車用熱泵內部冷凝器結構對性能的影響

趙蘭萍，郭本濤，，楊志剛

（1 同濟大學機械與能源工程學院，上海2 018084；2 同濟大學上海市地面交通工具空氣動力與熱環境模擬重點實驗室，上海 201804）

引言

不同于燃油汽車，新能源汽車沒有發動機廢熱可以利用[1]，所以在冬季供暖和除霜除霧時使用熱泵系統已在行業內達成共識[2]。目前常見的電動汽車熱泵系統有兩換熱器系統[1,3]和三換熱器系統[4-5]。兩換熱器系統沒有除霜除霧的功能，因此汽車行駛過程中存在很高的安全隱患[6]。三換熱器熱泵空調系統由一個外部換熱器，一個內部冷凝器和一個內部蒸發器組成，可運行在-10～40℃之間的環境中，冬季能順利除去玻璃上的霧，同時保證乘坐舒適性和駕駛安全。但是如果不重新開發空調箱總成殼體，冬季室內側加熱采用的內部冷凝器需要適應空調箱總成內的空間布置，因此在結構上受到了限制，由內部冷凝器替代原有傳統車體積較小的熱水芯后如何在冬季提供更多的換熱量，成為內部冷凝器的重要設計目標。目前對于車用三換熱器熱泵系統的研究，多采用單層二流程的內部平行流冷凝器[7-9]，也有采用雙層四流程[10]，對于內部冷凝器的研究主要還是在系統性能的層面，關于單體性能的研究很少。劉明康等[11]實驗研究了內部冷凝器為雙層四流程微通道換熱器的電動汽車三換熱器熱泵系統的冬季采暖性能，但是沒有研究所采用的雙層冷凝器的單體性能。

《基加利修正案》繼《巴黎協定》之后進一步限制了高GWP 制冷劑R134a 的使用，低GWP 制冷劑R1234yf 被認為是R134a 的理想替代品，這主要是因為相比于R744、R152a 等其他低GWP 制冷劑[12-13]，R1234yf 的物理性質與R134a 類似，可以不改變汽車空調系統的部件直接進行替代[14]。有許多學者研究了在熱泵系統層面直接替代后的性能變化[15-20]，也有許多學者對汽車空調冷凝器的微通道中兩個制冷劑的冷凝傳熱與壓降差距進行研究[21-24]，還有學者研究了R1234yf 兩換熱器熱泵系統冷凝器的單體性能[25-26]。目前電動汽車三換熱器熱泵系統中如要采用R1234yf 制冷劑，必然會涉及空間受限的內部冷凝器結構設計問題，因此對比兩種制冷劑下雙層冷凝器的性能差異具有實際意義。

本文首先通過實驗研究單層二流程與雙層四流程內部冷凝器的性能差別。在實驗數據的基礎上，建立雙層內部冷凝器的仿真模型，分析R134a雙層冷凝器在不同扁管排布方式、不同扁管寬度下的性能，對比R1234yf 與R134a 雙層冷凝器的換熱能力與制冷劑側壓降。

1 內部冷凝器模型

1.1 內部平行流冷凝器結構

本文的研究對象是某三換熱器熱泵空調系統中的單層二流程與雙層四流程的內部平行流冷凝器，該熱泵系統如圖1 所示，兩個冷凝器結構如圖2所示，其中雙層冷凝器制冷劑和空氣布置成逆流的形式，制冷劑為R134a。

圖1 車用三換熱器熱泵空調系統Fig.1 Vehicle heat pump system with three exchangers

圖2 冷凝器結構示意圖Fig.2 Schematic diagram of the inner condenser structure

1.2 仿真模型建立

采用有限微元法，即將換熱器在其制冷劑流動方向上劃分為有限數量的微元，微元內換熱量采用傳熱單元法進行計算。當微元的數量達到一定數目時，計算精度就可以滿足要求。在模型建立過程中，為了適當地簡化問題，做了以下假設：

（1）以制冷劑的狀態干度1 與0 為分界點，將冷凝器分為過熱段、兩相段及過冷段；

（2）空氣與制冷劑為一維流動，空氣與制冷劑流動方式為叉流；

（3）在任意一個微元中，制冷劑的物性保持恒定，并且只受到前一個微元的影響；

（4）管壁的熱阻為定值，兩側均無污垢熱阻。忽略制冷劑在扁管內的重力壓降。

制冷劑重力壓降與加速壓降采用均勻模型，并且忽略制冷劑兩相狀態的突擴壓降[27]，集管內的局部壓降的計算參照Yin 等[28]的結論，計算中采用的其他關聯式見表1。

