微通道换热器在户式中央空调上应用的实验研究

摘要：根据户式中央空调的要求，设计开发了微通道冷凝器和蒸发器。对采用铜管翅片换热器的原机、采用微通道冷凝器 和同时采用微通道冷凝器和蒸发器的系统性能分别进行了测试和比较。实验结果表明，采用微通道换热器后换热器重量减少 40.8%，制冷剂充注量减少50.7%,系统性能提高6%以上。微通道换热器在家用商用空调领域具有较大的节能、节材潜力。

0 引言

随着空调行业节能、节材、环保要求的不断提高。 空调换热器也面临着更新换代。特别是在家用商用等空调领域，R22制冷剂逐步被淘汰，取而代之的是工作压力较高的R410A制冷剂，因此换热器需要有相对较高的承压能力。在能效方面，国内外的空调能效要求均有了进一步的提高。从2006年1月23日起， 进入美国市场的分体单元机产品季节能效比(SEER) 必须从10提高到13 [1] 。在中国，《房间空气调节器能效限定值及能效效率等级》要求新的空调能效标准入 门等级的提高也在酝酿[2] 。空调行业迫切需要从换热器改进方面考虑，适应新的能效要求。微通道换热器在汽车空调领域作为冷凝器已得到了广泛的应用，其特点是换热效率高、重量轻、使用寿命长等优点[ 3-5]。由于以上特点，微通道换热器在家用和商用空调领域受到越来越多的关注 [6] 。目前，微通道冷凝器在一些商用空调上开始得到应用，但微通道蒸发器的应用尚处于起步阶段。本文针对 一台户式中央空调系统开发了微通道冷凝器和蒸发器，替换了原机的传统铜管翅片换热器，对替换后的系统性能与原机性能进行了对比分析。

1 实验目的

实验的目的是验证所开发的微通道换热器 （MCHX）替换铜管翅片换热器（RTPF）后对机组 性能的影响。实验分为3个部分：

（1）原机性能（冷凝器：RTPF，蒸发器：RTPF）

（2）替换冷凝器后机组性能（冷凝器：MCHX， 蒸发器：RTPF）

（3）替换冷凝器和蒸发器后的机组性能（冷 凝器：MCHX，蒸发器：MCHX）

2 测试系统及部件

2.1 机组信息

实验所用的机组为一台分体式户式中央空调 系统，机组的额定冷量为2.5Ton，包括室外单元和 室内空气处理单元。压缩机为谷轮ZP20K5E-PFV， 原机的冷凝器和蒸发器都采用铜管翅片式换热器。 室外为C型冷凝器，室内为A型蒸发器。采用外平 衡式热力膨胀阀控制制冷剂流量。

2.2.换热器设计

根据原机的能力和尺寸要求，设计了微通道换 热器的尺寸。根据原机RTPF的设计，冷凝器选用 20.6mm的扁管，蒸发器选用25.4mm的扁管。具体设计参数如表1所示。表2为原机铜管翅片换热器 的设计参数。

新设计的微通道换热器保持外形尺寸和迎风 面积与原机基本相同。下图为微通道换热器和铜管 翅片换热器的外观对比。可以看出，微通道换热器的厚度大大减小。冷凝器的重量减少27.5%，蒸发 器的总重量减少58.5%。

2.3.实验系统及测点布置

系统性能测试在焓差实验室中进行。图2为性能实验原理图。焓差实验室分为室内侧和室外侧。系统室内机和室外机空气侧的风量由风洞来测量，并测试换热器进出口干湿球温度来确定进出风的焓值。系统制冷剂侧，主要测试压缩机吸排气的温度和压力，冷凝器出口的温度和压力，以及蒸发器出口温度和压力。

机组的测试工况参考 美国空调制冷协会的标准ARI210/240设定。其中A工况为额定工况，B工况为低温工况。通过考察这两个工况了解系统在设计工况和非设计工况的运行状况。

机组的性能主要考察系统的制冷量和COP。系统的制冷量为空气侧冷量，通过测试蒸发器侧风量和进出口干湿球温度得到。

Q=G*（h2-h1)

式中，Q为制冷量（kW），G为风量（m3/s）， h1和h2为换热器进出口空气焓值。

机组的耗电量为整机的耗电量，包括压缩机和 室内外风机的耗电量，通过测量电压和总电流得到.

