熱氣直通化霜技術及電子膨脹閥設計研究

王現林 李亞飛 連彩云 楊旭東

（1.清華大學 北京 100084；2.珠海格力電器股份有限公司 珠海 519070）

0 引言

“煤改電”工程使得空氣源熱泵得到廣泛的推廣應用，但在冬季低溫高濕工況下，空氣源熱泵外機結霜難以避免，結霜導致了空氣源熱泵制熱效率大幅降低，制約了其使用與發展[1]。目前常見的化霜方式包括逆循環除霜、熱氣旁通除霜、電加熱除霜和蓄熱除霜等[2,3]。

逆循環除霜通過四通閥換向，壓縮機排出的高溫高壓冷媒先進入室外換熱器進行化霜，然后經過冷凝的高壓冷媒通過電子膨脹閥節流降壓為低溫低壓冷媒，進入室內換熱器進行蒸發吸熱，室內風機停止運轉。逆循環化霜過程中供熱停止的同時從室內環境吸收熱量，最終導致室內環境出現大幅溫降，用戶感覺不舒適[4]。

熱氣旁通除霜在常規制冷循環中增加一條支路，化霜時無需換向，通過控制支路電磁閥的通斷，使壓縮機排出的高溫高壓冷媒通過化霜支路直接進入室外換熱器進行化霜。該除霜技術不會從室內吸熱，舒適性較好，但熱氣旁通除霜期間吸氣過熱度減小，壓縮機出現液擊的風險變大[5]。

電加熱除霜是將電阻絲安裝在室外換熱管上進行加熱除霜，這種方法除霜時間短，系統設計簡單，但缺點是能耗高，僅有15%～25%的能量被用于化霜[2-6]。

蓄熱除霜通過儲存壓縮機廢熱為除霜提供熱量，更加節能環保，蓄熱器一般設計在吸排氣口或者包裹在壓縮機殼體上[7]。該化霜技術能夠實現不停機除霜，室內溫度波動小，但蓄熱器體積較大、蓄熱量較少，不能得到廣泛推廣[8]且蓄熱時會對機組的正常制熱造成一定的影響[9]。

從上述文獻分析可見，逆循環除霜使室內舒適性惡化，熱氣旁通除霜、電加熱除霜和蓄熱除霜均需增設系統組件且各有缺陷，基于提升化霜時的室內舒適性及不改動空氣源熱泵系統的原則，本文首先提出了新型熱氣直通化霜技術，然后分析了熱氣直通化霜技術的流量需求并對關鍵設備電子膨脹閥進行了創新設計，最后利用CFD 技術對熱氣直通除霜過程中電子膨脹閥內部的能量損失進行了模擬分析。

1 熱氣直通化霜技術

在本研究中，提出的熱氣直通化霜技術不需要額外增加旁通支路，有別于熱氣旁通化霜技術，熱氣直通化霜過程中四通閥不換向，與正常制熱運行時的冷媒循環方向相同，壓縮機排出的高溫高壓冷媒先進入室內側換熱器，然后經過電子膨脹閥后進入室外側換熱器進行化霜，除霜時冷媒流向如圖1所示。熱氣直通化霜的原理是在化霜時增加電子膨脹閥開度，減小冷媒在電子膨脹閥內的節流熱損失，讓較高溫度的冷媒到室外機進行除霜。

圖1 熱氣直通化霜技術冷媒流向圖Fig.1 Refrigerant flow direction of hot gas direct defrosting technology

在壓焓圖上分析熱氣直通化霜技術的化霜過程，如圖2 所示，1→2 表示冷媒在壓縮機內的壓縮過程，2→3 表示高溫高壓的冷媒進入室內側換熱器的放熱過程，3→4 表示冷媒經過電子膨脹閥的節流降壓過程，4→5 表示經過節流的冷媒在室外側換熱器的放熱融霜過程，5→6 表示冷媒在儲液罐中的儲液過程，5→1 表示液態冷媒的閃發過程。從壓焓圖分析中可以看出，熱氣直通化霜過程中，冷媒在室內側和室外側換熱器中均進行放熱，室內側主要是提供熱量，室外側為除霜，即在化霜過程中持續給房間供應部分熱量，有助于提升室內舒適性。

