R290冷媒2HP空調器制熱量提高的試驗研究

馮利偉 廖四清 李傲寒 王小龍

廣東美芝制冷設備有限公司 廣東順德 528333

1 引言

冷媒R22因其具有較好的熱力性能及安全性能而在家用空調領域應用廣泛，但其ODP（臭氧消耗潛能值）=0.034，按《蒙特利爾協議》，屬于要被淘汰的制冷劑。冷媒R410A的ODP=0，被認為可以安全替代R22，但其GWP（全球變暖潛力）=2000，比R22還高，根據京都議定書，R410A仍要被淘汰。R290冷媒屬于自然冷媒，ODP=0，GWP=20，且熱力性能優良，容易獲取，價格低廉，與普通潤滑油和機械結構材料兼容性好，被認為是替代R410A的冷媒之一。[2]

R290在家用制冷設備，就性能而言，待解決的難題是系統制熱量不高，在制冷量3500W以上的機種，暫時未達到熱冷比1.1倍的國家強制要求[5]，其應用和推廣受到影響。目前空調廠家解決R290制熱量低的方法主要采用變頻技術，但如果橫向比較，如R22、R410A采用變頻技術的制熱量仍比R290要高。

R290制熱量不高，普遍認為是系統冷媒充注量受到限制的原因導致，而采用小管徑換熱器、微通道換熱器被視為解決冷媒充注量少的可行辦法[3]，國內外很多研究機構、大專院校等對小管徑換熱器在R290制冷系統的應用上做了很多工作，但基本集中于R290制冷系統的制冷性能方面，制熱性能一直未得到有效解決。

廣東美芝制冷設備有限公司先行研究中心的系統研究模塊致力于壓縮機及周邊部件應用方面的研究，有關換熱器冷媒流程的模擬做了比較細致的工作，特別是近兩年，掌握了換熱器冷媒流程的模擬方法，指導性能工程師的換熱器開發，提高開發效率，節省試驗資源。本文就是在此基礎上，對φ5換熱器冷媒流程針對R290冷媒實施優化，找出最優方案，再實施系統驗證匹配。

EVAP-COND是美國國家標準和技術學會（NIST）開發的換熱器仿真軟件[1]，其模擬結果較實際測試結果存在一定差別，但軟件的部分結果仍有較強的指導意義，且該軟件是免費的，應用較廣泛，故本文采用該軟件進行說明。

2 R290性質分析

2.1 R290熱力物理性質分析

通過對R290與R22、R410A在-10℃～60℃時的導熱系數、比熱、汽化潛熱、粘度的比較，可以得到，在此常用溫度區間，R290具有更高的導熱系數、比熱和汽化潛熱，具有更小的粘度，說明R290制冷系統具有較低的排氣溫度、較小的壓比、較少的冷媒充注量和更好的冷媒流動性，其熱力性質相對R22、R410A并不差[3]。

圖1 不同冷媒的定壓比熱

圖2 不同冷媒的導熱系數

圖3 不同冷媒的液體粘度

圖4 不同冷媒的汽化潛熱

按以上分析可以得出，R290制熱量不足，應和冷媒性質無關。在排除R290冷媒物理性質沒有問題的前提下，R290空調器制熱量不足應該同冷媒充注量受限有很大關系，為此，我們設計了后述方案一的試驗進行驗證，并得到了制冷量、制熱量同冷媒充注量關系的圖（圖9），可以看出，對應制熱工況，隨著冷媒量的增加，制熱量增幅趨于穩定，制熱量一直增加，至冷媒量為720g時達到峰值，而2HP機冷媒限制為420g，制熱所需冷媒偏少約71.4%，但其峰值并未達到5610W以上，也就是說，在R290冷媒2HP空調器系統，冷媒充注量受限只是制熱量不足的原因之一，應該還有其他因素，比如室外換熱器偏小、換熱器需針對R290冷媒設計等。

在系統中，一般認為冷媒比容大會影響冷媒循環流量，但可以增加壓縮機排量來彌補該缺點[3]。但對于換熱器來說，液態冷媒在管路中蒸發變為飽和氣體，如果氣體容積大，需要用較粗管徑的換熱器更為合適，R290冷媒比容與其他冷媒比較，見圖5。可以看出，在相同飽和溫度條件下，R290冷媒的比容約為R22比容的2倍，R410A比容的3倍。目前在空調中，R22系統直徑銅管換熱器居多，R410A系統用φ7換熱器居多，如果不考慮R290冷媒充注量受限問題，R290空調系統用φ9.52較合適，其次是φ7管換熱器，但R290屬于A3冷媒，系統冷媒充注量受到嚴格限制，為了減少冷媒充注量，則采用小管徑換熱器，如φ5管徑換熱器。小管徑換熱器與φ7、φ9.52管徑換熱器的差別，在壓降方面的表現為，用做冷凝器時，因大部分冷媒是液態，并且冷媒流速慢，換熱器壓降均較小，差別不會太大，如R410A冷媒用φ7冷凝器，實測壓降一般在0.02MPa左右；但用作蒸發器時，整個冷媒流程均有氣體，且氣體相對偏多，流速快，壓降大，如R410A冷媒冷凝器用做蒸發器時，實測壓降一般在0.2～0.3MPa，此時，如果換熱器不針對R290冷媒設計，壓降影響就會更大。