表1 關聯式選擇Table 1 Correlations of the model

雙層四流程平行流冷凝器模型計算由于制冷劑及空氣為逆流叉流換熱，需要先假設出口狀態，從最后一個流程向前迭代計算，計算出冷凝器的進口狀態，將計算的進口狀態與實際的進口狀態進行對比，直到滿足設定的進口狀態誤差后停止，計算流程見圖3。

圖3 雙層冷凝器計算流程Fig.3 Calculation process of 2-layer condenser

2 實驗及模型驗證

2.1 實驗介紹

以R134a為制冷劑的冷凝器的部件實驗在某汽車空調設備廠汽車空調系統實驗臺進行，該實驗室既可以進行系統實驗，也可以進行部件實驗。該實驗臺對冷凝器換熱量的測量采用空氣焓差法的原理設計，整個實驗臺由冷凝器室和蒸發器室兩個相鄰測試室組成，一個作為室外側實驗室，一個作為室內側實驗室，本實驗的換熱器安裝在室外側實驗室。兩個冷凝器的實物圖如圖4 所示，結構參數見表2，測量使用的儀表參數見表3。實驗中，制冷劑R134a 的進口壓力控制在1385～1390 kPa，進口過熱度為10～11℃，出口過冷度為5～6℃，室外側空氣溫度為（20±0.1）℃，冷凝器的風量依次為250、300、350、400、569、732 m3/h，誤差±3%。

表2 冷凝器結構參數Table 2 Structural parameters of the condensers

表3 儀表參數Table 3 Parameters of measuring instruments

圖4 兩種冷凝器實物Fig.4 Physical comparison of two condensers

2.2 實驗結果及仿真模型驗證

圖5 為單層二流程R134a 冷凝器與雙層四流程R134a冷凝器換熱量隨風量變化的實驗結果以及與仿真結果的對比。雙層四流程冷凝器在各個工況下換熱量均要大于單層二流程冷凝器，在風量為400 m3/h 時換熱量提升絕對值最大，為0.179 kW，換熱量相對提升在風量為250 m3/h 時最大，為7.9%，并隨著風量的增加，換熱量提升百分比逐漸減小。R134a雙層冷凝器的換熱量仿真值與實驗值的最大偏差為2.7%。

圖5 單層二流程冷凝器與雙層四流程冷凝器換熱量Fig.5 Heat transfer rate of the 1-layer 2-pass condenser and the 2-layer 4-pass condenser

圖6 為單層二流程R134a 冷凝器與雙層四流程R134a冷凝器制冷劑側壓降隨風量變化的實驗結果以及與仿真結果的對比。雙層冷凝器的制冷劑側壓降比單層的大，且差值隨著風量的增加而增加，在最大風量為732 m3/h 時，雙層冷凝器制冷劑側壓降比單層的大82 kPa，相對值為177.6%。制冷劑為R134a的雙層冷凝器的壓降仿真值與實驗值的最大偏差為9.8%。

圖6 單層二流程冷凝器與雙層四流程冷凝器總壓降Fig.6 Pressure drop of the 1-layer 2-pass condenser and the 2-layer 4-pass condenser

可以看出，雙層冷凝器比單層冷凝器的換熱能力有了較大的提高，但壓降的增加幅度更大，因此雙層冷凝器的優化設計需要盡可能減小制冷劑的壓降。雙層冷凝器仿真模型的計算結果與實驗結果的偏差符合工程計算需求，仿真模型可以用來進行結構參數的分析優化以及不同制冷劑的性能對比。

3 仿真結果與分析

3.1 扁管排布方式對性能的影響

隨著冷凝過程的進行，氣相越來越少，因此沿制冷劑流動方向，雙層四流程冷凝器每個流程的扁管數量應逐漸減少。本文中的雙層冷凝器受限于工藝的原因，從1 到4 流程的扁管分布為A-B-B-A形式，即1、4流程扁管數相等，2、3流程扁管數相等。扁管的排布對整個換熱器的性能，特別是制冷劑側壓降有著重要的作用，本節將在每一層冷凝器的總扁管數相等且一定的情況下，對各流程扁管數進行合理的規劃。仿真分析了表4 中所列的6 種扁管數組合下的R134a雙層冷凝器性能。冷凝器的制冷劑側的進口狀態以及空氣側工況為：制冷劑進口壓力1390 kPa，進口溫度62.5℃，進口流量11～27 g/s；空氣溫度20℃，風量分四檔，分別為250、400、569、732 m3/h。

