采用微通道換熱器的熱泵型空調器性能研究

雷華翹

摘 要：我國經濟發展速度不斷提升，人民群眾也在相繼提升生活質量水平，在此情況下，不斷的增加對于空調器的需求量，所以近些年來，研究家用空調器的能效水平，屬于社會焦點。本文予以自行研制的微通道換熱器的熱泵型空調器展開分析，進行實測以后顯示，采取微通道換熱器能夠將熱泵型空調器的制冷、制熱能效雙重提升。

關鍵詞：微通道換熱器;熱泵型;空調器;性能

微通道換熱器是緊湊式高效換熱器，能夠采取微通道強化相變傳熱特性，對于管內制冷劑對流換熱進行強化，將換熱器的耐壓能力增強。微通道換熱器早已被廣泛的運用到了汽車空調上，同時在家用空調單冷機上用作冷凝器，都產生顯著的技術優勢。本文建立在自行研制的運用微通道換熱器的3hp落地式分體熱泵型空調器基礎上，展開實驗研究分析，探究微通道換熱器在將空調器節能減排性能方面上產生的功效。

1 實驗樣機及測定結果

采取3 hp落地式分體熱泵型空調器，作為本次實驗的實驗樣機，不對原型機的尺寸、結構改變的基礎上，運用新研制的微通道換熱器。在設計換熱器的方案過程中，展開相應調整，但換熱面積跟原始樣機相比明顯更小些。比如，室內機換熱器的翹片管式迎風面積是730×400mm2，微通道換熱器的迎風面積是665×424mm2，室外機換熱器的翹片管式迎風面積是810×609mm2，微通道換熱器的迎風面積是745×633mm2;室內機換熱器的翹片管式換熱面積是9.62m2，室內機換熱器的微通道換熱器的換熱面積是7.75m2，室外機換熱器的翹片管式換熱面積是29.34m2，室外機換熱器的微通道換熱器的換熱面積是16.53m2。

將原始樣機的換熱器，采取微通道換熱器取代，進行組裝兩臺熱泵型空調器，落實檢測樣機的操作。樣機配置就是，樣機A，室內機、室外機都應用到了微通道換熱器。相較于原始樣機而言，室內機、室外機換熱器面積分別具有19%、44%的減少幅度，換熱器的制作材料為全鋁材料，降低39%的總材料消耗量;樣機B，室內機、室外機分別采取原型機換熱器、微通道換熱器。未改變室內機換熱器面積，室外機換熱器具有44%的減少面積，降低耗材33%，室外機換熱器全鋁制作。 樣機調試過程中，按照實際情況，合理的調整毛細管以及制冷劑充注量。相較于原始樣機而言，樣機A制冷EER、制熱COP分別是減小10%、提升3%;樣機B制冷EER、制熱COP分別減小1.9%、提升10%。樣機A降低制冷劑充注量20%的幅度，樣機B為30%的降低幅度。

2 計算條件和方法分析

2.1計算條件

設置兩臺樣機的室內機、室外機換熱器跟原型機具有相同的換熱面積值，理論計算的條件主要就是：計算的微通道換熱器樣機的換熱面積、迎風面積，相等于原型機;不改變總傳熱系數以及空調器測試工況，同時室內機、室外機空氣側風量不變;蒸發器過熱度、冷凝器過冷度，一致于相同工況下測試樣機的值。國家標準提出了，熱泵型空調器的熱泵額定（高溫）制熱量，需要在其額定制冷量以上，額定制冷量在7.1kW之內的分體式熱泵空調器，熱泵額定（高溫）制熱量需要在額定制冷量的1.1倍以上為宜。

2.2計算方法

在進行計算樣機的總傳熱系數的方面上，整理兩個樣機處于制冷、熱泵工況中所測到的數據參數，即室內機、室外機的空氣干濕球溫度、蒸發溫度或冷凝溫度、制冷量等。按照兩個樣機空氣進出口溫度和冷凝溫度等檢測值，計算獲取對數平均溫差。依據假設的蒸發溫度、冷凝溫度，通過測試樣機的壓縮機特性數據表，能夠獲取壓縮機的制冷劑流量、輸入功率。確保蒸發器過熱度、冷凝器過冷度，一致于樣機的檢測值。通過蒸發溫度、過熱度，對于壓縮機進口狀態點加以明確以后，采取相應的NIST物性軟件，計算各點的焓值。再通過計算樣機的制冷量截，總傳熱系數、換熱面積，進行計算樣機的對數平均溫差。按照計算結果，得到制冷量、壓縮功率。

對于風機功耗進行計算，總功耗就是風機功耗加上壓縮機功耗。按照測試樣機的全功耗，以及采取壓縮機的性能曲線，最終得到壓縮機功耗、測試樣機的風機功耗。其中，風機功耗涵蓋了室內機風機功耗、室外機風機功耗兩部分構成。檢測期間，并未予以風機的功耗直接的檢測，因此不可以良好的區分開室內機、室外機的風機功耗，理論計算期間未對室內機、室外機風機的功耗分析。在計算風機功耗中，涉及到了鋁帶管、翅片的通風阻力、過濾網風柵阻力以及余量。理論計算過程中，不改變室外機、室內機的風機流量，因此局部阻力損失（格柵、出口風壓等）無改變情況。

2.3計算結果

樣機、原型機的計算結果情況統計為：原型機A制冷量是7266.1W，制冷功率是2681.2W，EER為2.71，COP為2.89，制熱量是8225.1W，制熱功率是2846.1W;樣機A制冷量是8261.47W，制冷功率是2370W，EER為3.48，COP為3.64，制熱量是8712.8W，制熱功率是2393W。原型機2制冷量是7480.7W，制冷功率是2791W，EER為2.68，COP為2.68，制熱量是8439.7W，制熱功率是3149W;樣機B制冷量是8886W，制冷功率是2690W，EER為3.30，COP為3.25，制熱量是8837.1W，制熱功率是2657.5W。

觀察基于不同的毛細管尺寸、制冷劑充注量的狀態中，原型機A、原型機B的檢測數據結果顯示，樣機A室內機換熱器、室外機換熱器都是微通道換熱器，換熱面積相同于原型機的條件狀態中，采取微通道換熱器，明顯的提升熱泵型空調器制冷EER，超過28%（28.41%），提升制熱GOP超過25%（25.95%）。樣機B室內機換熱器、室外機換熱器分別是翅片管式換熱器、微通道換熱器，換熱面積一致于原型機狀態中，運用微通道換熱器，明顯提升熱泵型空調器的制冷EER、制熱COP分別超過23%（23.25%）、21%（21.26%）。微通道換熱器的結構形成通常是多孔微通道扁管、波紋百葉窗翅片，減小管道當量直徑，強化管內換熱。而且微通道換熱器的結構形式將空氣側流動阻力以及風扇功率明顯削弱。所以，具有一定的換熱面積基礎上，實施微通道換熱器，促使將熱泵型空調器的制冷EER、制熱COP能力有效的增強。

結語：

綜上所述，在確保不改變能效水平的基礎上，微通道換熱器相較于翅片管式換熱器而言，可以將換熱面積進一步的降低，同時減少材料的消耗，降低應用制冷劑充注量。在不改變換熱面積基礎上，微通道換熱器一方面削弱材料消耗，降低應用制冷劑充注量，另一方面可以促使提升熱泵型空調器的制冷EER、制熱COP超過20%的水平。另外，在熱泵型空調器上面運用微通道換熱器，優越性包括了減少材料消耗量、降低充注量、將能效水平增強等。所以，微通道換熱器在熱泵型空調器應用，產生的優越性更加顯著，可推廣實踐。

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