圖2 熱氣直通化霜循環和常規制熱循環壓焓圖Fig.2 Pressure enthalpy diagram of hot gas direct defrosting cycle and traditional heating cycle

在圖2 中用虛線描述了常規制熱循環，通過對比發現，熱氣直通化霜循環和常規制熱循環的壓縮過程一致，主要不同點是冷媒在室內換熱器、電子膨脹閥和室外換熱器內的相態變化過程。常規制熱循環，冷媒在室內換熱器放熱，室內換熱器出口為過冷液體；熱氣直通化霜循環，冷媒在室內換熱器放熱，室內換熱器出口為過熱氣體。常規制熱循環，液態冷媒經過電子膨脹閥節流后變為氣液兩相流；熱氣直通化霜循環，氣態冷媒經過電子膨脹閥后仍為氣態。常規制熱循環，氣液兩相冷媒在室外換熱器中蒸發，室外換熱器出口為氣體；熱氣直通化霜循環，氣態冷媒在室外換熱器中冷凝，室外換熱器出口為氣液兩相流。

熱氣直通除霜速率快慢主要取決于進入室外側換熱器的冷媒熱量，熱氣直通化霜技術的關鍵在于3→4 過程中電子膨脹閥內的熱量損失盡量小，因此在下文中對熱氣直通化霜過程中的流量需求、電子膨脹閥流量曲線和結構以及化霜過程中電子膨脹閥內的熱量損失進行分析。

2 電子膨脹閥流量分析與結構設計

2.1 熱氣直通化霜過程中膨脹閥流量需求分析

熱氣直通化霜時需要增加膨脹閥開度以減小節流熱損失，但不能直接去除膨脹閥，不能直接把室內換熱器和室外換熱器連通，熱氣直通化霜過程中有無膨脹閥的壓焓圖如圖3 所示。當在熱氣直通化霜過程中直接連通室內換熱器和室外換熱器時，3→4 的節流降壓過程將會被省略，進入室外換熱器化霜的冷媒為高溫高壓冷媒，室外換熱器的放熱過程將如虛線3→5’所示，經過放熱化霜后部分冷媒冷凝為液體，液體冷媒回到壓縮機吸氣側將導致壓縮機大量回液，系統內氣態冷媒會越來越少。另外，由于缺少節流過程，室外換熱器出口5’的壓力將會升高，造成壓縮機吸氣壓力和排氣壓力的差值逐漸變小，使得排氣溫度快速衰減，無法提供持續的化霜熱量，因此熱氣直通化霜過程需要一定程度的節流來保證持續化霜熱量，不能直接把室內換熱器和室外換熱器連通。

圖3 熱氣直通化霜過程有無膨脹閥的壓焓圖Fig.3 Pressure enthalpy diagram of hot gas direct defrosting process with and without expansion valve

為了確定熱氣直通化霜過程所需的熱氣流量范圍，利用R32 空調系統實驗測量了不同膨脹閥開度時的熱氣直通化霜效果。在熱氣直通化霜過程中，當膨脹閥開度對應空氣流量為70L/min 時，在R32 空調系統中應用時流量偏大，系統高壓很低，排氣溫度會快速衰減到較低水平無法提供持續的化霜熱量。當膨脹閥開度對應空氣流量為50L/min 時，實際測試過程中，閥前溫度45℃，而閥后溫度僅有10℃，節流過程中有大量的熱量損失，導致化霜熱量不足，化霜時間延長。

通過上述分析可知，為保證化霜熱量和化霜速度，熱氣直通化霜過程中電子膨脹閥開度對應的空氣流量應處于50～70L/min 之間，下面結合電子膨脹閥的流量曲線分析熱氣直通化霜過程中合適的膨脹閥開度脈沖和對應的流量曲線。

2.2 電子膨脹閥流量曲線分析

電子膨脹閥的流量與脈沖正相關，脈沖越大，流量越大。小型壁掛式空氣源熱泵使用的常規大口徑電子膨脹閥的制冷制熱脈沖范圍為0～200 脈沖，滿足熱氣直通化霜技術的脈沖范圍為450～500 脈沖，中間較大范圍屬于系統運行過程中較少使用的脈沖范圍即無效脈沖段，如圖4 所示。整體而言，制冷制熱脈沖范圍較小，較小的脈沖調節會導致較大的系統冷媒流量變化，調節過于靈敏，易導致電子膨脹閥控制不穩、系統容易出現震蕩等問題。常規小口徑電子膨脹閥的流量曲線如圖4 所示，制冷制熱脈沖范圍為0～500 脈沖，滿足制冷制熱過程中冷媒流量需求且電子膨脹閥的控制較穩，但不滿足熱氣直通化霜過程的冷媒流量需求。