圖7 給出了不同扁管數組合下，以R134a 為制冷劑的雙層冷凝器在不同風量下的換熱量，可以看出總換熱量跟扁管的排布方式關系不大。這是因為隨著表4 中編號的增大，第2、3 流程的扁管數是減少的，即換熱面積減小；另外，第2、3 流程的制冷劑都為兩相狀態(圖8)，這兩個流程的管數減少導致扁管內的制冷劑流速和傳熱系數變大(圖9)，所以，總體的換熱量基本不變。風量從250 m3/h 增大到569 m3/h 時，換熱量增加幅度較大，之后幅度明顯減緩。

圖7 不同流程組合下的換熱量對比Fig.7 Comparison of heat transfer in each pass arrangement

圖8 雙層冷凝器內的干度變化Fig.8 Quality along the 2-layer condensers

圖9 雙層冷凝器的總傳熱系數變化Fig.9 Heat transfer coefficients of 2-layer condensers

圖10 給出了不同扁管數組合下，以R134a 為制冷劑的雙層冷凝器在不同風量下的制冷劑側壓降。大部分風量下總壓降的變化趨勢是隨著表4中編號的增大而增大，這是因為第2、3 流程的制冷劑都是摩擦阻力系數較大的兩相流，而且流速高，造成冷凝器整體壓降增大。可以看到，流程扁管數為10-13-13-10 時，風量為400 m3/h 工況的總壓降達到最小；流程扁管數為11-12-12-11 時，風量為569 m3/h、732 m3/h 兩個工況的總壓降都達到最小；風量為250 m3/h 的工況下，10-13-13-10 和11-12-12-11兩種流程扁管排布的總壓降都最小。

圖10 不同流程組合下的壓降對比Fig.10 Comparison of pressure drop of each pass arrangement

表4 各流程的扁管數組合情況Table 4 Pass arrangement

相對于換熱能力，扁管排布方式對制冷劑側壓降有較大的影響，存在壓降相對較低的較優扁管排布方式，11-12-12-11 的排列方式下的R134a 在大部分風量下的壓降都最小。

3.2 第一層扁管寬度對性能的影響

本文雙層四流程冷凝器流程扁管數分布為AB-B-A 的形式，本節考慮相同微通道結構尺寸（與雙層冷凝器實驗樣件的微通道尺寸一致）下，不同扁管寬度的雙層組合方式，固定第二層扁管寬度12 mm，即第3 流程及第4 流程扁管寬度，改變第一層（即第1 流程與第2 流程）的扁管寬度，分析對比第一層扁管的寬度為10、12、14、16、18、20 mm 時冷凝器的性能。

圖11、圖12 分別為風量為732 m3/h 的工況下，第二層扁管寬度為12 mm 時，扁管內制冷劑干度和總傳熱系數隨第一層扁管寬度變化情況。可以看到，在不同的第一層扁管寬度下，制冷劑幾乎同時從氣態轉變為兩相狀態，隨著第一層扁管寬度的增加，R134a 的干度下降變快，更早地轉變為液態，相同位置的總傳熱系數不斷降低。

圖11 不同第一層扁管寬度下的制冷劑干度Fig.11 Refrigerant quality under different flat tube width of the 1st-layer

圖12 不同第一層扁管寬度下的總傳熱系數Fig.12 Heat transfer coefficients under different flat tube width of the 1st-layer

圖13 對比了第二層扁管寬度為12 mm 時，整體換熱量隨第一層扁管寬度的變化規律。可以看出，隨著第一層扁管寬度的增加，各個工況下的換熱量均有所提升。由于第一層扁管寬度增加，雖然扁管內的傳熱系數降低了，但是換熱面積也同時在增加，最終結果是換熱量提升，高風速下最多提升10.4%。圖14 對比了制冷劑側的總壓降，從圖中可以看出，隨著第一層扁管寬度的增加，各個工況下的冷凝器總壓降都在下降，這與冷凝器制冷劑在四個流程的壓降變化是相關的。當制冷劑為R134a 時，高風速工況下增加單位寬度下降的壓降最多，從10 mm 到20 mm 寬度，總壓降下降了63.6%。

