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微通道换热器在空调器上的应用研究

晨怡热管 (广东美的商用空调设备有限公司) 饶荣水 陈俊伟 蔡宗军 刘丽刚 2010-3-4 1:39:36
摘要:试验研究空气流量和流路设计对微通道换热器换热量的影响。测试结果表明,空气流量增加 47%后,换热量增加10.6%;流路设计变化后,换热能力差别1.8%。将某机型铜管换热器更换成微通道换 热器后,A工况能效提高0.22W/W,功耗降低4%,制冷剂充注量减少21.4%。指出整机的通风设计对微 通道换热器有很大的影响,顶出风和侧出风机型需要采用不同的微通道结构设计。认为微通道换热器是应 对国家2级能效要求的一个很好的技术解决方案;分析限制微通道换热器推广使用的一些因素。
    关键词:微通道换热器;风量;流路设计;结构设计;能效;空调
    Kandlikar S.G.对近年来关于微细通道的研究进行了总结[1],明确了微细通道的概念,指出水利直径为0.01~0.2mm的通道为微通道,水力直径为0.2~3mm的通道为细通道,水利直径大于 3mm的通道为传统通道。采用微细通道作为换 热元件在国内外已有研究,但主要集中在汽车空 调系统[2-3]。近年来,随着铜材价格的上涨,微细通道换热元件逐渐开始在家用和商用空调领域得到应用,并被称为微通道换热器。其结构如图1所示,主要包括集管、微通道扁管和翅片。微通道换 热器在空调中的应用具有以下优点:①传热效率高;②提高空调器的EER和SEER;③缩小空调器的体积,减轻空调器的质量;④减少制冷剂的充注量。
    York在3年前就已经将微通道换热器用于 SEER13北美高能效空调器的室外机。图1所示 为York做的一个宣传图片。Carrier在2年前就 在其风冷冷水机组上采用微通道换热器。在我国,对微通道换热器应用于空调系统的研究工作 才刚刚起步。下面,笔者介绍应用微通道换热器方面的一些体会,希望引起更多的微通道换热器研发、制造厂家的关注及更多的空调器整机研发、 制造厂家的重视,共同推动我国空调节能工作的发展。
                   
    1 试验装置
    试验在美的商用空调设备有限公司的ETL 焓差室(见图2)进行。该实验室由位于美国纽约 Cortland的ETL公司设计和建造,美国Cortland 的ETL实验室是美国能源部唯一认可的单元机 能力和能效测试机构。根据验收时的对比数据, 该实验室和美国ETL实验室测试数据的偏差在3%以内。
                  
    笔者对采用微通道换热器的空调器整机进行 以下几个方面的试验研究:①不同风量对微通道换热器换热量的影响;②相同空气流量下,不同流路布置对微通道换热器换热量的影响;③微通道 换热器和铜管换热器的对比。需要说明的是,对 比试验采用相对数值。测试所用微通道换热器由国内某厂家设计和制造。为了进行对比试验,在整个测试过程,仅更换图2中的室外机的换热器, 其余部分保持不变。换热器出口温度通过在换热器的总出口位置布置热电偶进行测量,制冷剂流 量用串联在液管中的制冷剂测量装置进行测量。根据ARI210/240-2008[4]的测试要求,在工况稳定后进行1.5h的连续测试,每隔0.5h记录1组平均数值。
    2 试验结果及分析
    2.1 不同风量对微通道换热器换热的影响
    采用美的商用空调北美高能效某机型,按照ARI210/240-2008[4]进行B工况能力能效测试,数据对比见表1。从表中数据可以看出,当通过微通道换热器的风量提高47%后,换热器的换热量提高10.6%,整机能效提高10.4%,整机能力提高 13.1%。其主要原因为,随着通过微通道换热器风量的增加,换热器的换热系数增大,换热量升高,表现为制冷剂流量增加20.4%后,换热器出口处制冷剂的温度从40.2℃降低到38·8℃,降低了 1.4℃。
    彭明等[2]对平行流冷凝器进行理论计算和试 验研究,测试得到的冷凝器出口制冷剂温度、冷凝器换热量随风速的变化规律与笔者的测试数据变 化规律相同。欧阳俊[3]对汽车空调平行流换热器进行了风速宽范围的模拟:风速较低时,换热器的换热系数和换热量对风速很敏感;当风速高到一 定数值后,风速对换热系数和换热量的影响很小。根据合作厂家的介绍,微通道换热器的换热量对流过其表面的风速很敏感,希望能够将风速提高到一个较高的水平。
    York在某机型上采用微通道换热器作为冷凝器,室外机的风量为我们测试序号1试验时的1.2倍,但是其能力和能效都比表1中2个测试的结果高。分析York和本次测试数据差异的原因,主要有:其一,York采用的微通道换热器厂家与 York有多年的合作,York机型能够充分发挥微通道换热器的长处,表现为换热器的换热性能较好; 其二,York在冷凝器的风速分布设计上比本次测 试样机要好,可以充分利用微通道换热器的换热面积;其三,York在整机设计方面有其独到之处。

