3]和三换热器系统[4-5]。两换热器系统没有除霜除雾的功能，因此汽车行驶过程中存在很高的安全隐患[6]。三换热器热泵空调系统由一个外部换热器，一个内部冷凝器和一个内部蒸发器组成，可运行在-10～40℃之间的环境中，冬季能顺利除去玻璃上的雾，同时保证乘坐舒适性和驾驶安全。但是如果不重新开发空调箱总成壳体，冬季室内侧加热采用的内部冷凝器需要适应空调箱总成内的空间布置，因此在结构上受到了限制，由内部冷凝器替代原有传统车体积较小的热水芯后如何在冬季提供更多的换热量，成为内部冷凝器的重要设计目标。目前对于车用三换热器热泵系统的研究，多采用单层二流程的内部平行流冷凝器[7-9]，也有采用双层四流程[10]，对于内部冷凝器的研究主要还是在系统性能的层面，关于单体性能的研究很少。刘明康等[11]实验研究了内部冷凝器为双层四流程微通道换热器的电动汽车三换热器热泵系统的冬季采暖性能，但是没有研究所采用的双层冷凝器的单体性能。

《基加利修正案》继《巴黎协定》之后进一步限制了高GWP 制冷剂R134a 的使用，低GWP 制冷剂R1234yf 被认为是R134a 的理想替代品，这主要是因为相比于R744、R152a 等其他低GWP 制冷剂[12-13]，R1234yf 的物理性质与R134a 类似，可以不改变汽车空调系统的部件直接进行替代[14]。有许多学者研究了在热泵系统层面直接替代后的性能变化[15-20]，也有许多学者对汽车空调冷凝器的微通道中两个制冷剂的冷凝传热与压降差距进行研究[21-24]，还有学者研究了R1234yf 两换热器热泵系统冷凝器的单体性能[25-26]。目前电动汽车三换热器热泵系统中如要采用R1234yf 制冷剂，必然会涉及空间受限的内部冷凝器结构设计问题，因此对比两种制冷剂下双层冷凝器的性能差异具有实际意义。

本文首先通过实验研究单层二流程与双层四流程内部冷凝器的性能差别。在实验数据的基础上，建立双层内部冷凝器的仿真模型，分析R134a双层冷凝器在不同扁管排布方式、不同扁管宽度下的性能，对比R1234yf 与R134a 双层冷凝器的换热能力与制冷剂侧压降。

1 内部冷凝器模型

1.1 内部平行流冷凝器结构

本文的研究对象是某三换热器热泵空调系统中的单层二流程与双层四流程的内部平行流冷凝器，该热泵系统如图1 所示，两个冷凝器结构如图2所示，其中双层冷凝器制冷剂和空气布置成逆流的形式，制冷剂为R134a。

图1 车用三换热器热泵空调系统Fig.1 Vehicle heat pump system with three exchangers

图2 冷凝器结构示意图Fig.2 Schematic diagram of the inner condenser structure

1.2 仿真模型建立

采用有限微元法，即将换热器在其制冷剂流动方向上划分为有限数量的微元，微元内换热量采用传热单元法进行计算。当微元的数量达到一定数目时，计算精度就可以满足要求。在模型建立过程中，为了适当地简化问题，做了以下假设：

（1）以制冷剂的状态干度1 与0 为分界点，将冷凝器分为过热段、两相段及过冷段；

（2）空气与制冷剂为一维流动，空气与制冷剂流动方式为叉流；

（3）在任意一个微元中，制冷剂的物性保持恒定，并且只受到前一个微元的影响；

（4）管壁的热阻为定值，两侧均无污垢热阻。忽略制冷剂在扁管内的重力压降。

制冷剂重力压降与加速压降采用均匀模型，并且忽略制冷剂两相状态的突扩压降[27]，集管内的局部压降的计算参照Yin 等[28]的结论，计算中采用的其他关联式见表1。

表1 关联式选择Table 1 Correlations of the model

双层四流程平行流冷凝器模型计算由于制冷剂及空气为逆流叉流换热，需要先假设出口状态，从最后一个流程向前迭代计算，计算出冷凝器的进口状态，将计算的进口状态与实际的进口状态进行对比，直到满足设定的进口状态误差后停止，计算流程见图3。