圖13 不同第一層扁管寬度下的換熱量Fig.13 Heat transfer under different flat tube width of the 1st-layer

圖14 不同第一層扁管寬度下的總壓降Fig.14 Pressure drop under different flat tube width of the 1st-layer

圖15對比了風量為732 m3/h時R134a雙層冷凝器各個流程的換熱量，可以看到，隨著第一層扁管寬度的增加，第1流程與第2流程的傳熱系數逐漸減小（圖12），但其換熱面積增大，所以換熱量逐漸增大，占整體換熱量的比重逐漸增加。第4流程換熱量逐漸減少，因為隨第一層扁管寬度的增大，第4流程的制冷劑干度更早地變為0，傳熱系數變低。當第一層扁管寬度從10 mm增加到18 mm，第3流程換熱量基本維持不變，增加到20 mm 時，第3流程的換熱量降低，這是由于第一層扁管寬度在10～18 mm之間變化時，傳熱系數基本不變，而當寬度增加到20 mm，第3流程的傳熱系數有一定程度的降低。圖16對比了風量為732 m3/h 時R134a 雙層冷凝器各個流程的壓降。隨著第一層扁管寬度的增加，四個流程的壓降均減小，其中，第1、2流程內部制冷劑的流速隨其扁管寬度的增大而減小，所以這兩個流程的制冷劑壓降降低幅度較大。對于第3、4流程，隨著第一層扁管寬度的增大，制冷劑干度降低得越快，越早達到液態，流程內制冷劑壓降減小。第2流程的壓降減小幅度最大，第一層扁管寬度從10 mm到20 mm時，制冷劑在第2流程的壓降減小了82.36%。

圖15 不同第一層扁管寬度下各流程換熱量（風量732 m3/h）Fig.15 Heat transfer of each pass under different flat tube width of the 1st-layer(airflow rate 732 m3/h)

圖16 不同第一層扁管寬度下各流程壓降（風量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 兩層扁管寬度組合對性能的影響

在汽車空調的應用中，由于HVAC 總成中原芯體的空間與厚度有限，因此只能在現有厚度下進行優化設計。考慮固定冷凝器總厚度，通過同時改變第一層扁管與第二層扁管的寬度組合，來獲得更好的冷凝器性能。兩層扁管的寬度總和為24 mm，第一層扁管寬度（X）的變化情況為10、12、14、16 和18 mm，相應地，第二層扁管寬度(Y)依次從14 mm 減小為6 mm組合表示為X-Y。

圖17、圖18 分別為風量為732 m3/h 的工況下，扁管內制冷劑干度和總傳熱系數在不同的兩層扁管寬度組合下的變化情況。可以看到，制冷劑在扁管內的干度變化與圖11 相似，值得一提的是，第一層扁管寬度為16mm和18mm時，過冷段的總傳熱系數并沒有達到與其他結構一樣的較低值，這是由于這兩種結構下過冷段扁管的尺度很小，液態制冷劑流速較大，傳熱系數較大。

圖17 不同寬度組合情況下的制冷劑干度對比Fig.17 Quality of R134a in different flat tube width combinations

圖18 不同寬度組合情況下的總傳熱系數對比Fig.18 Heat transfer coefficients of R134a in different flat tube width combinations

圖19對比了不同寬度組合下的整體換熱量，可以看出，隨著第一層扁管寬度的增加，風量為732 m3/h 時換熱量有所增加，但是增加幅度不大，較低風量的工況下，整體換熱量幾乎不變。這是因為隨著X的增大，第1、2 流程的換熱面積增大，傳熱系數卻減小，第3、4流程的換熱面積減小，傳熱系數卻增大，所以冷凝器整體的換熱量變化不大。圖20對比了不同寬度組合下的制冷劑側壓降情況，低風量情況下，R134a 壓降隨著第一層扁管寬度的增加而減小，且第一層扁管寬度的單位增加量對應的壓降減小量逐漸減低；較高風量時，隨著第一層扁管寬度的增加，壓降先減小后增大；風量為400 m3/h 時，16 mm-8 mm 寬度組合使得壓降最小，比10 mm-14 mm 時下降了32.07%；風量為569 m3/h 時，16 mm-8 mm寬度組合使得壓降最小，比10 mm-14 mm時下降了32.04%；風量為732 m3/h時，14 mm-10 mm 寬度組合使得壓降最小，比10 mm-14 mm 時下降了35.19%。綜合來看，14 mm-10 mm 和16 mm-8 mm 是較優的扁管寬度組合。

