微通道平行流換熱器與傳統的翅片管式換熱器相比，具有結構緊湊、效率高等優點[1]，被廣泛應用于汽車空調行業。在電動汽車熱泵系統中，車外換熱器必須同時滿足冬季蒸發器和夏季冷凝器的使用要求。平行流換熱器通常有數個流程，每個流程中的扁管數量各不相同，趙宇等[2]指出通過優化內部流程布置可以有效提高換熱器性能。因此，有必要對電動汽車熱泵系統中車外換熱器的流程布置對其性能的影響進行研究。嚴瑞東等[3]對3種不同流程數的微通道車外換熱器進行臺架試驗，發現當其用作冷凝器時，流程數多，溫度分布均勻性差，用作蒸發器時，流程數多，溫度分布均勻性好。趙宇等[2]對不同流程雙排結構的微通道平行流車內蒸發器的仿真研究發現，二流程設計相對于四流程設計具有更好的換熱性能。胡莎莎等[4]通過臺架試驗研究不同流程布置的平行流冷凝器性能，發現冷凝器的換熱量和制冷劑側壓降均隨著流程數的增加而增大，四流程結構的換熱量和制冷劑側壓降分別比二流程結構高66.7%和75%，三流程結構在所測試樣品中性能最優。Benouali等[5]對不同流程數車外換熱器在電動汽車熱泵空調中的性能進行了實驗研究，發現在冬季工況下，二流程系統性能要比四流程系統性能高18%左右，而夏季工況下流程數對系統的性能影響不大。Liu等[6]通過實驗研究發現當車外換熱器用作冷凝器時，二流程換熱器的壓降遠小于三流程換熱器，而用作蒸發器時，二流程結構的換熱性能相對于三流程結構提高了18%?，F階段，仿真模型已被廣泛用于換熱器的設計和優化[7]。Wang等[8]和趙蘭萍等[9]利用流路壓降相等原理，建立了基于制冷劑不均勻分配的冷凝器分布參數模型。此類模型相對于基于制冷劑均勻分配的模型，在換熱量與壓降的預測上更加接近實測數據。Tuo和Hrnjak[10]提出一種考慮制冷劑不均勻分配的微通道蒸發器模型，對集管壓降引起的流動不均勻分布進行量化，仿真結果與試驗結果吻合較好。Zou等[1]針對四流程微通道蒸發器建立了基于制冷劑不均勻分配的仿真模型，所預測換熱量與試驗值的偏差僅為1.6%?，F有研究大多僅對平行流換熱器的流程數進行分析優化，較少考慮流程布置結合扁管數變化對換熱器性能的影響。另一方面，基于制冷劑不均勻分配的分布參數建模方法一般僅針對冷凝器或者蒸發器，同時考慮蒸發器和冷凝器性能的研究很少。本文通過建立制冷劑不均勻分配的車外換熱器仿真模型，在扁管數組合優化的基礎上，研究不同流程數對平行流車外換熱器性能的影響，同時通過臺架試驗研究不同流程數的車外換熱器對熱泵空調系統性能的影響。

1、仿真模型建立

1.1　車外換熱器結構　

研究對象為某電動汽車熱泵空調系統中所用的平行流車外換熱器，其兩流程結構如圖1所示。該平行流換熱器的寬度、高度和厚度分別為624mm、325mm和32mm。表1給出了具體的結構參數，所采用的制冷劑為R134a。

1.2　平行流車外換熱器仿真模型　

基于分布參數法建模，沿管長方向將扁管劃分為有限數量的微元，將2個相鄰扁管中心線之間的集管劃分為一個集管微元。各扁管微元的換熱計算采用ε-NTU法，同時結合單相和兩相制冷劑壓降計算公式，計算出每一微元的制冷劑出口參數，作為下一微元的進口參數，制冷劑物性與當地制冷劑狀態關聯。假設如下：①各流程中的制冷劑分配相互獨立；②扁管各微通道內制冷劑具有相同的制冷劑參數分布；③制冷劑在集管中混合均勻，每根扁管的入口為均相；④忽略微通道內的制冷劑軸向導熱；⑤各微元段內管壁溫度和制冷劑物性均為常數；⑥進出口集管絕熱；⑦忽略不凝性氣體和管內外污垢熱阻對換熱的影響。