图3 双层冷凝器计算流程Fig.3 Calculation process of 2-layer condenser

2 实验及模型验证

2.1 实验介绍

以R134a为制冷剂的冷凝器的部件实验在某汽车空调设备厂汽车空调系统实验台进行，该实验室既可以进行系统实验，也可以进行部件实验。该实验台对冷凝器换热量的测量采用空气焓差法的原理设计，整个实验台由冷凝器室和蒸发器室两个相邻测试室组成，一个作为室外侧实验室，一个作为室内侧实验室，本实验的换热器安装在室外侧实验室。两个冷凝器的实物图如图4 所示，结构参数见表2，测量使用的仪表参数见表3。实验中，制冷剂R134a 的进口压力控制在1385～1390 kPa，进口过热度为10～11℃，出口过冷度为5～6℃，室外侧空气温度为（20±0.1）℃，冷凝器的风量依次为250、300、350、400、569、732 m3/h，误差±3%。

表2 冷凝器结构参数Table 2 Structural parameters of the condensers

表3 仪表参数Table 3 Parameters of measuring instruments

图4 两种冷凝器实物Fig.4 Physical comparison of two condensers

2.2 实验结果及仿真模型验证

图5 为单层二流程R134a 冷凝器与双层四流程R134a冷凝器换热量随风量变化的实验结果以及与仿真结果的对比。双层四流程冷凝器在各个工况下换热量均要大于单层二流程冷凝器，在风量为400 m3/h 时换热量提升绝对值最大，为0.179 kW，换热量相对提升在风量为250 m3/h 时最大，为7.9%，并随着风量的增加，换热量提升百分比逐渐减小。R134a双层冷凝器的换热量仿真值与实验值的最大偏差为2.7%。

图5 单层二流程冷凝器与双层四流程冷凝器换热量Fig.5 Heat transfer rate of the 1-layer 2-pass condenser and the 2-layer 4-pass condenser

图6 为单层二流程R134a 冷凝器与双层四流程R134a冷凝器制冷剂侧压降随风量变化的实验结果以及与仿真结果的对比。双层冷凝器的制冷剂侧压降比单层的大，且差值随着风量的增加而增加，在最大风量为732 m3/h 时，双层冷凝器制冷剂侧压降比单层的大82 kPa，相对值为177.6%。制冷剂为R134a的双层冷凝器的压降仿真值与实验值的最大偏差为9.8%。

图6 单层二流程冷凝器与双层四流程冷凝器总压降Fig.6 Pressure drop of the 1-layer 2-pass condenser and the 2-layer 4-pass condenser

可以看出，双层冷凝器比单层冷凝器的换热能力有了较大的提高，但压降的增加幅度更大，因此双层冷凝器的优化设计需要尽可能减小制冷剂的压降。双层冷凝器仿真模型的计算结果与实验结果的偏差符合工程计算需求，仿真模型可以用来进行结构参数的分析优化以及不同制冷剂的性能对比。

3 仿真结果与分析

3.1 扁管排布方式对性能的影响

随着冷凝过程的进行，气相越来越少，因此沿制冷剂流动方向，双层四流程冷凝器每个流程的扁管数量应逐渐减少。本文中的双层冷凝器受限于工艺的原因，从1 到4 流程的扁管分布为A-B-B-A形式，即1、4流程扁管数相等，2、3流程扁管数相等。扁管的排布对整个换热器的性能，特别是制冷剂侧压降有着重要的作用，本节将在每一层冷凝器的总扁管数相等且一定的情况下，对各流程扁管数进行合理的规划。仿真分析了表4 中所列的6 种扁管数组合下的R134a双层冷凝器性能。冷凝器的制冷剂侧的进口状态以及空气侧工况为：制冷剂进口压力1390 kPa，进口温度62.5℃，进口流量11～27 g/s；空气温度20℃，风量分四档，分别为250、400、569、732 m3/h。

