歐碩文 爾馳瑪

珠海格力電器股份有限公司 廣東珠海 519070

0 引言

目前行業(yè)分體空調(diào)器的蒸發(fā)器一般用兩排或兩排以上多折翅片邊板拼湊式銅管分布結(jié)構(gòu)，根據(jù)不同制冷劑的特性以及流程壓損，設(shè)計為多進(jìn)多出的分路居多，但隨著全球大部分地區(qū)實行季節(jié)能效，絕大部分季節(jié)能效中間點能效占比最高，且隨著新制冷劑R32逐步替代R410A系統(tǒng)，由于制冷劑的特性不同，R410A制冷劑系統(tǒng)的流路并不一定適用于R32系統(tǒng)，蒸發(fā)器的流路設(shè)計對整個制冷劑系統(tǒng)的換熱能力影響很大。王碩淵等[1]對比了中國和日本空調(diào)APF評價方法及評價結(jié)果的差異，得出了不僅空調(diào)器制冷、制熱負(fù)荷，制冷、制熱消耗的功率可以影響APF值，空調(diào)器使用時間對APF也有較大影響，其中日本APF中，中間制熱的權(quán)重最高，超過50%。

基于以上，本文以出口日本的分體空調(diào)2.8 kW機型季節(jié)能效APF研究為例，主要重點分析多進(jìn)多出和少進(jìn)多出兩種蒸發(fā)器流路的換熱特點，以及通過仿真軟件及試驗驗證兩種流路空調(diào)性能的差異，結(jié)合日本APF能效各工況的影響，選擇合適的蒸發(fā)器流路，本文研究對后續(xù)開發(fā)季節(jié)能效區(qū)域變頻空調(diào)的兩器流路設(shè)計選型具有一定的參考意義。

1 日本APF評價方法分析概述

日本在本世紀(jì)初啟動了“領(lǐng)跑者計劃”[2]?！邦I(lǐng)跑者計劃”采用的領(lǐng)跑標(biāo)準(zhǔn)與最低能效標(biāo)準(zhǔn)不同，是將當(dāng)前市場上的最高能效水平設(shè)定為產(chǎn)品的目標(biāo)能效值，當(dāng)目標(biāo)年到達(dá)時，目標(biāo)能效值又將被重新設(shè)定。此舉旨在節(jié)能環(huán)保，逐步淘汰低能效機組，從而實現(xiàn)能效不斷升級。目前日本市場空調(diào)只銷售變頻機組，而變頻機組是通過調(diào)節(jié)壓縮機轉(zhuǎn)速來達(dá)到轉(zhuǎn)移熱量變化的要求，APF評價方法就是一年中總熱量轉(zhuǎn)移量與總消耗功率的比值，如圖1是某出口日本2.8 kW機型全年負(fù)荷及發(fā)生時間的曲線圖，負(fù)荷即為某一環(huán)境溫度空調(diào)器需要轉(zhuǎn)移的熱量，時間是指某一環(huán)境溫度下空調(diào)器使用的時間，這一時間根據(jù)氣候及使用習(xí)慣統(tǒng)計得出。根據(jù)日本JIS C 9612的規(guī)定，空調(diào)制冷使用時間為每年6月2日—9月21日，每天上午6點—晚上24點之間，東京地區(qū)環(huán)境溫度24℃及以上發(fā)生的時間；制熱使用時間為每年10月28日—次年4月14日，每天上午6點—晚上24點，東京地區(qū)環(huán)境溫度16℃及以下發(fā)生的時間。

圖1 空調(diào)負(fù)荷及全年溫度發(fā)生時間

APF計算公式如下：

式（1）中：CSTL為全年制冷總負(fù)荷；HSTL為全年制熱總負(fù)荷；CSEC為全年空調(diào)制冷消耗總功率；HSEC為全年空調(diào)制熱消耗總功率。

上述可見，APF不僅與空調(diào)器制冷、制熱總負(fù)荷，制冷、制熱消耗的功率相關(guān)，空調(diào)器的使用時間對APF也有較大影響。

通過圖1及APF計算公式對大量數(shù)據(jù)進(jìn)行擬合得出各工況能效在APF中的占比情況，如圖2所示。

從圖2中可以看出日本APF影響最大的工況為中間工況，其中中間制熱能效影響最大，占比53.7%，其次為中間制冷，占比27.9%，故開發(fā)日本分體空調(diào)器時提高中間點能效成為提高APF的關(guān)鍵。

圖2 日本APF中各工況能效權(quán)重

2 蒸發(fā)器流路分析

蒸發(fā)器作為空調(diào)系統(tǒng)的四大部件之一，蒸發(fā)器的片距、管徑、分路數(shù)、分路方式對整個換熱器的換熱能力有很大影響，其中蒸發(fā)器的流路設(shè)計是影響整個蒸發(fā)器換熱性能的關(guān)鍵因素，本文主要對蒸發(fā)器兩種不同分路數(shù)及分路方式進(jìn)行對比分析。

