王雨晨 方奕栋,2 苏 林,2 杨文量 张 昭

(1 上海理工大学能源与动力工程学院 上海 200093；2 上海市多相流动与传热重点实验室 上海 200093)

随着动力电池散热需求的不断提升，利用制冷剂流动沸腾换热的直冷技术近年来逐渐引起关注[1-5]。然而，相比于大规模应用的单相液冷，直冷板内制冷剂相变过程中的摩擦压降对其沸腾换热特性影响显著，过大的压降不仅会增加泵的功耗，还会导致局部传热系数的振荡和流动失稳[6-7]，影响电池散热的均匀性。

近年来，不少学者对制冷剂管内流动沸腾的摩擦压降开展了大量研究。Yang Zhiqiang等[8]研究了R600a在水平单管内的摩擦压降，结果表明质量通量的增加会导致摩擦压降增加。Chen Tailian等[9]对FC-77在平行通道内流动沸腾进行实验时也观察到类似现象，且进一步发现在沸腾状态下两相流动摩擦压降对质量通量的依赖性很小。Huang Houxue等[10]对R1233zd(E)在平行通道中流动沸腾的摩擦压降进行实验研究，发现在低质量通量下，压降随干度上升的增速较慢，而在高质量通量下的增速较快。C. B. Tibiriç等[11]对R245fa在水平单管内流动沸腾进行研究时发现，热流密度的增加会导致制冷剂摩擦压降的增大。Yu Jiawen等[12]研究了混合烃制冷剂在垂直矩形小通道中流动沸腾，结果表明，在制冷剂干度不变的情况下，热流密度对摩擦压降的影响较小。Qu Weilin等[7]对R134a在平行通道热沉内流动沸腾进行了研究，结果表明当通道内制冷剂完全蒸发时，摩擦压降增速减慢。M. S. Ali等[13]研究了5种不同制冷剂在圆管中的两相摩擦压降，进一步研究了饱和压力的影响，结果表明高饱和压力下，摩擦压降会减小。

本文针对动力电池直冷板的典型结构，对新型制冷剂R1233zd(E)[14]在平行小通道直冷板中的摩擦压降进行研究，分析热流密度、制冷剂质量通量等因素对制冷剂摩擦压降的影响规律，从而为电池直冷板的结构设计提供理论依据。

1 实验装置与数据处理

1.1 实验系统

图1所示为平行通道直冷板流动沸腾实验系统。制冷剂由无油齿轮泵驱动，经过预热器达到一定温度后进入直冷板，在冷板内吸收热量后进入冷凝器，在其中冷凝至过冷液体后进入储液罐。水浴A、B分别为预热器和冷凝器提供热量和冷量，达到控制制冷剂进口过冷度及系统冷凝压力的目的。电加热模块置于直冷板的底部，用于模拟实验所需的热流密度。

图1 平行通道直冷板流动沸腾实验系统

图2所示为实验段平行通道结构，采用6061铝合金加工而成，包含21个通道，单根通道截面积为1.5 mm×1.5 mm，长度为140 mm，通道间隔板厚度为0.5 mm。

图2 平行通道结构

实验过程中，采用科氏力质量流量计测量制冷剂质量流量；在制冷剂回路不同位置，通过 T型热电偶和压力传感器测量制冷剂温度与压力；实验中使用的主要设备配置如表1所示，采用NI-Compact Rio采集温度和压力信号，并通过LabView程序实现数据采集和控制。

表1 实验系统主要设备配置

1.2 实验工况

实验过程中，质量通量和热流密度范围的确定极为重要。有研究显示，锂离子电池和燃料电池正常工作时的热流密度范围为0.5～2 W/cm2[15]，考虑到热失控等极端条件，最终确定质量通量和热流密度范围为0～1 300 kg/(m2·s)和0.5～20 W/cm2。入口过冷度ΔTsub分别设为2.5、5、8 K，通道内的饱和压力psat分别设置为110、125、150 kPa。

1.3 数据处理

为得到制冷剂在通道内的压降，需对冷板进、出口的压力数据进行处理。图3所示为压降分解示意图，排除冷板进出口处由于流动面积突扩和突缩产生的压力损失后可得到制冷剂在通道内流动时产生的压力损失。

图3 压降分解示意图

直冷板进出口的总压降为：

Δptotal=Δpinlet+Δpch+Δpoutlet

(1)

式中：Δpinlet为入口段压降，kPa；Δpoutlet为出口段压降损失，kPa;Δpch为通道压降， kPa。

由于制冷剂在通道入口处保持过冷状态，所以根据单相压力损失[14]计算入口处的压力损失。

(2)