图7 给出了不同扁管数组合下，以R134a 为制冷剂的双层冷凝器在不同风量下的换热量，可以看出总换热量跟扁管的排布方式关系不大。这是因为随着表4 中编号的增大，第2、3 流程的扁管数是减少的，即换热面积减小；另外，第2、3 流程的制冷剂都为两相状态(图8)，这两个流程的管数减少导致扁管内的制冷剂流速和传热系数变大(图9)，所以，总体的换热量基本不变。风量从250 m3/h 增大到569 m3/h 时，换热量增加幅度较大，之后幅度明显减缓。

图7 不同流程组合下的换热量对比Fig.7 Comparison of heat transfer in each pass arrangement

图8 双层冷凝器内的干度变化Fig.8 Quality along the 2-layer condensers

图9 双层冷凝器的总传热系数变化Fig.9 Heat transfer coefficients of 2-layer condensers

图10 给出了不同扁管数组合下，以R134a 为制冷剂的双层冷凝器在不同风量下的制冷剂侧压降。大部分风量下总压降的变化趋势是随着表4中编号的增大而增大，这是因为第2、3 流程的制冷剂都是摩擦阻力系数较大的两相流，而且流速高，造成冷凝器整体压降增大。可以看到，流程扁管数为10-13-13-10 时，风量为400 m3/h 工况的总压降达到最小；流程扁管数为11-12-12-11 时，风量为569 m3/h、732 m3/h 两个工况的总压降都达到最小；风量为250 m3/h 的工况下，10-13-13-10 和11-12-12-11两种流程扁管排布的总压降都最小。

图10 不同流程组合下的压降对比Fig.10 Comparison of pressure drop of each pass arrangement

表4 各流程的扁管数组合情况Table 4 Pass arrangement

相对于换热能力，扁管排布方式对制冷剂侧压降有较大的影响，存在压降相对较低的较优扁管排布方式，11-12-12-11 的排列方式下的R134a 在大部分风量下的压降都最小。

3.2 第一层扁管宽度对性能的影响

本文双层四流程冷凝器流程扁管数分布为AB-B-A 的形式，本节考虑相同微通道结构尺寸（与双层冷凝器实验样件的微通道尺寸一致）下，不同扁管宽度的双层组合方式，固定第二层扁管宽度12 mm，即第3 流程及第4 流程扁管宽度，改变第一层（即第1 流程与第2 流程）的扁管宽度，分析对比第一层扁管的宽度为10、12、14、16、18、20 mm 时冷凝器的性能。

图11、图12 分别为风量为732 m3/h 的工况下，第二层扁管宽度为12 mm 时，扁管内制冷剂干度和总传热系数随第一层扁管宽度变化情况。可以看到，在不同的第一层扁管宽度下，制冷剂几乎同时从气态转变为两相状态，随着第一层扁管宽度的增加，R134a 的干度下降变快，更早地转变为液态，相同位置的总传热系数不断降低。

图11 不同第一层扁管宽度下的制冷剂干度Fig.11 Refrigerant quality under different flat tube width of the 1st-layer

图12 不同第一层扁管宽度下的总传热系数Fig.12 Heat transfer coefficients under different flat tube width of the 1st-layer

图13 对比了第二层扁管宽度为12 mm 时，整体换热量随第一层扁管宽度的变化规律。可以看出，随着第一层扁管宽度的增加，各个工况下的换热量均有所提升。由于第一层扁管宽度增加，虽然扁管内的传热系数降低了，但是换热面积也同时在增加，最终结果是换热量提升，高风速下最多提升10.4%。图14 对比了制冷剂侧的总压降，从图中可以看出，随着第一层扁管宽度的增加，各个工况下的冷凝器总压降都在下降，这与冷凝器制冷剂在四个流程的压降变化是相关的。当制冷剂为R134a 时，高风速工况下增加单位宽度下降的压降最多，从10 mm 到20 mm 宽度，总压降下降了63.6%。

图13 不同第一层扁管宽度下的换热量Fig.13 Heat transfer under different flat tube width of the 1st-layer

图14 不同第一层扁管宽度下的总压降Fig.14 Pressure drop under different flat tube width of the 1st-layer

