小管徑換熱器在空調系統上的應用研究

胡知耀

（珠海格力電器股份有限公司 珠海 519070）

引言

伴隨經濟發展，空調市場需求越來越大，空調系統中銅消耗占很大一部分，因此降低銅的消耗對空調研發有重大意義。并且國內和很過發達國家近年也一直在提升空調產品的性能標準，針對歐盟市場季節能效比每兩年提升一個等級，因此如何提升產品性能是空調行業一直追求的目標。隨著技術進步，制冷空調市場競爭越來越激烈，在滿足性能可靠性需求下，需要提升產品競爭力，換熱器成本在整個空調系統中占有較大比重，因此換熱器降成本是設計研究的重點，目前應用于空調中換熱器主要有銅鋁換熱器和全鋁微通道換熱器，全鋁微通道換熱器目前仍面臨制熱化霜排水問題和防腐問題需要進一步研究，本文重點研究小管徑銅鋁換熱器在空調中的應用，也是目前最有效的降成本方案，本文主要從φ5 mm管換熱器和φ7 mm管換熱器對比分析。

1 小管徑換熱器理論分析

本文選用出口歐盟輕商U-Match24K座吊機進行分析，機組配置如表1。

表1 歐盟24 K座吊機組配置表

1.1 蒸發面積的變化

針對上述內機，其蒸發器只改變了流路數，但總U數和蒸發器整體的長寬均沒有變化，因而其蒸發器管路總長度可視為相等，則φ7 mm管改為φ5 mm管后總換熱面積減小28.5%：

式中：

d1—φ5 mm管直徑；

d2—φ7 mm管直徑；

L—換熱管長度。

1.2 管道壓力變化

流體在管道中流動，管徑改變后流速與壓力損失發生變化。在對比變化時，假設其流量QV相同、流動狀態均為層流，管路流動沿程不變，根據連續性方程有：

式中：

v1—φ5 mm管內流體速度；

A1—φ5 mm管截面積；

v2—φ5 mm管內流體速度；

A2—φ7 mm管截面積。

通過式（2）連續性方程可得到φ5 mm管與φ7 mm管的冷媒流速之比為49：25；

沿程流動損失差值為：

局部流動損失差值為：

式中：

L—換熱管長度；

d—管熱管的管徑；

v—換熱管內冷媒流速；

λ—沿程阻力系數；

ρ—為流體密度；

ζ—局部阻力系數。

由上面計算可以知道，在管路總長度不變時，當蒸發器的流路數量不變，φ7 mm管改為φ5 mm管后，其流動阻力相對增大，即系統的壓降變大。通過公式（4）可以看到，管路中的局部損失不變的情況下，可以減少每一流路的管長L，從而降低每一流路的沿程損失，達到把壓損的影響降低的效果。

2 整機實驗驗證及數據分析

從上述理論分析φ5 mm管蒸發器換熱面積減小近28.5%，壓降損失增大10～12%，因此為了降低φ5 mm管換熱器對整機系統性能和可靠性的影響，改善φ5 mm管換熱器換熱效率。通過對φ5 mm管換熱器減小內螺紋齒頂角，降低齒高[2]，減小壁厚等進行調整，降低管內流阻，調整參數如表2。

表2 φ5 mm管換熱器參數調整

為了進一步降低小管徑換熱器管內流動阻力，在流路上進行優化設計，避免流路不均導致系統換熱不均勻，通過冷媒在蒸發器中的流動狀態，進入蒸發器時冷媒主要以液態為主，因此需要提升冷媒在蒸發器中的流速，提升換熱性能，冷媒經過一段換熱管后邊成氣態冷媒，因此需要降低冷媒的流速從而降低壓降，因此設計一種一進兩出的流路從而減小系統壓降提升系統換熱性能。

2.1 性能試驗分析

對φ5 mm管換熱器和φ7 mm管換熱器進行整機性能對比試驗，針對出口歐盟24 K座吊機進行試驗對比分析，通過調整冷媒灌注量和節流閥的大小使其發揮出最優的換熱性能，在焓差試驗臺測試名義工況下的數據如表3。