2.1 分路數(shù)設(shè)計

在空調(diào)制冷劑系統(tǒng)分路設(shè)計過程中，分路數(shù)的設(shè)計非常重要，直接影響到系統(tǒng)的換熱能力，根據(jù)式（2）[3]，分路數(shù)越少，流程越長，制冷劑的壓降越大；分路數(shù)越多，各分路的制冷劑分配均勻性越難調(diào)節(jié)，而分液均勻性直接影響換熱效果。另一方面，分路數(shù)越多，分液毛細(xì)管數(shù)量越多，換熱器管路所需的放置空間越大，同時也會降低生產(chǎn)裝配、焊接加工等環(huán)節(jié)的生產(chǎn)效率；再者由于不同制冷劑的特性不一樣，故選擇合理的分路數(shù)至關(guān)重要。根據(jù)R32制冷劑特性，相較于R410A，R32較小的動力黏度會帶來較小的換熱器壓降，且中間工況質(zhì)量流量小，分路數(shù)盡量少可以提高制冷劑流速，強化換熱系數(shù)，故設(shè)計分路數(shù)為3路。

式（2）中：ΔP為壓降（MPa）；L為流程長度（mm）；fm為摩擦阻力系數(shù)；x0、xi、xm為進(jìn)口、出口和平均制冷劑干度；Di為管內(nèi)徑（mm）；G為制冷劑的質(zhì)流密度（kg/m2?s）；m為質(zhì)量流量（kg/s）；vm為兩相區(qū)內(nèi)的平均比容（m3/kg）。

2.2 分路方式設(shè)計

根據(jù)流體力學(xué)原理[4]，在滿管流情況下，根據(jù)式（3），在制冷劑流量相同的情況下，流速與分路數(shù)成反比，分路越少，流速越快；根據(jù)傳熱學(xué)原理[5]，流速越快，強化換熱系數(shù)越大，根據(jù)式（4），則換熱能力越高。

式（3）中：G為管內(nèi)質(zhì)量流速（kg/m2?s）；M為質(zhì)量流量（kg/h）；di為管內(nèi)徑（mm）；N為分路數(shù)。

式（4）中：為能力（W）；h為表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)（W/m2?K）；A為換熱面積（m2）； 為溫差（K）。

針對出口日本R32制冷劑2.8 kW機型，結(jié)合R32制冷劑的特性，對此蒸發(fā)器設(shè)計了2種分路方式，如圖3 a)為流路1，圖3 b)為流路2。其中流路1的分路方式是常規(guī)使用的分路方式，即通過分液頭直接分3進(jìn)3出，每路對應(yīng)U管數(shù)為7、5、6，見圖3 a)；同時還研究了一種少進(jìn)再分多進(jìn)多出的流路設(shè)計，制冷劑流程為從進(jìn)液管進(jìn)入總進(jìn)，制冷劑經(jīng)過3根U管后再通過分流器分成3路，分別為分進(jìn)1、分進(jìn)2和分進(jìn)3，各分路U管的數(shù)量相同，每路對應(yīng)U管數(shù)為5、5、5，從分出1、分出2和分出3流出經(jīng)集氣器匯總至總出后流至集氣管完成分體機室內(nèi)側(cè)的循環(huán)。

圖3 蒸發(fā)器2種分路方式

其中流路2設(shè)計為1路總進(jìn)途經(jīng)3U管后再分3進(jìn)3出，與流路1直接分若干流路的分路方式相比較，這種分路方式在制冷情況下，在進(jìn)口管內(nèi)制冷劑干度比較低時不分流路，這樣可以得到較大的制冷劑質(zhì)量流速比，而壓降增加不大，管內(nèi)流動沸騰傳熱系數(shù)可以提高；隨著液態(tài)制冷劑的蒸發(fā)換熱，制冷劑干度逐漸升高，在干度升高時制冷劑側(cè)壓降及傳熱系數(shù)也升高，如果仍走一個流路或少流路，氣態(tài)制冷劑流速會很高，導(dǎo)致壓降很大，影響制冷能力，這時需要增加制冷劑流路以有效降低壓降，通過減少管內(nèi)阻力損失來實現(xiàn)換熱最大化。