圖4 常規口徑電子膨脹閥流量曲線示意圖Fig.4 Flow rate curve diagram of the traditional electronic expansion valve

根據熱氣直通化霜技術的膨脹閥流量需求和正常制冷制熱控制穩定性需求，結合小口徑電子膨脹閥和大口徑電子膨脹閥的流量曲線特點，預設熱氣直通化霜技術專用電子膨脹閥的流量曲線，如圖5 所示。0～400 脈沖間的流量曲線斜率較小，以滿足正常制冷制熱需求；400～500 脈沖間的流量曲線斜率明顯增大，以滿足熱氣化霜需求。

圖5 熱氣直通化霜技術專用電子膨脹閥預設流量曲線Fig.5 Presupposed flow rate curve of special electronic expansion valve for hot gas direct defrosting technology

2.3 熱氣直通除霜專用電子膨脹閥結構設計

上述分析了熱氣直通除霜技術專用膨脹閥的流量曲線，為了設計膨脹閥的結構，需要獲得膨脹閥流道截面積和膨脹閥開度的關系，建立電子膨脹閥閥針和流道截面積簡化計算模型，如圖6 所示。常規電子膨脹閥閥針結構為無頂端的圓錐體即圓臺，閥針孔徑為D，閥針錐角為α，開啟度為h，冷媒經過電子膨脹閥的流通面積取決于A 點到閥針的最短距離，即流通面積由以AB 為母線的圓臺體積決定，則冷媒經過電子膨脹閥的流通面積A可表示如公式（1）所示。

圖6 電子膨脹閥閥針及流通截面積簡化計算模型Fig.6 Simplified calculation model of valve needle and flow cross-section area of electronic expansion valve

根據以上分析可以看出，當電子膨脹閥閥體結構確定后，冷媒工質的流通面積僅與閥針的開啟度h（即閥此時的脈沖）有關；當處于最大脈沖時，閥的流通面積主要由閥針孔徑決定。

根據電子膨脹閥生產廠商提供的數據，1.65mm 口徑電子膨脹閥，最大空氣流量為43.8L/min；1.8mm 口徑電子膨脹閥，最大空氣流量為46.7L/min；2.2mm 口徑電子膨脹閥，最大空氣流量為67.3L/min；2.4mm 口徑電子膨脹閥，最大空氣流量為78.5L/min。結合2.1 節分析可知熱氣直通化霜過程中電子膨脹閥開度對應的空氣流量應處于50～70L/min 之間，因此選定熱氣直通化霜專用電子膨脹閥口徑為2.2mm。

常規電子膨脹閥的閥針為單錐面結構，流量曲線如圖4 所示，不能實現熱氣直通化霜過程中400～500 脈沖時的大幅度流量變化，因此根據流量曲線需求和流通面積影響因素，閥針頂端設計為新型雙錐面結構，第二個錐面結構的錐角大于第一個錐面的錐角，如圖7 所示。

圖7 熱氣直通化霜技術的閥針結構Fig.7 Valve needle structure of hot gas direct defrosting technology

基于圖7 的閥針結構示意圖設計了熱氣直通化霜技術專用雙錐面膨脹閥閥針部分的結構示意圖如圖8 所示。

圖8 雙錐面電子膨脹閥閥針部分結構示意圖Fig.8 Diagram of valve needle structure of biconical electronic expansion valve

利用ANSYS FLUENT 軟件對圖8 中的雙錐面膨脹閥結構進行三維CFD 模擬，驗證設計的膨脹閥結構是否滿足熱氣直通化霜技術的流量需求，膨脹閥三維流道模型和流道剖面圖如圖9 所示。

圖9 膨脹閥三維流道模型和流道剖面圖Fig.9 Three-dimensional flow channel model and flow channel profile of expansion valve

