空調系統換熱器特性分析

楊濤

四川長虹空調有限公司 四川綿陽 621000

1 引言

制冷系統換熱器的設計是空調系統設計最重要的環節之一，其中不僅包括確定合理的換熱面積，也包括確定合適的冷媒流路。在換熱面積一定的情況下，好的流路設計可以通過控制冷媒流速和阻力損失，在對流換熱系數和平均換熱溫差間找到最優點，使空調器在換熱量和能效比之間得到最佳平衡，從而使換熱器的效率和經濟性都得到有效發揮。

2 換熱器傳熱分析

以制冷蒸發為例，換熱器傳熱計算式：

式中：φ——制冷量；

A——蒸發器換熱面積；

K——換熱系數；

Δt——平均換熱溫差=tw-to，其中tw是換熱管壁面溫度，為簡化分析設定不變；to是平均蒸發溫度。

工程運用中,在確定了換熱器換熱面積A后，換熱器的換熱量φ就主要與換熱系數K以及平均換熱溫差Δt相關。在這里，我們可以把φ=A·K·Δt看作是一次函數，如圖1所示。

φ是K·Δt的函數；A是常量，也是一次函數的斜率。可見，在A確定后，函數φ的大小由K·Δt確定。也就是說，K·Δt作為變量，需要通過系統設計、匹配來使二者的乘值最優，并同時兼顧系統運行的經濟性。為此我們需對K和Δt分別進行分析，找到它們各自的影響因素、強化措施，以及二者間的相互聯系。

2.1 換熱系數K的影響因素和強化措施

對于空調換熱器來說，導熱和對流換熱是最主要的換熱方式。其中，導熱系數主要由換熱器本身使用材料的物理性質、形狀和厚度等因素決定，因此強化措施主要是選用導熱性能良好的材料作傳熱間壁，并盡可能減薄間壁厚度，避免或減輕雜質污垢積聚起到的負作用。對流換熱主要受流體物性、流動狀態、溫度條件、換熱面幾何特性等多種因素影響，從這些影響因素的本質出發，強化對流換熱主要采用人工方法，增大對流體的擾動度，盡可能改變邊界層結構狀況，減小邊界層特別是流底層的厚度，以降低對流熱阻，增大對流換熱系數。

可見，換熱器材料、面積和冷媒性狀確定的空調系統的換熱系數K主要受對流換熱強度決定，若忽略對流換熱中溫度變化對冷媒熱物性及換熱系數的影響，對流換熱系數又主要由流動狀態決定。

因此，在已知一些主要因素和忽略一些次要因素后，影響空調換熱器換熱系數最關鍵的因素就是流體的流動狀態。為了簡化分析，這里我們只對可控的冷媒的流動狀態作進一步分析。研究表明[2]，冷媒的流動狀態主要指其邊界層厚度、紊流程度以及流動速度。其中，減小冷媒的邊界層厚度、增大紊流程度，從而提高對流換熱系數的有效措施，主要是采用新型高效齒型（如瘦高齒、交叉齒等）的內螺紋銅管。此措施已在家用高能效空調領域中得到了非常廣泛的運用。

綜上，對于一個已確定的換熱器，其對流換熱系數K就和流動速度這一變量直接相關。而且我們知道冷媒流速越大，其管內沸騰放熱系數就越高，可見冷媒流速越高，換熱系數越大，在換熱器面積A和平均換熱溫差Δt一定的情況下，可使換熱量得到提高。

圖1 換熱量與換熱系數和平均換熱溫差之積的函數關系示意圖

圖2 焓示意圖

2.2 冷媒流速對平均換熱溫差Δt的影響和分析

在空調換熱器的實際換熱過程中，冷媒和換熱介質的溫度并不是恒定的。在這里，僅以空氣為換熱介質的研究對象，由于空氣溫度，特別是開放空間的空氣溫度的變化受多種因素影響，且完全不受人為控制。因此根據簡化分析需要，空氣側的溫度變化不作考慮。

根據熱力學理論可知，無論是冷媒高壓冷凝過程還是低壓蒸發過程中，實際換熱時，冷媒與換熱器管壁之間都存在不可避免的摩擦和自身渦流，這導致在冷凝和蒸發過程中均會產生壓力降低，并導致溫度降低，所以冷媒在實際蒸發和冷凝換熱過程中均不是定壓過程。根據蒸發器和冷凝器的不同型式，其飽和壓力、飽和溫度均有不同程度的降低。

再回到換熱器傳熱計算公式：φ=A·K·Δt。理論上，一方面，在換熱量φ和換熱面積A不變的情況下，K·Δt也不變，所以冷媒流速越高，換熱系數K越大，對應的Δt就越小，這就提高了冷媒平均蒸發溫度，改善了空調器的能效指標。如圖2所示，保持吸氣狀態1不變(蒸發過程，單位質量的冷媒制冷量不變)。

但在另一方面，冷媒流速越高，其流動阻力越大，亦即降低了蒸發器出口壓力，同樣也相應的降低了蒸發器出口溫度，而冷媒平均蒸發溫度的降低，使單位質量冷媒制冷量降低且功耗增加，從而惡化了空調器的能效指標。如圖3所示，保持節流后冷媒狀態不變(蒸發過程，單位質量的冷媒制冷量下降)。