图15对比了风量为732 m3/h时R134a双层冷凝器各个流程的换热量，可以看到，随着第一层扁管宽度的增加，第1流程与第2流程的传热系数逐渐减小（图12），但其换热面积增大，所以换热量逐渐增大，占整体换热量的比重逐渐增加。第4流程换热量逐渐减少，因为随第一层扁管宽度的增大，第4流程的制冷剂干度更早地变为0，传热系数变低。当第一层扁管宽度从10 mm增加到18 mm，第3流程换热量基本维持不变，增加到20 mm 时，第3流程的换热量降低，这是由于第一层扁管宽度在10～18 mm之间变化时，传热系数基本不变，而当宽度增加到20 mm，第3流程的传热系数有一定程度的降低。图16对比了风量为732 m3/h 时R134a 双层冷凝器各个流程的压降。随着第一层扁管宽度的增加，四个流程的压降均减小，其中，第1、2流程内部制冷剂的流速随其扁管宽度的增大而减小，所以这两个流程的制冷剂压降降低幅度较大。对于第3、4流程，随着第一层扁管宽度的增大，制冷剂干度降低得越快，越早达到液态，流程内制冷剂压降减小。第2流程的压降减小幅度最大，第一层扁管宽度从10 mm到20 mm时，制冷剂在第2流程的压降减小了82.36%。

图15 不同第一层扁管宽度下各流程换热量（风量732 m3/h）Fig.15 Heat transfer of each pass under different flat tube width of the 1st-layer(airflow rate 732 m3/h)

图16 不同第一层扁管宽度下各流程压降（风量732 m3/h）Fig.16 Pressure drop of each pass under different flat tube width of the 1st-layer(airflow rate 732 m3/h)

3.3 两层扁管宽度组合对性能的影响

在汽车空调的应用中，由于HVAC 总成中原芯体的空间与厚度有限，因此只能在现有厚度下进行优化设计。考虑固定冷凝器总厚度，通过同时改变第一层扁管与第二层扁管的宽度组合，来获得更好的冷凝器性能。两层扁管的宽度总和为24 mm，第一层扁管宽度（X）的变化情况为10、12、14、16 和18 mm，相应地，第二层扁管宽度(Y)依次从14 mm 减小为6 mm组合表示为X-Y。

图17、图18 分别为风量为732 m3/h 的工况下，扁管内制冷剂干度和总传热系数在不同的两层扁管宽度组合下的变化情况。可以看到，制冷剂在扁管内的干度变化与图11 相似，值得一提的是，第一层扁管宽度为16mm和18mm时，过冷段的总传热系数并没有达到与其他结构一样的较低值，这是由于这两种结构下过冷段扁管的尺度很小，液态制冷剂流速较大，传热系数较大。

图17 不同宽度组合情况下的制冷剂干度对比Fig.17 Quality of R134a in different flat tube width combinations

图18 不同宽度组合情况下的总传热系数对比Fig.18 Heat transfer coefficients of R134a in different flat tube width combinations

图19对比了不同宽度组合下的整体换热量，可以看出，随着第一层扁管宽度的增加，风量为732 m3/h 时换热量有所增加，但是增加幅度不大，较低风量的工况下，整体换热量几乎不变。这是因为随着X的增大，第1、2 流程的换热面积增大，传热系数却减小，第3、4流程的换热面积减小，传热系数却增大，所以冷凝器整体的换热量变化不大。图20对比了不同宽度组合下的制冷剂侧压降情况，低风量情况下，R134a 压降随着第一层扁管宽度的增加而减小，且第一层扁管宽度的单位增加量对应的压降减小量逐渐减低；较高风量时，随着第一层扁管宽度的增加，压降先减小后增大；风量为400 m3/h 时，16 mm-8 mm 宽度组合使得压降最小，比10 mm-14 mm 时下降了32.07%；风量为569 m3/h 时，16 mm-8 mm宽度组合使得压降最小，比10 mm-14 mm时下降了32.04%；风量为732 m3/h时，14 mm-10 mm 宽度组合使得压降最小，比10 mm-14 mm 时下降了35.19%。综合来看，14 mm-10 mm 和16 mm-8 mm 是较优的扁管宽度组合。