(3)

式中：Gch为通道制冷剂质量通量，kg/(m2·s),由于目前尚无法准确测量不同通道内的质量流量，本文对各通道的制冷剂质量流量进行了均一化处理。ρl为液相制冷剂密度，kg/m3；σe=Ach/Apl，σc=Apl/Ach为突扩和突缩面积比；Apl、Ach分别为入口/出口混合腔及通道的截面积，m2；Kc和Ke分别为单相流突缩不可逆压力损失系数和突扩不可逆压力恢复系数[16]，表达式为:

Ke=-2×1.33σe(1-σe)

(4)

Kc=0.008 8ar2-0.178 5ar+1.602 7

(5)

式中：ar为通道宽高比。

通道出口为两相状态，目前常用均相模型和分离模型计算两相流体压降，根据相关文献中的分析方法，分别采用分离模型和均相模型计算通道出口和实验段出口处的压力损失[6,17-18]。

两相流动突缩时，采用均相模型：

(6)

(7)

(8)

两相流动突扩时，采用分离模型：

(9)

(10)

制冷剂在通道内的压降由单相/两相制冷剂的摩擦压降及加速压降构成。通过计算单相摩擦压降与两相加速压降可分离得两相摩擦压降。

Δpf=Δpch-Δpa-Δpsp,f

(11)

式中：Δpa为加速段压降，kPa；Δpsp,f为单相段摩擦压降，kPa；Δpf为两相摩擦压降，kPa。

制冷剂单相流动的摩擦压降和气相加速压降的表达式[18-19]如式 (12)～式(15)所示。

(12)

(13)

(14)

(15)

式中：摩擦因子f=8.058/Re[10]；Lsp为通道内单相段长度，m；Dh为通道的水力直径，m；cp,l为液相制冷剂比容，kJ/(kg·K)；M为质量流率，kg/s；Tsat为制冷剂饱和温度，℃；Tin为制冷剂入口温度，℃；ρv为气相制冷剂密度，kg/m3；x为蒸气干度；qeff为热流密度，kW/m2；Wch为通道宽度，m；g为重力加速度，m/s2；σ为制冷剂表面张力，N/m。将出口干度代入求得加速压降，最终得到两相摩擦压降。本文基于R.J.Moffat[20]提出的方法进行不确定度分析，主要参数的不确定度如表2所示。

表2 主要参数不确定度

2 实验结果与分析

2.1 单相压降验证

实验开始前，将单相状态下通道入口与出口制冷剂压降实验值Δpch与单相压降理论计算值Δpsp,f进行对比，以验证压降分析的可靠性。单相实验过程中，质量通量范围为588～1 300 kg/(m2·s)，热流密度为0.5 W/cm2和1 W/cm2，从而保证制冷剂始终处于过冷状态。

图4所示为单相状态下通道压降的实验值与理论计算值对比，可以看出，通道内压降的预测值与实验值接近，误差在-7%～1%以内。在单相状态时，随着质量通量的增加，摩擦压降逐渐增大。而在相同流量下，热流密度的变化对压降的影响较小，0.5 W/cm2和1 W/cm2时的摩擦压降相差在1%以内。

图4 单相摩擦压降实际测量值与预测值对比

2.2 两相摩擦压降

图5所示为直冷板通道内摩擦压降随热流密度的变化。由图5可知，不同质量通量下，摩擦压降随热流密度的变化趋势存在差异。当质量通量为118 kg/(m2·s)时，摩擦压降随热流密度呈单调上升；而当质量通量为294、588 kg/(m2·s)时，摩擦压降首先略有下降，然后出现上升趋势。这是由于当质量通量较大时，制冷剂在低热流密度下处于单相过冷状态，而热流密度的增加使制冷剂温度上升、黏度降低，最终导致摩擦压降下降。

图5 摩擦压降随热流密度的变化

当热流密度上升至一定程度时，制冷剂进入沸腾状态，摩擦压降随热流密度的变化出现拐点。热流密度的上升使气相制冷剂占比增大，两相区摩擦压降和加速压降增大，导致摩擦压降迅速上升：当质量通量为588 kg/(m2·s)时，摩擦压降从4 W/cm2时的0.68 kPa升至10 W/cm2时的14.88 kPa。此外，随着热流密度的升高，实验段进出口压力由于两相流动失稳会产生小幅波动。如图6所示，当热流密度为7.5 W/cm2时，实验段进口压力波动最大值约为±2 kPa，且呈现低频振荡趋势，因此对高热流密度下进口压力数据进行了平滑处理，忽略了流动失稳时的低频压力波动。