綜上所述，由于冷媒流速的增加，傳熱和流動阻力兩個因素對蒸發器內平均蒸發溫度帶來相反的影響，因此必然存在一個相對最佳的質量流速，使得K·Δt值最大，即壓縮機處于最有利的工作條件。

而實際的情況中，冷媒以及換熱器對流速的影響因素非常多，想通過理論公式求解最佳質量流速是相當復雜的，而且準確度也比較低，總之對系統實際匹配的指導意義并不是太大。

因此，在各種系統匹配中，要控制到較為理想的冷媒流速，使整個換熱系統發揮出相對理想的效率，還必須從系統的換熱特點入手分析，而且對于目前占主流的熱泵空調，內外換熱器在空調制冷、制熱時要輪換做蒸發器和冷凝器使用，因此在冷媒流速匹配時，還需兼顧二者的平衡。

3 換熱器壓降分析、測試

在熱泵空調系統中，室內外換熱器不是做蒸發器就是做冷凝器，冷媒在其中也對應著蒸發和冷凝換熱，實際上冷媒在蒸發器和冷凝器中的換熱特點決定了其壓降的不同，蒸發過程是冷媒在相對低壓液態下的吸熱氣化過程，其氣化比容大，質量流速也大。冷凝過程是冷媒在相對高壓氣態下的放熱冷凝過程，其氣化比容小，質量流速也小。因此，與換熱器作為蒸發器的用途相比，同樣的長度，流程阻力損失更大；作為冷凝器用途來說，同樣的長度，流程阻力損失更小。

所以理論上講，當換熱器作為冷凝器時，適當減少冷媒流路（相當于減小冷媒流通面積），可以使冷媒在壓降不大的前提下，提高流速和換熱系數，可以使冷媒的絕對換熱量提高，形成更大的過冷度，從而有效降低冷媒節流后的干度，減少冷量損失，提高換熱效率；換熱器作為蒸發器時，適當增加冷媒流路（相當于增加冷媒流通面積），可以降低冷媒流速，減小壓力損失造成的影響。當熱泵空調換熱器在制冷、制熱切換時，其換熱器也會在蒸發器和冷凝器間切換，因此在系統冷媒流路設計與匹配時，必須考慮兩種情況下的換熱效果，流路設計必須兼顧制冷、制熱，選擇一個折中的流路，從而達到一個相對理想的平衡。

為得到進一步的數據支撐，我們選擇了一款較為典型的家用空調室外機換熱器（共有24根大U管）來進行研究和測試。并且為了方便對不同流路進行實測效果對比，我們為其匹配了相同的內機和相同的冷媒充注量。同時，為了測試壓力損失情況，我們在換熱器的兩端還分別外接了壓力傳感器以進行壓力測試和計算。具體測試數據如表1所示。

從表1中的測試數據可得出以下結論：

（1）制冷時，兩流路制冷能力及能效最好，壓差最大；四流路制冷能力及能效最差，壓差最小；三流路介于二者之間；

（2）制熱時，四流路制熱能力及能效最好，壓差最小；兩流路制熱能力及能效最差，壓差最大；三流路介于二者之間；

（3）從制冷、制熱換熱器壓差數據對比，換熱器做蒸發器時壓力損失比做冷凝器時大得多；

（4）換熱器做冷凝器時，壓力損失對能力、能效的影響比做蒸發器時影響小，這是因為蒸發器流路過少會導致蒸發溫度過低，產生的過量冷凝水會超過其排水能力，使換熱阻力增加，換熱量降低。

另外，在調試不同流路系統的過程中，也進一步驗證了冷媒流速和換熱器壓力損失的關系，結果如表2所示。

從表2中的測試數據可以得出以下結論：

（1）當減冷媒或加長毛細管時，換熱器內冷媒質量流速減小，壓力損失減小；

（2）當加冷媒或減短毛細管時，換熱器內冷媒質量流速增大，壓力損失減大；

（3）加冷媒時，換熱器入口和出口壓力均升高，其中入口壓力升幅更大，因此總的壓力損失增大。減冷媒時以上壓力變化剛好相反。

（4）加長毛細管時，蒸發器入口和出口壓力均降低，其中入口壓力降幅更大，因此總的壓力損失減小；冷凝器入口和出口壓力均升高，其中出口壓力升幅更大，因此總的壓力損失減小。減短毛細管時以上壓力變化剛好相反。

表1 不同流路方案的性能測試結果

表2 換熱器壓力損失測試結果

圖3 焓示意圖

4 結論

綜上，現有的單冷空調由于換熱器功能固定不變，可以在流路設計上根據蒸發器和冷凝器各自的換熱和冷媒壓降特點，進行針對性設計，比如蒸發器可以適當增加冷媒流路，減小壓力損失，冷凝器可以適當減少冷媒流路，增加換熱系數，從而在整體上提高空調效率；但熱泵空調在換熱器流路設計和實際的系統匹配中，根據空調能力大小、換熱器大小和冷媒物性，需要在制冷、制熱之間找到一個好的平衡點，不能顧此失彼。過分追求制冷或者制熱效果，反而會使空調器的整體效率降低。