图19 第一层扁管不同宽度情况下的换热量对比Fig.19 Comparison of heat transfer under different flat tube width of the 1st-layer

图20 第一层扁管不同宽度情况下的压降对比Fig.20 Comparison of pressure drop under different flat tube width of the 1st-layer

以风量为732 m3/h 为例，图21 对比了两种制冷剂的各个流程的换热量，可以看到随着第一层扁管宽度的增加，第1 流程与第2 流程的换热量占总换热量的比重增加，第3流程的传热系数虽有上升，但因该流程的扁管换热面积减小，故换热量不断降低。第4流程的换热量随第一层扁管宽度的变化情况与第3 流程类似，但第一层扁管宽度为14 mm 的换热量比16 mm 的小，这是因为虽然它们的第二层扁管宽度分别为10 mm 和8 mm，第一层扁管宽度为14 mm 时第4 流程的扁管换热面积较大，但是其在第4 流程的总传热系数较第一层扁管宽度为16 mm降低幅度大(图18)，所以第4 流程换热量小。图22对比了风量为732 m3/h工况下双层冷凝器各个流程的压降，可以看到随着第一层扁管宽度的增加，第1流程与第2流程的压降随着制冷剂流速的降低而逐渐减小。当第一层扁管宽度从10mm 增加到14mm时，第3 流程与第4 流程的压降增长较少，因此整体压降随第1、2 流程的压降减小，随着第一层扁管宽度从14 mm 进一步增加，第二层扁管中的第3 流程与第4 流程的制冷剂流通面积逐渐减小，导致其压降大幅增加，最后导致整体的压降增加（图20）。

图21 不同宽度组合下各流程换热量（风量732 m3/h)Fig.21 Heat transfer of each pass under different flat tube width combinations(airflow rate 732 m3/h)

图22 不同宽度组合下各流程压降（风量732 m3/h）Fig.22 Pressure drop of each pass under different flat tube width combinations(airflow rate 732 m3/h)

3.4 R1234yf与R134a冷凝器的性能对比

R1234yf 与R134a 在50℃时的饱和状态物理性质如表5 所示。基于原型的双层冷凝器，将仿真模型中的制冷剂由R134a 替代为R1234yf 后，虽然R1234yf的液体动力黏度比R134a的小，对冷凝传热系数的增大有利，但是由于其蒸发潜热、液体密度、液体热导率都比R134a 的小[35]，所以根据Nusselt 冷凝理论，在两相段，R1234yf 的冷凝传热系数比R134a 低[36]，总传热系数也低(图23)，同时由于R1234yf的蒸发潜热比R134a小，其在扁管中更早达到过冷状态(图24)，冷凝器中的过冷段较长，有效换热面积小，所以整体换热量小。两种制冷剂的双层冷凝器在不同风量下（同一风量下的两种制冷剂流量相等）的换热量如图25所示，与同质量流量的R134a相比，R1234yf的换热量减小，且随着风量的增大，换热量降低绝对值增大，由0.149 kW到0.427 kW，在风量为569 m3/h时换热量降低相对值最大，为9.91%，不同工况的换热量降低相对值平均为8.02%。

图25 不同制冷剂的双层冷凝器换热量对比Fig.25 Heat transfer of 2-layer condensers with R134a and R1234yf

表5 R1234yf与R134a饱和状态物理性质对比（50℃）Table 5 Physical properties of the saturated state of R1234yf and R134a

图23 不同制冷剂双层冷凝器的总传热系数变化Fig.23 Heat transfer coefficients of 2-layer condensers with R134a and R1234yf

图24 双层冷凝器内不同制冷剂的干度变化Fig.24 Quality of 2-layer condensers with R134a and R1234yf

当制冷剂由R134a 变为相同质量流量的R1234yf 后，双层冷凝器的制冷剂侧压降大幅减小，在风量为569 m3/h时压降的降低绝对值和相对值都最大，分别为45 kPa、53.2%，不同工况的制冷剂侧压降降低相对值平均为47.0%，如图26 所示。两种制冷剂的质量流量相同，由于R1234yf 的液体黏度比R134a 的小，因此R1234yf 与扁管的摩擦压降小，而摩擦压降占整体压降的大部分，所以R1234yf 的整体压降较小。