    2.2 不同流路布置对微通道换热器换热的影响
    在对比测试时,除了室外机冷凝器采用不同 的微通道流路,其他零部件不作任何改变,测试数 据见表2,其中ARI中A和B工况以及国标中标 冷工况的测试工况要求见表3。从表2可以看出, 微通道换热器采用流路2布置时,在A工况下,制 冷剂流量只有流路1布置的99.67%时,换热器的 换热量提高了1.83%,整机能力提高了2.36%,能 效提高了2.28%。B工况测试数据也有类似的变 化规律。所以为了提高微通道换热器的换热性 能,必须对流路进行优化。由于微通道换热器由 换热器研发、制造厂家提供,而不是由空调整机生 产厂家自己制造,所以需要微通道换热器生产厂 家和空调整机生产厂家进行紧密合作,以开发出 高性能的微通道换热器。
                    
    2.3 微通道换热器与铜管换热器对比
    为进一步了解微通道换热器和铜管换热器的 换热性能,将室外机冷凝器更换成相同迎风面积 的内螺纹铜管翅片换热器,测试数据对比见图3。 采用流路2布置的微通道换热器,在能力和能效等 整机性能指标上都优于铜管翅片换热器。另外, 关于制冷剂充注量,铜管换热器比采用流路2布置 的微通道换热器多23.07%。
    经过优化后的某型号微通道换热器与相同迎 风面积的铜管换热器的整机测试数据对比见图4。 从图中可以看出,采用优化微通道换热器后,整机 功耗降低4%,A和B工况下的能效分别提高6% 和4%,其中A工况下的能效提高了0.22W/W; 制冷剂充注量减少了21.4%。由于A工况的测试 条件与我国的标冷工况接近,可以认为,对应我国 的能效标准,同样的机身尺寸,将铜管换热器换成 微通道换热器,其能效水平可以提升1级(0.2W/ W)。所以,微通道换热器在提高能效、减小机身 尺寸方面是具有一定优势的;尤其是对我国现在 提高空调能效水平的要求下,推广和应用微通道 换热器更具有现实意义。
    3 微通道换热器在空调器上应用分析
    3.1 用作蒸发器
    目前微通道换热器仅用作单冷空调器冷凝器。微通道换热器用作热泵蒸发器,主要受到翅片表面凝结水排除问题的困扰[6]。对常规微通道换热器(见图5(a)),由于扁管呈水平状,冷凝水不易顺利排除。如果采用改进设计,即扁管与水平 方向有一个角度α(见图5(b)),这样凝结水珠在重力作用下可以顺着扁管和翅片下流,从而解决凝结水排除问题。
               
               
                     图 4 铜管换热器与优化后的微通道换热器测试数据对比
               
    3.2 空气侧的流动阻力
    对于微通道换热器来说,空气的流动阻力主 要来自扁管和翅片。对于侧出风机型,空气呈水 平方向流过扁管和翅片。如果采用图5(a)的结构 设计,空气流动方向示意图见图6(a)。这时,空气可以平滑地流经扁管和翅片,流动阻力小,有利于提高流经微通道换热器的空气流速,实现强化换热的目的。如果采用图5(b)的结构设计,空气流 动方向示意图见图6(b)。这时,空气流动方向与扁管和翅片呈一个角度α,流动阻力大,不利于提高流经微通道换热器的空气流速,不利于换热量的提高。
    对于顶出风机型,如果采用图5(a)的结构设 计,空气流动方向示意图见图6(c)。这时,空气流 动方向与扁管和翅片呈一个角度α,流动阻力大, 不利于提高流经微通道换热器的空气流速,不利 于换热量的提高。如果采用图5(b)的结构设计, 空气流动方向示意图见图6(d)。这时,空气可以 平滑地流经扁管和翅片,流动阻力小,有利于提高流经微通道换热器的空气流速,实现强化换热的 目的。
                  