2.3 性能理論仿真分析

通過流路設(shè)計理論分析，同時運用HXSim Copper Alliance換熱仿真軟件選擇對如上兩種流路的中間制冷能力進(jìn)行了理論仿真分析。在進(jìn)行仿真前，筆者首先完成了該變頻房間空調(diào)器的初始樣機性能測試。利用初始樣機的基準(zhǔn)試驗測量的試驗數(shù)據(jù)，計算試驗過程中室外換熱器的入口參數(shù)和各狀態(tài)下的準(zhǔn)則數(shù)，以便進(jìn)行仿真并選擇恰當(dāng)?shù)慕?jīng)驗關(guān)聯(lián)式。第一步建立仿真模型，主要包含蒸發(fā)器整體模型設(shè)置、翅片設(shè)置、排設(shè)置、管設(shè)置以及流路連接；第二步設(shè)置制冷劑進(jìn)口，主要包含選擇制冷劑種類、制冷劑流量、制冷劑狀態(tài)參數(shù)（溫度、壓力、干度、焓值等）；第三步設(shè)置空氣進(jìn)口，主要包含風(fēng)速分布風(fēng)量、干濕球溫度、壓力；第四步為輸出仿真結(jié)果。得出的中間制冷能力仿真結(jié)果如圖4所示；蒸發(fā)器溫度分布云圖如圖5所示，換熱能力結(jié)果如圖6所示。通過仿真分析結(jié)果可以看出流路1的理論中間制冷能力為1313.6 W，流路2的理論中間制冷能力為1362.2 W，流路2能力優(yōu)于流路1，仿真結(jié)果驗證了前面的理論分析。

圖4 中間制冷能力仿真結(jié)果

圖5 蒸發(fā)器仿真溫度云圖

圖6 蒸發(fā)器仿真數(shù)據(jù)結(jié)果

2.4 APF性能實驗驗證結(jié)果

通過對某出口日本的2.8 kW機型進(jìn)行APF性能匹配，在同一外機情況下，內(nèi)機更換蒸發(fā)器流路同個試驗臺對比測試，APF性能匹配數(shù)據(jù)情況如下。

2.4.1 制冷能力能效測試對比

從表1、圖7可以看出在相同壓縮機頻率下，流路2額定制冷能力較流路1提高了38 W，額定能效相當(dāng)；中間制冷流路2能力較流路1提高了49 W，中間能效提高了0.238（4.02%），與理論仿真結(jié)果吻合。從蒸發(fā)器熱電偶溫度點情況來看，流路1蒸發(fā)器第2路存在過熱情況，額定和中間工況出口比進(jìn)口分別過熱3.2℃、4.1℃，從殼體的風(fēng)道布局來看，第二路為風(fēng)量最大位置，盡管U管數(shù)設(shè)計得少，但還是存在過熱情況；而流路2蒸發(fā)器的3路進(jìn)、中、出口溫差都小，均無明顯過熱，故換熱更充分，能力更高。

表1 不同流路制冷能力能效對比數(shù)據(jù)

圖7 制冷能力能效數(shù)據(jù)對比

2.4.2 制熱能力能效測試對比

從表2、圖8可以看出在相同壓縮機頻率下，流路1與流路2的額定制熱和中間制熱能力相當(dāng)，流路2的制熱功率較流路1會偏低一些，額定能效流路2較流路1提高了0.06 W/W，中間能效流路2較流路1提高了0.138 W/W（2.30%），低溫制熱能力能效相當(dāng)，這是因為制熱時室內(nèi)蒸發(fā)器成為了冷凝器，出口成為了進(jìn)口，氣態(tài)制冷劑總進(jìn)分3路后匯總經(jīng)過3U管過冷，氣態(tài)制冷劑多路進(jìn)入可以降低氣態(tài)制冷劑的壓降，降低壓力損失，同時3路匯總后再途經(jīng)幾根過冷管，可以提高過冷度。從表2數(shù)據(jù)可以看出流路2系統(tǒng)高壓低于流路1，流路2系統(tǒng)低壓高于流路1，故在能力相當(dāng)?shù)那闆r下流路2的系統(tǒng)功率更低，能效比更高。

表2 不同流路制熱能力能效對比數(shù)據(jù)

圖8 制熱能力能效數(shù)據(jù)對比

2.4.3 APF測試數(shù)據(jù)對比

通過以上數(shù)據(jù)計算最終的APF測試數(shù)據(jù)對比如圖9所示，其中流路1計算APF為5.665 W/W ，流路2計算APF為5.810 W/W，流路2較流路1機組的APF提高了0.145 W/W（2.60%）。

圖9 APF測試數(shù)據(jù)對比

3 結(jié)論

蒸發(fā)器流路對空調(diào)系統(tǒng)性能的影響很大，針對不同能效體系，不同制冷劑系統(tǒng)，應(yīng)當(dāng)合理設(shè)計蒸發(fā)器分路數(shù)及分路方式，通過對上述兩種蒸發(fā)器流路的對比分析，采用少進(jìn)多出分路方式，對實行季節(jié)能效的變頻空調(diào)中間點的能效提升很大，特別對季節(jié)能效中間點能效占比高的日本地區(qū)，2.8 kW機組的中間制冷能效提高了4.02%，中間制熱能效提高了2.30%，季節(jié)能效APF提高了2.60%；研究結(jié)果對后續(xù)開發(fā)以日本地區(qū)為代表的變頻空調(diào)時的蒸發(fā)器流路設(shè)計提供了重要參考。