圖19 第一層扁管不同寬度情況下的換熱量對比Fig.19 Comparison of heat transfer under different flat tube width of the 1st-layer

圖20 第一層扁管不同寬度情況下的壓降對比Fig.20 Comparison of pressure drop under different flat tube width of the 1st-layer

以風量為732 m3/h 為例，圖21 對比了兩種制冷劑的各個流程的換熱量，可以看到隨著第一層扁管寬度的增加，第1 流程與第2 流程的換熱量占總換熱量的比重增加，第3流程的傳熱系數雖有上升，但因該流程的扁管換熱面積減小，故換熱量不斷降低。第4流程的換熱量隨第一層扁管寬度的變化情況與第3 流程類似，但第一層扁管寬度為14 mm 的換熱量比16 mm 的小，這是因為雖然它們的第二層扁管寬度分別為10 mm 和8 mm，第一層扁管寬度為14 mm 時第4 流程的扁管換熱面積較大，但是其在第4 流程的總傳熱系數較第一層扁管寬度為16 mm降低幅度大(圖18)，所以第4 流程換熱量小。圖22對比了風量為732 m3/h工況下雙層冷凝器各個流程的壓降，可以看到隨著第一層扁管寬度的增加，第1流程與第2流程的壓降隨著制冷劑流速的降低而逐漸減小。當第一層扁管寬度從10mm 增加到14mm時，第3 流程與第4 流程的壓降增長較少，因此整體壓降隨第1、2 流程的壓降減小，隨著第一層扁管寬度從14 mm 進一步增加，第二層扁管中的第3 流程與第4 流程的制冷劑流通面積逐漸減小，導致其壓降大幅增加，最后導致整體的壓降增加（圖20）。

圖21 不同寬度組合下各流程換熱量（風量732 m3/h)Fig.21 Heat transfer of each pass under different flat tube width combinations(airflow rate 732 m3/h)

圖22 不同寬度組合下各流程壓降（風量732 m3/h）Fig.22 Pressure drop of each pass under different flat tube width combinations(airflow rate 732 m3/h)

3.4 R1234yf與R134a冷凝器的性能對比

R1234yf 與R134a 在50℃時的飽和狀態物理性質如表5 所示。基于原型的雙層冷凝器，將仿真模型中的制冷劑由R134a 替代為R1234yf 后，雖然R1234yf的液體動力黏度比R134a的小，對冷凝傳熱系數的增大有利，但是由于其蒸發潛熱、液體密度、液體熱導率都比R134a 的小[35]，所以根據Nusselt 冷凝理論，在兩相段，R1234yf 的冷凝傳熱系數比R134a 低[36]，總傳熱系數也低(圖23)，同時由于R1234yf的蒸發潛熱比R134a小，其在扁管中更早達到過冷狀態(圖24)，冷凝器中的過冷段較長，有效換熱面積小，所以整體換熱量小。兩種制冷劑的雙層冷凝器在不同風量下（同一風量下的兩種制冷劑流量相等）的換熱量如圖25所示，與同質量流量的R134a相比，R1234yf的換熱量減小，且隨著風量的增大，換熱量降低絕對值增大，由0.149 kW到0.427 kW，在風量為569 m3/h時換熱量降低相對值最大，為9.91%，不同工況的換熱量降低相對值平均為8.02%。

圖25 不同制冷劑的雙層冷凝器換熱量對比Fig.25 Heat transfer of 2-layer condensers with R134a and R1234yf

表5 R1234yf與R134a飽和狀態物理性質對比（50℃）Table 5 Physical properties of the saturated state of R1234yf and R134a

圖23 不同制冷劑雙層冷凝器的總傳熱系數變化Fig.23 Heat transfer coefficients of 2-layer condensers with R134a and R1234yf