图6 通道入口处压力波动

在高质量通量条件下，通道内制冷剂进入两相区所需的热流密度增加，制冷剂从单相区摩擦压降至两相区摩擦压降突增转折点对应的热流密度增大。由图5可知，当质量通量为588 kg/(m2·s)时，摩擦压降突增点对应的热流密度为3.57 W/cm2；而质量通量为294 kg/(m2·s)下突增点对应的热流密度则降至2 W/cm2。这是由于在高质量通量下，通道内产生气化核心的位置延后，制冷剂在通道内的单相换热占比上升，导致进入两相状态所需的热流密度升高。

图7所示为不同过冷度下直冷板通道内摩擦压降随热流密度的变化。由图7可知，当入口过冷度为2.5 K时，通道内摩擦压降较大。随着过冷度的增大，相同热流密度下的摩擦压降减小。这是由于过冷度越大，通道内制冷剂平均温度更低，使制冷剂单相流动产生的摩擦压降占通道总摩擦压降的比重更大；此外，低温下的强凝结效应显著降低了空隙率和相变对摩擦压降的影响[21]，最终导致通道内摩擦压降减小。

图7 不同入口过冷度下摩擦压降的变化

2.3 气液相速度差

已有研究表明，通道内制冷剂气液相速度差会改变气液分界面摩擦压降，是影响两相摩擦压降的因素之一[22]。因此本文进一步分析了制冷剂气液相速度及其速度差的变化规律。制冷剂气液相速度及其速度差通过式(16)～式(18)计算[22]。

气相速度μv：

(16)

液相速度μl：

(17)

气液相速度差μlv：

μlv=μv-μl

(18)

式中：ε为空隙率[19]，计算式见式(15)；G为通道内制冷剂质量通量，kg/(m2·s)；xout为通道出口干度。

图8所示为直冷板通道内制冷剂液相速度及其速度差随热流密度的变化。由图8可知，在不同质量通量下，随着热流密度的增加，制冷剂液相速度和气液相速度差的上升趋势存在差异。当质量通量为588 kg/(m2·s)时，制冷剂液相流速随热流密度增加较为显著，从4 W/cm2时的0.98 m/s增至10 W/cm2时的2.09 m/s。这是由于制冷剂沸腾后，热流密度的增加导致更多的制冷剂蒸发，制冷剂平均干度增加，从而使通道内空隙率更高；同时，制冷剂液相密度随空隙率的增加而减小，导致平均液相速度增加[23-24]。

图8 气液相相对速度和液相速度的变化

由图8还可知，制冷剂气液相速度差随液相速度的增加而增加，这是由于高质量通量下工质摩擦阻力上升引起。当质量通量为588 kg/(m2·s)时，两相相对速度从1.05 m/s增至8.11 m/s。对比图5和图8可知，质量通量越大，制冷剂液相速度越快，通道内摩擦压降越大。

图9所示为直冷板通道内制冷剂气液相速度差随出口干度的变化。由图9可知，随着质量通量的增大，制冷剂的气液相速度差越大，且随干度变化越显著。当质量通量为588 kg/(m2·s)时，制冷剂两相相对速度由0.88 m/s增至8.88 m/s；当质量通量为118 kg/(m2·s)时，制冷剂的两相相对速度则由0.75 m/s增至1.67 m/s。对比图5和图9可知，质量通量越大，同出口干度下通道内气液相速度差越大，摩擦压降增速越快。

图9 气液相相对速度随出口干度的变化

3 结论

本文对R1233zd(E)在平行通道直冷板中的流动沸腾压降特性进行实验研究，分析了质量通量、热流密度等因素对R1233zd(E)摩擦压降的影响规律，得到结论如下:

1)在单相换热状态下，热流密度的增加导致摩擦压降出现减小的趋势，而在制冷剂开始沸腾后，摩擦压降随热流密度的上升迅速增加。

2)质量通量的增加导致通道内沸腾起始点延后，使通道内两相换热区占比减小，使摩擦压降随热流密度突变的拐点延后。

3)过冷度较小的情况下，通道内的摩擦压降较大。过冷度的增加使通道内制冷剂更难达到沸腾的条件，制冷剂单相换热区域产生的摩擦压降在总摩擦压降中占比更大。

4)随着热流密度的上升，制冷剂液相与气液相对速度增加，制冷剂摩擦阻力增大，摩擦压降显著增加。同干度下制冷剂气液相速度差越大，摩擦压降增速越快。