    4 结论
    1)空气流速、微通道换热器的流路设计、整机 的通风设计对微通道换热器的换热量有重要影 响,某机型上测试数据为空气流量增加47%后,换 热量增加10.6%;测试的另一机型2种微通道流 路设计能力差别1.8%;顶出风和侧出风机型需要 采用不同的微通道结构设计。
    2)铜管换热器和微通道换热器在整机上的对 比测试数据显示,采用微通道换热器后,A工况的能 效提高了0.22W/W,微通道换热器是当前应对国 家2级能效标准要求的一个很好的技术解决方案。
    3)目前,微通道换热器没有得到大范围的应 用,主要原因有:其一,微通道换热器的价格很高, 超过了对应大小的铜管翅片换热器的成本;其二, 微通道换热器仅能够在单冷机型上作为冷凝器使 用,还不能用作热泵机型的室外机蒸发器,限制了 其使用范围;其三,铝质换热器过去仅在冰箱和汽 车空调上得到应用,在家用空调领域没有推广,技 术人员对其承压性、耐腐蚀性等可靠性指标存在快。在进水温度约36℃前,R417A的制热性能系 数是优于R22的;但在热水温度达到约36℃之 后,R417A的性能系数要低于R22系统的,且随着 进水温度的进一步增大,二者的差距逐渐加大。 但在当将水从15℃加热到55℃的整个过程中,所 测的R417A系统的平均性能系数为4.19,优于 R22(4.07)。
                
    3 结论
    1)试验结果表明,随着进水温度的升高,系统 吸排气压力上升,但吸气压力受水温影响不明显, 排气压力的上升趋势逐渐变大。R417A系统的吸 排气压力比R22系统的低,有利于装置的安全 运行。
    2)随着进水温度的升高,消耗功率逐渐增加 且上升趋势逐渐加快,但R417A系统的耗功比 R22系统的小,变化趋势比R22系统的缓慢,实测 平均消耗功率为R22的81%,有利于延长装置的 寿命;
    3)随着进水温度的升高,制热量逐渐下降 R417A系统的制热量比R22系统的少,且受水温 的影响比R22系统的大。水温越高,制热量越低 实测总制热量为R22的83.4%,不适合用于对制 热水温度要求较高的场所。
    4)随着进水温度的升高,制热性能系数不断 下降,下降趋势逐渐变缓,但R417A系统制热能效 的变化趋势要快于R22系统的。在进水温度约为 36℃前,R417A系统的能效系数高于R22系统 的,但随着进水温度的进一步升高,其能效系数要 低于R22系统的,在标准工况下,实测平均能效系 数高出R22约3%。因此,R417A系统适用于用 水温度不是太高的场所。
参考文献
[1] 柴沁虎,马国远.空气源热泵低温适应性研究的现状 及进展.能源工程,2002(5):25-31.
[2] Rousseau P G,Greyvestein G P. Enhancing the im- pact of heat pump 
waters in the South African com- mercial sector. Energy,2000,25:51-70.
[3] 余乐渊,赵军,朱强,等.压缩式热泵热水器试验研究 及性能分析.能源工程,2003(4):56-58.
[4] 维也纳保护臭氧层国际会议达成协议.中国制冷空 调,1996(1):4.
[5] 李晓燕,闫泽生.在热泵热水系统中替代R22的试验 研究.制冷学报,2003(4):1-4.
[6] 曹锋,马元,王凯,等. R417A用于热泵热水器的试验 研究.流体机械,2005,33(增刊):117-120. 
责任编辑: banye 参与评论
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