1.2.1　空氣側傳熱計算公式及壓降計算公式　

車外換熱器在夏季工況下用作冷凝器，換熱表面為干工況，采用Wang等[11]的空氣通過波紋形百葉窗翅片的傳熱與壓降擬合關聯式。在冬季工況下用作蒸發器，當其表面溫度低于空氣露點溫度時，濕空氣流經翅片表面，水蒸氣析出后形成水膜，此時空氣側為濕工況。在濕工況中，ε-NTU法依然可以用在微元內的傳熱計算過程中，但需要對部分參數進行重新定義[12]。濕工況下換熱量的計算采用焓差法，為

式中：Q為換熱量，W；ε為效能；C_min為冷熱流體中熱容較小流體的熱容值，W.K^-1；h_a和h_r分別為空氣進口焓和對應微元的制冷劑入口焓，J.kg^-1；i為扁管微元編號。計算中所涉及到的空氣側換熱系數和壓降系數采用Kim等[13]提出的濕工況關聯式。

1.2.2　制冷劑側傳熱及壓降計算公式　

在夏季工況下，車外換熱器作為冷凝器，換熱器中的制冷劑分為過熱、兩相和過冷3種狀態。在冬季濕工況下，車外換熱器作為蒸發器，換熱器中的制冷劑分為兩相和過熱2種狀態。車外換熱器中的制冷劑在冬夏季工況下流動換熱特性不同，需要分別建立計算模型。

1.2.3　各扁管制冷劑分配原理及計算方法　

制冷劑經入口管進入第一流程的進口集管，經分流后進入各扁管與管外側空氣進行換熱，在扁管另一端的出口集管處匯合后進入下一個流程，制冷劑在流經所有流程后經過出口管流出換熱器。制冷劑側總壓降包括各流程的進出口集管內壓降，各流程中的集管分流處所對應那根扁管的壓降與換熱器入口管和出口管壓降之和。

式中：ΔP為制冷劑側總壓降，Pa；ΔP_entr和ΔP_exit分別為換熱器入口管和出口管壓降；j為流程編號；k為流程總數；ΔP_{j，tube}、ΔP_j，ihd和ΔP_j，ohd分別為第j流程的扁管壓降、進口集管壓降和出口集管壓降，Pa。進出口集管內的壓降計算公式為

式中：ΔP_f、ΔP_g和ΔP_P分別為摩擦壓降、重力壓降和扁管突出引起的局部壓降，Pa。忽略水平管內重力的影響，各扁管內制冷劑的壓降計算公式為

式中：ΔP_contraction、ΔP_expansion和ΔP_friction和ΔP_{acceleration/deceleration}分別為分流產生的收縮壓降、合流產生的膨脹壓降、管內摩擦壓降和加速/減速壓降，Pa。圖2給出了管子系統內部壓力平衡的原理和集管微元的劃分方法。根據流體力學原理，流網中任意2個節點之間的壓降必然相等。圖2中虛線表示2條相鄰扁管的制冷劑流動路徑，它們具有相同的起點和終點，這2條相鄰的流動路徑間的壓降關系如式（5）所示：

式中：n為某一流程中扁管的編號。

某一流程中各扁管中的制冷劑流量確定方法描述如下：假設第1根扁管的質量流量，可以根據式（5）得到第2根扁管的質量流量，得到第2根扁管的質量流量后再通過式（5）得到第3根扁管的質量流量，依次得到每根扁管的質量流量，直到倒數第2根扁管。然后從總質量流量中減去從頂部第1根扁管到倒數第2根扁管的所有質量流量之和即為最后一根扁管的質量流量。如果最后2條流路之間的壓降差小于設定殘差，就可以確定整個換熱器中所有扁管的質量流量。否則，重新假設第1根扁管的質量流量，重新計算，直到最后2條流路的壓降差在殘差允許的范圍內。如果根據式（5）所確定的中間的某一根扁管的質量流量為負值或零，則需要減小第1根管子的假設流量，重新計算。下一個流程的制冷劑入口狀態為上一個流程的制冷劑出口狀態。依次按照流程進行計算，得到每一個流程中每一根扁管的制冷劑質量流量。表2給出了仿真模型中所采用的空氣側和制冷劑側的傳熱和壓降關聯式。