2.2 相同壓降條件下，不同冷媒溫度比較

當制熱時，室外換熱器用做蒸發器，在GB制熱條件下，其溫度一般在0℃附近，通過應用制冷劑物性軟件計算，得到圖6，從飽和溫度隨壓力下降的趨勢變化，可以看到，在飽和溫度0℃附近，隨著壓降的增加，R290飽和溫度下降幅度明顯大于R22和R410A，即在相同壓降時，R290換熱器可能較其他冷媒更早結霜而導致制熱量不足。所以，R290用室外換熱器的冷媒流程設計時更要注意減小壓降。

2.3 φ5管替代φ7管相同冷媒流程數的阻力損失分析[4]

對于換熱器單個流程，流體在管道中的沿程阻力損失hl為：

式中：

λ為沿程阻力系數；

l為沿程管長；

d為管徑；

U為冷媒在管中的平均流速；

g為重力加速度；

而沿程阻力系數λ與Re有關。

局部阻力損失hm為：

式中：ξ為局部阻力系數，同截面形狀變化有關。

從式1和式2可以看出，沿程阻力損失和局部阻力損失均同平均流速的平方成正比。而φ5管換熱器的內直徑約為φ7換熱器的0.7倍，如果φ5管流程與φ7相同，則φ5管換熱器的壓力損失為φ7換熱器的4倍多。

因局部阻力損失較小，可忽略，換熱器流程可視為長管，流體在長管中的伯努利方程為：

式中：

表示動能；

hf為水頭損失；

因動能變化和壓力變化不大，且由連續性方程Q=V1A1=V2A2，最后簡化為：

式中：Q為容積流量；

對于有n路的并聯管，有Q=Q1+Q2+…+Qn，且hl=h1=h2=…=hn

圖5 不同冷媒的比容

圖6 不同冷媒2℃附近飽和溫度隨壓降變化的趨勢

圖7 流程a的壓降圖

圖8 流程b的壓降圖

表1 壓縮機單體性能

表2 試驗方案

表3 冷媒充注量420g時制冷（熱）量測試情況

圖9 方案1 不同冷媒量的制冷（熱）量

圖10 R290制熱量提高說明圖

換熱器管徑相同，各支路管長相當時，有：

代入式（5），可得，當n=2時，φ5換熱器與φ7換熱器的換熱器沿程阻力損失相當。

換熱器可能有串聯支路，在串聯管中，有Q=Q1=Q2=…=Qn，hl=h1+h2+…+hn，從阻力損失角度看，串聯支路對壓損影響較大。

所以，R290冷暖空調器的室外換熱器，為了減小整體壓損，建議用并聯支路的流程方式，且φ5管的冷媒流程數是原φ7冷媒流程數的2倍左右。

2.4 用EVAP-COND軟件的模擬驗證

用EVAP-COND軟件模擬[1]，R290冷媒，按樣機用φ5換熱器的參數輸入，在相同條件下，對不同冷媒流程模擬比較，見圖7和圖8，圖中顯示數字是單根管的壓降。

流程a為6-1形，現在室外機比較常見的流程。流程b為6進6出的流程，在室內蒸發器比較常見，但室外冷凝器幾乎不用，室外冷凝器一般采用有“過冷管”的冷媒流程，如圖a中流程的匯總的那根長U管即為“過冷管”。

流程a的總壓降約為流程b的總壓降的2.8倍，其中1根“過冷管”的壓降占流程a總壓降的60%，并且流程的分流/匯合處存在較大的形阻壓降，表明在這種截面積有變化的流程，其局部阻力損失其實不能忽略。

鑒于以上分析，試驗用φ5換熱器摒棄目前通用的“過冷管”的冷媒流程設計方案。

3 試驗準備及試驗方案

3.1 樣機及實驗室

試驗用空調器選用國內某品牌的型號為CE-KFR53W/N1-BA30(B8)，電源為230V/50Hz，原系統為R410A系統，該系統為出口歐洲機型，出口歐洲機型的實測制熱量不低于銘牌值的88%，該機種銘牌值制熱量為5830W，換用R290冷媒，目標制冷量5100W，目標制熱量5610W。

室內蒸發器有16根φ7長U管，銅管總長度約24030mm，室外冷凝器采用1.9排φ7，24根長U管，銅管總長度約34560mm。試驗共用兩臺壓縮機，其單體測試數據見表1。