对R1234yf 双层换热器进行前文所述的不同结构的仿真，发现相对于R134a，在风量为732 m3/h时，不同流程组合的换热量和制冷剂侧压降平均降低8.42%和28.97%，固定第二层扁管宽度而改变第一层扁管宽度结构的换热量和制冷剂侧压降平均降低9.86%和44.24%，固定冷凝器总厚度而改变两层扁管宽度组合的换热量和制冷剂侧压降平均降低8.85%和40.95%。在空间允许的情况下，可以通过将R1234yf 双层冷凝器的厚度增加约10%来达到换热量与原R134a 双层冷凝器基本相当的目标，同时，制冷剂侧压降也会降低。

4 结论

（1）通过实验对比了相同迎风面积及厚度的单层二流程及双层四流程R134a车用热泵室内冷凝器的性能，发现双层四流程冷凝器的换热量比单层二流程冷凝器提升了3.1%～7.9%，制冷剂侧压降则增加了76.3%～177.6%。

（2）流程扁管排布对换热量影响较小，但对制冷剂侧压降影响较大；流程扁管排布方式为11-12-12-11时，各工况下制冷剂侧压降可以达到较小值。

（3）双层冷凝器在第二层扁管宽度固定的情况下，第一层扁管宽度增加，整体换热量有少量改变，而对制冷剂侧压降的降低十分有利。最大风量工况下，第一层扁管宽度从10 mm 增加到20 mm 时，R134a整体压降减少了63.6%。

（4）在双层冷凝器总厚度不变而改变两层扁管宽度组合的情况下，低风量工况时，制冷剂侧压降随着第一层扁管宽度增加而减小，整体换热量几乎不变；高风量工况时，随着第一层扁管宽度增加，制冷剂侧压降先减小后增大，整体换热量增加幅度较小。

（5）仿真结果表明对于原型双层冷凝器，制冷剂由R134a 改为相同质量流量的R1234yf 后，不同工况下的换热量平均降低8.02%，制冷剂侧压降平均可降低47.0%。

符号说明

Cc——收缩系数

cp——比定压热容，J/(kg·K)

D——水力直径，m

F——截面面积，m2

Fh——翅片高度，mm

Fp——翅片间距，mm

f——摩擦系数

fp——湍流流动的Darcy阻力系数

G——质量流速，kg/(m2·s)

g——重力加速度，m/s2

H——焓值，kJ/kg

ΔH——水头损失，m

h——传热系数，W/(m2·K)

j——传热因子

L——扁管长度，m

La——百叶窗翅片开窗角度，（°）

Ld——翅片长度，mm

Lh——百叶窗长度，mm

Lp——百叶窗翅片窗距，mm

Nu——Nusselt数

P——压力，Pa

ΔP——压降，Pa

Pr——Prandtl数

Q——换热量，kJ

Re——Reynolds数

SC——过冷度，℃

T——温度，℃

v——制冷剂流速，m/s

vm——翅片间空气最大流速，m/s

Xtt——Martinelli参数

x——制冷剂干度

α——空泡系数

δ——翅片厚度，mm

μ——动力黏度，Pa·s

ξ——局部阻力系数

ρ——密度，kg/m3

σ——扁管与其对应集管段的横截面积比

上角标

*——程序计算值

Ⅰ——第一层扁管

Ⅱ——第二层扁管

下角标

a——空气

ain——进风面

aout——出风面

eq——当量

g——气态制冷剂

in——流程的制冷剂入口

inlet——冷凝器的制冷剂入口

l——液态制冷剂

max——横截面积较大的截面

min——横截面积较小的截面

out——流程的制冷剂出口

outlet——冷凝器的制冷剂出口

r——制冷剂

t——平均温度下

tp——两相

vc——收缩断面

w——壁面

1——第1流程

2——第2流程

3——第3流程

4——第4流程