2、試驗驗證

2.1　試驗臺簡介　

在焓差實驗室中對車外平行流換熱器樣件進行測試，圖3為焓差實驗室內裝置及流程示意圖，該焓差實驗室的室內側測試間可提供可控參數的進風或進水。本研究中，在夏季工況下，車外換熱器進風干、濕球溫度為分別為35℃和24℃，制冷劑進口壓力控制在1245~1449kPa之間；在冬季濕工況下，車外換熱器進風干、濕球溫度分別為7℃和6℃，制冷劑進口壓力控制在245~264kPa之間。流經被測試樣件的風量保持500m.3h-1不變。試驗過程中測量用到的儀表參數見表3。

2.2　模型驗證　

圖4給出了車外換熱器換熱量及制冷劑側壓降的實驗值與仿真結果對比?？梢钥闯?，在夏季工況下，非均勻分配模型和均勻分配模型的最大換熱量預測偏差分別為2.0%和2.7%，所對應的制冷劑側壓降預測最大偏差分別為7.2%和14.2%。在冬季濕工況下，非均勻分配模型和均勻分配模型的最大換熱量預測偏差分別為2.3%和3.7%，所對應的制冷劑側壓降預測最大偏差分別為10.7%和17.4%。說明所建立的基于制冷劑不均勻分配的車外換熱器仿真模型的制冷劑壓降預測精度有了顯著提高，換熱能力的預測值也更接近實測值。下文基于該模型進行車外平行流換熱器的仿真分析和優化。

3、結果與分析

3.1　各流程換熱器的扁管數組合優化　

在保持扁管總數33根不變的情況下，分別設計出二流程、三流程和四流程的若干種扁管數組合方案。當車外換熱器作為冷凝器時，隨著換熱過程的進行，制冷劑比體積逐漸減小，扁管數應從第一流程開始遞減；而當車外換熱器作為蒸發器時，隨著換熱過程的進行，制冷劑比體積逐漸增大，扁管數應從第一流程開始遞增。各流程具體分布方案如表4所示。夏季制冷工況采用上進下出方案，冬季濕工況采用下進上出方案。

圖5—7分別給出了夏季工況和冬季濕工況下，二、三、四流程與不同扁管數組合方案下的車外換熱器換熱量及制冷劑側壓降的變化情況，圖8為二、三、四流程不同扁管數組合的出口制冷劑過冷度?？梢钥闯?，在夏季工況下，扁管數組合的變化對換熱量的影響不大。由圖8可見，二、三、四流程不同扁管組合的換熱器出口制冷劑均已達到過冷，換熱量的差別僅體現在過冷度的大小上，由于過冷段的顯熱換熱量遠小于兩相段換熱量，導致各流程不同扁管數組合之間的換熱量差別均不超過1%。在夏季工況下，扁管數組合對制冷劑側壓降的影響同樣較小，二、三、四流程不同扁管數組合之間最大壓降差別分別為9.1%、2.3%和8.0%。在冬季濕工況下，二流程不同扁管數組合換熱器的換熱量隨著第一流程扁管數的增加略有下降，最大換熱量差別為4.3%，這是因為隨著第一流程內扁管數的增加，扁管進口制冷劑流速下降，使得換熱量出現差別。從圖9可以看出，在冬季濕工況下，三流程和四流程各扁管數組合換熱器的出口制冷劑達到過熱，導致三、四流程不同扁管數組合之間的換熱量差別不大，而二流程換熱器出口沒有達到完全氣化，沒有過熱度。相對于換熱量，在冬季濕工況下各流程不同扁管數組合之間制冷劑側壓降差別比較大。二、三、四流程不同扁管組合之間制冷劑側壓降最大值與最小值之間的差別分別為70.2%、20.2%和49.5%。各流程不同扁管組合的制冷劑側壓降均隨著第一流程扁管數的減少而增加，當第一流程數相同時，第二流程扁管數越小，壓降越大，依次類推。這是因為當流程內扁管數減小時，扁管內流速增大，導致壓降增加。