實驗室選用R290專用防爆的3HP高精度焓差室，為2012年制造并交付使用，每月用標準窗機實施標定后使用。

3.2 試驗方案

試驗方案見表2。

注：原室內φ7蒸發器為16根長U管，如換用φ5管換熱器，長U管數為19根，其冷媒側換熱面積減少了約18%，未采用，只是對室內蒸發器流路模擬優化。2HP外機，如采用2排的φ5管冷凝器，冷媒側換熱面積減少近20%，所以也無采用。采用表1方案，可保證φ5換熱器冷媒側換熱面積同φ7換熱器相比，基本相當，同時內容積減少30%左右，從而來減少冷媒充注量。

4 試驗結果

4.1 方案1不同冷媒量的比較

原系統充不同冷媒量，每個冷媒量均匹配調試至性能最佳時數據比較，見圖9。

從圖9中看出，冷媒量從320g到470g，制冷量改善較大，但再追加系統冷媒，制冷量變化不明顯，說明在470g之前，冷媒量偏少是制熱量低的主要原因。而制熱工況，在420g之前隨著冷媒量增加，制熱量增加較明顯，繼續追加冷媒量，制熱量增幅較穩定，持續增大。其制冷量最大值對應冷媒充注量為570g左右，制熱量最大值對應冷媒充注量為720g。

換用DSF360壓縮機，充420g冷媒時制熱量同DSF340壓縮機充470g冷媒相當，但也遠遠無法滿足熱冷比1.1倍時制熱量5610W的要求。

4.2 其他方案測試比較結果

表2是方案1～5在冷媒充注量420g，用DSF360測試制冷（熱）量測試結果，其中方案2制熱室外換熱器容易結霜，制冷未實施，經分析，其冷媒側換熱面積約為原φ7換熱器的79%，推測冷媒側換熱面積減小是方案2室外換熱器結霜的主要因素；方案3是在方案2的基礎上，增加一排換熱器，但仍容易結霜，經測量片距為1.2～13之間，推測片距太密，風阻太大，導致室外換熱器在額定制熱時容易結霜，制冷未實施；方案4是換用了2.5HP外機鈑金，增大換熱器迎風面積，采用2排換熱器，冷媒側換熱面積是原φ7換熱器的1.3倍，容積約為91%，容積減小的不多。

方案5在方案4的基礎上，通過對室內蒸發器流程模擬優化，原流程數為4，模擬后流程數改為3，并且室外換熱器由原來的2排改為1.6排，以繼續減少內容積，來減少冷媒充注量，其制熱量得到較大提升。

其中方案5的制熱量/制冷量＞1.1，滿足標準要求，但也要注意，其室外換熱器采用n進n出的流程，其流程數太多，對系統設計、匹配調試、生產、可靠性等均提出較大挑戰。

5 小結

通過2HP機不同冷媒量比較，得出2HP機制熱量不足的原因有2個，冷媒充注量不足和室外換熱能力偏小。對R290熱力性質分析，得出R290冷媒熱物理性質不差，但在0℃附近，隨著壓力降低，R290冷媒溫度降低相對較大，這將導致制熱時室外換熱器容易結霜，且R290氣體容積大，如不考慮冷媒量受限問題，應采用大管徑的換熱器比較合適，但R290屬于A3冷媒，冷媒充注量受到嚴格限制，需要用小管徑換熱器來減少內容積來減少冷媒充注量，而換熱器管徑不同必將帶來冷媒流程的不同，小管徑換熱器更需要針對R290進行設計。

通過理論分析和用EVAP-COND對換熱器流程模擬，得出R290冷媒用小管徑室外換熱器的冷媒流程適于采用n進n出的方式，可以有效減小壓降，并應用在試驗中。

最后，在2HP機上實現了熱冷比1.1倍的目標要求，制熱量高于5610W。用圖形簡單說明，見圖10。

[1] Domanski，P.A., Yashar, D., Kaufman, K.A.,2008. Finned-Tube Heat Exchanger Simulation Program With Refrigerant Circuitry Optimization Capability, Challenges to Sustainability. Design and operation of environmentally friendly refrigeration an A/C system.Proceedings. October 15-17, 2008,Poznan, Poland.

[2] 高晶晶，丁國良，王婷婷，高屹峰，宋吉. R290空調器的優化設計原則. [J] 制冷技術，Vol.33 No1.Mar.2013.

[3] 李紅旗. R290房間空調器制熱性能提升研究. 房間空調器行業HCFC-22替代技術國際交流會 2015.11.04.

[4] 林建忠，阮曉東，陳邦國，王建平，周潔，任安祿. 流體力學 [M]，北京：清華大學出版社，2005.

[5] GB/T 7725-2004 . 房間空氣調節器，2004.

[6] IEC 60335-2-40 (2013) . Household and similar electrical appliances-Safety-Part 2-40: Particular requirements for electrical heat pumps, air-conditioners and dehumidifiers.

[7] GB 4706.32-2012 熱泵、空調器和除濕機的特殊要求，2012.