N=U*I

式中，N为电功率（kW），U为电压（V），I 为电流（A）。机组COP为:

COP=Q/N

3 实验结果与分析

3.1制冷能力与效率对比

从系统的制冷量来看，替换成微通道冷凝器以后，系统的冷量没有明显的改善，但系统的性能有所提高，在A工况下COP提高1.2%，而在B工况下，COP提高5%。实验中，冷量略有下降的原因是因为在系统制冷剂充注过程中希望能找到一个 最佳COP而牺牲了一定的制冷量。对于季节能效比SEER来说，SEER主要取决于B工况的COP， 因此，替换成微通道冷凝器以后机组的季节能效比提高较多。

蒸发器替换成微通道换热器后，系统的制冷能力明显提高。分析试验结果发现，系统制冷量增加的有两个原因：一是微通道的传热能力比铜管翅片要强。另一个原因是采用微通道蒸发器替换原机5 排铜管的蒸发器后，风侧阻力下降，风量上升。在设计工况下（A工况）COP提高7.9%，制冷能力提高5.9%，在低负荷工况（Ｂ工况）下，COP提高8.5%，制冷能力提高6.7%。因此，替换微通道换热器后，对系统性能改善更为明显。

3.2运行状态对比

图5和图6为系统的蒸发压力和冷凝压力比 较。可以看出，采用微通道冷凝器以后，系统的冷 凝压力下降较大，而对蒸发压力影响不大。替换微 通道蒸发器后，系统蒸发压力明显提高。而对冷凝 压力的影响不大。替换微通道换热器以后冷凝压力 下降蒸发器压力提高，有助于压缩机性能的提高。

从吸排气温度上，替换微通道冷凝器后，排气 温度有所下降，同时替换微通道冷凝器和蒸发器 后，排气温度有更进一步的下降。这是因为冷凝压 力下降和蒸发压力提高后，压缩比降低，排气温度 也随之下降。这对压缩机的运行有利。从吸气温度 上看，更换微通道蒸发器后，吸气温度提高很多， 这是因为系统蒸发压力提高所致。

3.3系统充注量

如图9所示为系统在B工况下达到最优COP 时的充注量。可以看出，当替换微通道冷凝器后， 系统的充注量减少50.7%，同时替换微通道冷凝器 和蒸发器后，制冷剂充注量减少58.1%。由于系统 运行时，大部分制冷剂沉积在冷凝中，因此，替换微通道冷凝器后对制冷剂充注量影响更为明显。

4 结论

设计开发了适用于户式中央空调的微通道冷凝器和蒸发器，对配有铜管翅片换热器的原机、替换冷凝器以及同时替换冷凝器和蒸发器的系统进行了实验。通过实验对比可以发现：

（1）采用当前微通道冷凝器设计替换原机铜管翅片冷凝器后，季节能效比提高明显。采用微通道冷凝器最大的好处是制冷剂充注量大大减少。材料成本也大幅度下降。

（2）采用当前的微通道蒸发器设计后，系统性能有进一步的上升。重量进一步减少，微通道换热器节能节材的效果更加显著。

（3）目前的微通道换热器是参照已有的机组的结构设计，仍具有一定的优化余地。从降低成本的角度，如果保持原机的性能，微通道冷凝器和蒸发器还可以采用更小的尺寸，进而可以带来机组框架结构上成本的降低。从提高性能的角度，微通道蒸发器还有一定的空间来增大换热面积。而原机的蒸发器已采用5排铜管，很难再增加换热器传热面积。

参考文献

[1]Department of Energy.13 SEER Standard for Central Air Conditioners and Heat Pumps

[2]中国家电网，http://www.cheaa.com/Special/BaoDao/080507/

[3]王铁军等，平行流冷凝器在12m客车空调中的应用研 究．制冷学报，2008，29（6）

[4]包涛等，多元平行流冷凝器传热流动性能研究．制冷学 报，2005，26（3）

[5]包涛等，平流式冷凝器与管片式冷凝器在冷藏车中的应 用分析比较．制冷空调与电力机械，2005，26

[6]SATISH G.KANDLIKAR,A Roadmap for Implementing Minichannels in Refrigeration and Air-Conditioning Systems—Current Status and Future Directions, Heat Transfer Engineering,28 12):973–985,2007