綜合上面的分析，與夏季工況相比，冬季濕工況下扁管數組合對換熱器性能影響更顯著，尤其是制冷劑側壓降。在冬季濕工況下，車外換熱器的制冷劑側壓降過大會導致熱泵系統性能大幅下降。因此，需要首先考慮冬季濕工況下不同扁管數組合中壓降較小的方案，選擇各流程數對應的最佳扁管數組合方案，即二流程的18-15方案、三流程的13-11-9方案及四流程的10-9-8-6方案。

3.2　流程數對車外換熱器性能的影響　

對比在最佳扁管數組合下的二、三、四流程換熱器和單流程換熱器的換熱量及制冷劑側壓降，研究流程數對車外換熱器性能產生的影響。圖10為夏季工況不同流程車外換熱器之間的換熱量和制冷劑側壓降對比；圖11為換熱器內部制冷劑側的沿程換熱系數，L為當前位置與總流動長度的比值；圖12為沿程制冷劑干度變化。可以看出，單流程換熱器的換熱能力與其他3個換熱器差別較大，二、三、四流程換熱器換熱量較單流程換熱器分別提升了33.8%、35.5%和35.9%，這3個換熱器的換熱量之間差別很小。這是因為單流程換熱器的各扁管進口制冷劑流速較低，導致其制冷劑側換熱系數較小。從圖11可以看出，在制冷劑轉變為過冷狀態之前，單流程換熱器的換熱系數明顯小于二、三、四流程換熱器。從圖12可以看出，沿制冷劑流動方向單流程換熱器內的制冷劑干度始終大于二、三、四流程換熱器，對應的制冷劑出口干度為0.154，尚未達到過冷。而從圖8中可以看出，二、三、四流程換熱器的出口制冷劑過冷度分別為10.1℃、11.3℃和11.4℃。

圖13為冬季濕工況不同流程車外換熱器之間的換熱量和制冷劑側壓降對比，圖14和圖15分別為制冷劑沿程換熱系數和干度變化。由圖可以看出，隨著流程數的增加，車外換熱器換熱量上升。相對于單流程換熱器，二、三、四流程換熱器的換熱量分別增加30.3%、41.3%和41.7%，其中三流程換熱器的換熱量比二流程換熱器高約8%，三、四流程換熱器之間的換熱量差別不大。這是因為隨著流程數的增加，第一流程扁管數減小，扁管進口制冷劑流速增大，對應的換熱系數較高。從圖14可以看到，在4個換熱器中，四流程換熱器的第一流程內制冷劑側換熱系數最高。圖15的結果則顯示，單流程換熱器和二流程換熱器的制冷劑出口干度分別為0.82和0.98，均未達到過熱。由圖9可以看出，三、四流程換熱器的出口制冷劑過熱度分別為4.9℃和6.3℃。

綜合圖10和圖13可見，流程數越大，制冷劑側壓降越高。夏季工況下二、三、四流程換熱器的制冷劑側壓降相對于單流程換熱器分別增加69.3%、201.1%和330.7%，三流程換熱器的制冷劑側壓降約是二流程換熱器的1.67倍。冬季濕工況下二、三、四流程換熱器的制冷劑側壓降相對于單流程換熱器分別增加91.6%、350.6%和430.9%，三流程換熱器的制冷劑側壓降約是二流程換熱器的2.43倍。綜合仿真結果可見，單流程換熱器雖然制冷劑側壓降較小，但換熱量出現了較大衰減；四流程換熱器的換熱量較二、三流程換熱器增加幅度較小，但制冷劑側壓降卻大幅提升。由此說明，單流程和四流程車外平行流換熱器均不適合用于電動汽車熱泵系統。二、三流程換熱器換熱量的差別遠小于其制冷劑側壓降的差別。