圖24 雙層冷凝器內不同制冷劑的干度變化Fig.24 Quality of 2-layer condensers with R134a and R1234yf

當制冷劑由R134a 變為相同質量流量的R1234yf 后，雙層冷凝器的制冷劑側壓降大幅減小，在風量為569 m3/h時壓降的降低絕對值和相對值都最大，分別為45 kPa、53.2%，不同工況的制冷劑側壓降降低相對值平均為47.0%，如圖26 所示。兩種制冷劑的質量流量相同，由于R1234yf 的液體黏度比R134a 的小，因此R1234yf 與扁管的摩擦壓降小，而摩擦壓降占整體壓降的大部分，所以R1234yf 的整體壓降較小。

對R1234yf 雙層換熱器進行前文所述的不同結構的仿真，發現相對于R134a，在風量為732 m3/h時，不同流程組合的換熱量和制冷劑側壓降平均降低8.42%和28.97%，固定第二層扁管寬度而改變第一層扁管寬度結構的換熱量和制冷劑側壓降平均降低9.86%和44.24%，固定冷凝器總厚度而改變兩層扁管寬度組合的換熱量和制冷劑側壓降平均降低8.85%和40.95%。在空間允許的情況下，可以通過將R1234yf 雙層冷凝器的厚度增加約10%來達到換熱量與原R134a 雙層冷凝器基本相當的目標，同時，制冷劑側壓降也會降低。

4 結論

（1）通過實驗對比了相同迎風面積及厚度的單層二流程及雙層四流程R134a車用熱泵室內冷凝器的性能，發現雙層四流程冷凝器的換熱量比單層二流程冷凝器提升了3.1%～7.9%，制冷劑側壓降則增加了76.3%～177.6%。

（2）流程扁管排布對換熱量影響較小，但對制冷劑側壓降影響較大；流程扁管排布方式為11-12-12-11時，各工況下制冷劑側壓降可以達到較小值。

（3）雙層冷凝器在第二層扁管寬度固定的情況下，第一層扁管寬度增加，整體換熱量有少量改變，而對制冷劑側壓降的降低十分有利。最大風量工況下，第一層扁管寬度從10 mm 增加到20 mm 時，R134a整體壓降減少了63.6%。

（4）在雙層冷凝器總厚度不變而改變兩層扁管寬度組合的情況下，低風量工況時，制冷劑側壓降隨著第一層扁管寬度增加而減小，整體換熱量幾乎不變；高風量工況時，隨著第一層扁管寬度增加，制冷劑側壓降先減小后增大，整體換熱量增加幅度較小。

（5）仿真結果表明對于原型雙層冷凝器，制冷劑由R134a 改為相同質量流量的R1234yf 后，不同工況下的換熱量平均降低8.02%，制冷劑側壓降平均可降低47.0%。

符號說明

Cc——收縮系數

cp——比定壓熱容，J/(kg·K)

D——水力直徑，m

F——截面面積，m2

Fh——翅片高度，mm

Fp——翅片間距，mm

f——摩擦系數

fp——湍流流動的Darcy阻力系數

G——質量流速，kg/(m2·s)

g——重力加速度，m/s2

H——焓值，kJ/kg

ΔH——水頭損失，m

h——傳熱系數，W/(m2·K)

j——傳熱因子

L——扁管長度，m

La——百葉窗翅片開窗角度，（°）

Ld——翅片長度，mm

Lh——百葉窗長度，mm

Lp——百葉窗翅片窗距，mm

Nu——Nusselt數

P——壓力，Pa

ΔP——壓降，Pa

Pr——Prandtl數

Q——換熱量，kJ

Re——Reynolds數

SC——過冷度，℃

T——溫度，℃

v——制冷劑流速，m/s

vm——翅片間空氣最大流速，m/s

Xtt——Martinelli參數

x——制冷劑干度

α——空泡系數

δ——翅片厚度，mm

μ——動力黏度，Pa·s

ξ——局部阻力系數

ρ——密度，kg/m3

σ——扁管與其對應集管段的橫截面積比

上角標

*——程序計算值

Ⅰ——第一層扁管

Ⅱ——第二層扁管

下角標

a——空氣

ain——進風面

aout——出風面

eq——當量

g——氣態制冷劑

in——流程的制冷劑入口

inlet——冷凝器的制冷劑入口

l——液態制冷劑

max——橫截面積較大的截面

min——橫截面積較小的截面

out——流程的制冷劑出口

outlet——冷凝器的制冷劑出口

r——制冷劑

t——平均溫度下

tp——兩相

vc——收縮斷面

w——壁面

1——第1流程

2——第2流程

3——第3流程

4——第4流程