電子膨脹閥的流量曲線測量中一般采用空氣作為工質，從B 管通入表壓為0.1MPa 的空氣，A管通入大氣中并在A 管出口接體積流量計，得到不同膨脹閥開度時通過A 管的體積流量即為該膨脹閥的流量曲線。因此，為得到熱氣化霜技術專用膨脹閥的流量曲線，在模擬中采用空氣為工質，模擬所用的邊界條件如表1 所示。

表1 膨脹閥流量曲線CFD 模擬邊界條件Table 1 CFD simulation boundary conditions of expansion valve flow rate curve

電子膨脹閥的開度調節范圍為0～500 脈沖，正常制熱運行時，一般在100～350 脈沖范圍內進行調節[10]，因此模擬時從100 脈沖開始建模，部分不同脈沖數時對應的閥芯流道放大圖如圖10 所示。

圖10 不同脈沖數時對應的閥芯流道放大圖Fig.10 Enlarged view of valve core flow channel under different pulses

模擬獲得不同膨脹閥脈沖下的空氣體積流量，如圖11 所示。可以看出當膨脹閥開度為350 脈沖時體積流量存在拐點，當開度為100～350 脈沖時流量曲線變化較為平緩，當脈沖數大于350 時，體積流量快速增加。脈沖數為350 對應的流量為14.55L/min ，脈沖數為400 對應的流量為30.78L/min，可以滿足正常制冷制熱需求且制冷制熱脈沖調節范圍較大，能夠提高控制穩定性。當脈沖數為500 時，最大流量為69.82L/min，大于50L/min 而小于70L/min，可以滿足熱氣直通化霜需求，因此設計的雙錐面電子膨脹閥結構可以滿足正常制熱和熱氣直通化霜需求。

圖11 不同脈沖下模擬的雙錐面電子膨脹閥空氣體積流量Fig.11 Simulated air volume flow of biconical electronic expansion valve under different pulses

3 熱氣直通化霜過程中電子膨脹閥內的能量損失分析

基于2.1 節的分析可知，熱氣直通除霜過程中膨脹閥開度對應的空氣流量范圍為50～70L/min，因此為了研究熱氣直通化霜過程中膨脹閥內部的能量損失，在本節中利用膨脹閥空氣流量為50～70L/min 時對應的脈沖數來對R32 制冷劑進行CFD 數值模擬。當膨脹閥的空氣流量為50L/min和70L/min 時，在2.3 節中設計的雙錐面膨脹閥對應的脈沖數分別為437P 和500P，CFD 模擬時在437～500P 之間共選取了9 組不同的脈沖數，如表2 所示。在制熱和化霜過程中，膨脹閥內制冷劑流向從A 管流向B 管，結合熱氣直通化霜技術和空調系統特點可知，當膨脹閥開度增加時，閥前壓力和溫度（A 管進口壓力和溫度）會降低，閥后壓力（B 管出口壓力）會增加，R32 空調系統在熱氣直通化霜期間不同脈沖時的膨脹閥進出口邊界條件如表2 所示。在化霜過程中，為了給室外換熱器提供最大的化霜熱量，膨脹閥出口的質量流量和溫度應越大越好。根據表2 中的邊界條件，模擬獲得的不同膨脹閥脈沖對應的制冷劑質量流量和B 管出口溫度（閥后溫度）匯總如表3 所示。可以看出，流經膨脹閥的質量流量隨著膨脹閥脈沖數的增加先升高后減小，膨脹閥出口溫度隨著脈沖數的增加而增加，當脈沖數小于460P 時，膨脹閥出口溫度快速升高，當脈沖數大于460P 時，膨脹閥出口溫度上升緩慢，因此存在最優的膨脹閥開度使膨脹閥出口的化霜熱量最大。當膨脹閥脈沖數為437P 時，熱氣直通化霜過程中閥前溫度45 ℃，而閥后溫度僅有9.51℃，節流造成的熱量損失較大，導致化霜熱量不足。當膨脹閥脈沖數為500P 時，閥后溫度最高，為20.31 ℃，但是流經膨脹閥的熱氣質量流量最小，為15.15 g/s，這是因為此時閥前的壓力降低較大，制冷劑的密度減小，導致流經膨脹閥的熱氣質量流量降低，因此脈沖數為500P 時提供的化霜熱量并非最大。當膨脹閥脈沖數為465P 時，此時節流損失中等，閥后溫度為19.19℃，與最大膨脹閥脈沖數為500P 時的閥后溫度20.31℃接近，另外此時流經膨脹閥的熱氣質量流量最大，為18.28g/s，綜合熱氣質量流量和閥后溫度可知，當膨脹閥脈沖數為465P 時提供的化霜熱量最大。