3.3　系統試驗結果　

通過系統臺架試驗對比分析二、三流程換熱器對熱泵空調系統的性能影響，其中二流程換熱器扁管數組合為22-11，三流程換熱器扁管數組合為13-11-9。試驗過程中只更換車外換熱器試件，系統其他部件保持不變。系統臺架試驗工況如表5所示。

圖16為夏季工況下二、三流程換熱器系統在不同壓縮機轉速下的性能對比。可以看出，隨著壓縮機轉速的增加，2個系統的制冷量均得到提升，二、三流程換熱器系統制冷量最大差別僅為3.1%，COP（coefficientofperformance）差別不超過2%。背后的原因是，二、三流程換熱器系統之間冷凝器的制冷劑側壓降雖有差別，但由于冷凝壓力在比較高的范圍內，這種差別對系統性能的影響很有限。因此，二流程換熱器和三流程換熱器對系統的夏季工況性能影響不大。圖17為冬季濕工況下二、三流程換熱器系統在不同壓縮機轉速下的性能對比。可以看出，在冬季濕工況下，二流程換熱器系統的制熱量相對于三流程換熱器系統平均高6.4%，同時二流程換熱器系統的壓縮機功耗也低于三流程換熱器系統，導致二流程換熱器系統的COP比二流程換熱器系統平均高9.4%。由此可見，在冬季濕工況下，二流程換熱器系統的表現優于三流程換熱器系統。圖18為冬季結霜工況下二、三流程換熱器系統的性能對比。試驗結果顯示，二、三流程換熱器系統的制熱量和COP均隨試驗時間的推移而減小。因為隨著時間的推移，車外換熱器霜層不斷變厚，霜層熱阻逐漸增加，系統從環境中吸熱的能力不斷下降，系統制熱量和COP隨之下降。二流程換熱器系統的換熱量低于三流程換熱器系統，最大差別為4.0%，同時車外換熱器制冷劑側壓降的增加導致了壓縮機功耗的增加，試驗結果顯示三流程換熱器系統的壓縮機功耗明顯高于二流程換熱器系統，最終導致二流程換熱器系統的COP較三流程換熱器系統平均高了3.0%。

4、結論

（1）基于制冷劑非均勻分配的分布參數模型對車外換熱器性能的預測精度較基于制冷劑均勻分配的模型得到了提高，其中制冷劑側壓降預測精度顯著提升。在夏季工況下，2個模型對制冷劑側壓降預測的最大偏差分別為7.2%和14.2%；在冬季濕工況下，所對應預測值的最大偏差分別為10.7%和17.4%。

（2）部件仿真結果表明：單流程和四流程結構車外平行流換熱器的冬夏季綜合性能較差，均不適合用于電動汽車熱泵系統；經流程扁管數優化后，在夏季工況下，三流程換熱器的制冷劑側壓降約是二流程換熱器的1.67倍，兩者的換熱能力差別很小；在冬季濕工況下，三流程換熱器的制冷劑側壓降約是二流程換熱器的2.43倍，其換熱能力比二流程換熱器高約8%。

（3）系統試驗結果表明，在冬季濕工況下，二流程換熱器系統的制熱量和COP相對于三流程換熱器系統分別提高6.4%和9.4%；在冬季霜工況下，二流程換熱器系統相對于三流程換熱器系統的COP平均提升3.0%；在夏季工況下，2個系統性能差別不大。綜合以上分析結果，與三流程結構相比，二流程車外平行流換熱器更適合用于車用熱泵系統。

作者貢獻聲明：

趙蘭萍：理論指導、實驗研究、論文規劃及修改。鮑國：仿真分析、論文撰寫。鄭欽月：實驗研究。楊志剛：實驗及計算資源提供。

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