通過制冷仿真軟件對φ5 mm管換熱器的流路形式和分流毛細管進行仿真優化設計，本試驗φ5 mm管換熱器采用4路設計，由于分流的均勻性直接影響整機性能，因此測試時針對每一路的出口進行熱電偶檢測溫度，確保出口溫差在3度以內，并且確保每一路蒸發完全通過調整電子膨脹閥數據見表3，出口過熱度控制在2度左右，得出名義制冷和名義值熱數據φ5 mm管換熱器和φ7 mm管換熱器在能力和能效方面相當，因此在性能方面完全可以使用φ5 mm管換熱器替換φ7 mm管換熱器，在保證性能前提下降低研發成本。

表3 φ5 mm管換熱器和φ7 mm管換熱器性能測試數據

2.2 可靠性試驗分析

由于φ5 mm管換熱器壓降較大，因此針對可靠性方面需要重點驗證其在最大制冷，最小制冷，防凍結化霜，堵回風口等對系統可靠性的影響；制冷系統在運行的過程中，當蒸發器散熱不良時，系統就會出現分流不均的現象；在低溫制冷時，蒸發溫度更低，如果分液不均，內管溫位置不合理，就會導致蒸發效果異常出現結霜不化霜（防凍結保護不進入）等問題。

2.2.1 實驗方案如表4。

表4 φ5 mm管蒸發器可靠性測試方案

2.2.2 實驗數據及分析：

1）通過實驗數據分析得出，φ5 mm管換熱器并沒有出現分液不均的現象，上述在性能測試時已優化換熱流路和分液毛細管長度，因此只要合理設計流路可以解決φ5 mm管換熱器壓損增大導致分路不均的影響。

2）在低溫制冷工況如表5，當內機蒸發器管溫包溫低于4℃時，系統可以通過壓縮機限降頻率把內管溫限制在3～6 ℃之間，因而對于φ5 mm管徑換熱器現有的蒸發器感溫包位置、防凍結控制邏輯符合要求，保證機組運行可靠。

表5 低溫制冷φ5 mm管蒸發器各流路的溫度℃

3）在過負荷制熱實驗中，可以觀察到φ5 mm管換熱器的運行頻率稍微比φ7 mm管換熱器高。當φ5 mm管換熱器室內風機系統轉低風檔運行時，內管溫上升，通過感溫包位置調整和控制邏輯調整系統及時進入限降頻模式保證機組正常可靠運行，避免機組運行溫度和壓力過高。

3 成本分析

使用小管徑換熱器降成本主要是換熱銅管和冷媒灌注量的降低，由于φ5 mm銅管重34.1 g/m，φ7 mm銅管重54 g/m[1]， 因此相同長度銅管降成本36.8%；由于小管徑換熱器管徑減小換熱效率高，蒸發器管內體積減小冷媒灌注量也減小，溫室氣體排放少，對環境污染小，更利于環保性制冷劑的推廣使用。表6是歐盟24 K座吊內及成本分析。總體降成本41 RMB，單內機降成本可達6%，因此小管徑換熱器在后續的產品中重點推廣應用。

表6 24 K座吊機成本分析

4 結論

通過理論分析和試驗驗證，φ5 mm管換熱器同φ7 mm管換熱器在換熱器大小尺寸相同，換熱管數量相同的情況下對比結論如下：

1）φ5 mm管換熱器換熱面積是φ7 mm管換熱器的28.5%；φ5 mm管徑減小冷媒側的沿程阻力增大，銅管管徑減小成本降低。

2）由于冷媒側沿程阻力加大為了確保整機性能和可靠性需要針對冷媒灌注量和蒸發器分路進行優化減小流程流程阻力，提升產品性能和可靠性。

3）性能方面通過優化流路能力能效兩者相當，因此可以通過調整銅管數做更高效產品，滿足市場需求。

4）可靠性方面通過流路設計和蒸發器感溫包位置的調整可滿足不同工況下的可靠性要求，機組能正常進入防凍結和防高溫要求，保證系統可靠運行。