表2 R32 制冷劑膨脹閥CFD 模擬的邊界條件Table 2 CFD simulation boundary conditions for R32 refrigerant expansion valve

表3 R32 制冷劑膨脹閥模擬獲得的質量流量和出口溫度Table 3 Simulated mass flow rate and outlet temperature of R32 refrigerant expansion valve

為了明晰不同脈沖數時膨脹閥內部的能量損失情況，選取脈沖數為437P、465P 和500P 時模擬獲得的膨脹閥閥芯部分的內部壓力、溫度、速度云圖進行對比，如圖12、圖13 和圖14 所示。從圖12 和圖13 中的壓力分布和溫度分布云圖可以看出，由于閥針壁面與閥座芯壁面形成了狹窄的流道，流體經過時發生了劇烈的壓力變化和能量損失。當膨脹閥開度為437P 時，由于閥針壁面與閥座芯壁面形成的流道截面積最小，膨脹閥內的壓力和溫度損失最大，因此導致閥后溫度降低較多。隨著膨脹閥開度的增加，膨脹閥內部的壓力和溫度變化程度逐漸減小，當開度為465P 和500P 時，膨脹閥內部的溫度分布相似，因此在這兩個開度下的膨脹閥出口溫度基本相當。從圖14 中的速度局部放大圖可以看出在閥座芯內流體速度的分布較為相似，閥內的最大速度出現在閥座芯壁面和閥針壁面組成的狹窄流道內，當膨脹閥開度增加時，閥內的最大速度逐漸降低，當膨脹閥脈沖為500P 時，閥內的最大速度不足膨脹閥脈沖為437P 時閥內最大速度的二分之一，也造成了當膨脹閥脈沖為500P 時，流經膨脹閥的熱氣質量流量下降。

圖12 不同脈沖數的膨脹閥閥芯內部壓力分布Fig.12 Pressure distribution in expansion valve core under different pulses

圖13 不同脈沖數的膨脹閥閥芯內部溫度分布Fig.13 Temperature distribution in expansion valve core under different pulses

圖14 不同脈沖數的膨脹閥閥芯內部速度分布Fig.14 Velocity distribution in expansion valve core under different pulses

4 結論

在本研究中，提出了空氣源熱泵熱氣直通化霜技術的概念，對熱氣直通化霜過程中的流量需求進行了分析，對熱氣直通化霜技術關鍵部件電子膨脹閥的流量曲線和閥針結構進行了創新設計，模擬分析了化霜過程中不同脈沖時的膨脹閥內部能量損失，主要結論如下：

（1）熱氣直通化霜技術在化霜期間冷媒流程同制熱循環，不需要額外設置支路，化霜時制冷劑不換向，室內換熱器維持在高溫高壓狀態，持續給房間供應部分熱量，可減少化霜時的房間溫降量，維持室內舒適性。

（2）為保證化霜期間冷媒進入室外換熱器的化霜熱量，系統內電子膨脹閥化霜開度對應的空氣流量范圍為50～70L/min。

（3）創新設計了用于熱氣直通化霜技術的雙錐面電子膨脹閥結構，雙錐面電子膨脹閥的流量曲線減小了無效脈沖段，增加了控制穩定性，另外在化霜脈沖段，流量劇烈增加，模擬獲得的膨脹閥最大空氣體積流量為69.82L/min，可以滿足熱氣直通化霜過程中的流量需求。

（4）熱氣直通化霜過程中，利用CFD 技術對R32 制冷劑通過電子膨脹閥的能量損失進行了模擬，結果表明在化霜過程中，電子膨脹閥開度過小會使閥后溫度較低，最大開度會明顯降低進入室外換熱器的熱氣流量，存在最優膨脹閥開度使膨脹閥出口的化霜熱量最大。