室外換熱器可變流路設(shè)計及試驗分析

陶 骙，邵艷坡，吳 恒，晏 剛，肖芳斌，陳 磊，黎順全，李健鋒

（1.西安交通大學(xué) 能源與動力工程學(xué)院，西安 710049；2.廣東美的制冷設(shè)備有限公司，廣東佛山 528311）

0 引言

隨著人們生活水平的提高，空調(diào)器已被廣泛應(yīng)用于家庭、工商業(yè)等領(lǐng)域。為了提高空調(diào)器能效，需對系統(tǒng)各部件進(jìn)行優(yōu)化。換熱器優(yōu)化是空調(diào)熱泵系統(tǒng)節(jié)能提效的關(guān)鍵之一，VOLOSHCHUK等［1］對空調(diào)系統(tǒng)進(jìn)行了?分析，結(jié)果表明，63%和20%可避免的?損失分別發(fā)生在蒸發(fā)器和冷凝器中。因此要提高空調(diào)器系統(tǒng)的性能，有必要提高換熱器性能。由于空間與成本的限制，換熱器常見的優(yōu)化形式主要有翅片結(jié)構(gòu)、間距、管徑與制冷劑流路等［2-5］。其中制冷劑流路優(yōu)化易于實施且不需要增加額外成本，是最經(jīng)濟(jì)的優(yōu)化方式［6-7］。

針對制冷劑流路已進(jìn)行了許多研究，張浩等［8］針對空調(diào)室外機(jī)的制冷劑從上至下沿程流動時干度逐漸減小的現(xiàn)象，提出了分布式流路，仿真研究發(fā)現(xiàn)采用2-3-4 分布式流路比采用流路數(shù)目單一的3 流路的額定制熱量和低溫制熱量分別提升8.8% 和5.6%。ISHAQUE 等［9］提出了一種新型優(yōu)化搜索算法對冷凝器進(jìn)行優(yōu)化，優(yōu)化后的流路使部分負(fù)荷下冷凝器換熱量提升了6.96%～9.87%。KWAK 等［10］基于熱阻平衡法（空氣側(cè)與制冷劑側(cè)熱阻相等為優(yōu)化目標(biāo)）對冷凝器進(jìn)行設(shè)計優(yōu)化，研究發(fā)現(xiàn)在不同負(fù)荷下得到的最優(yōu)流路并不相同，建議采用加權(quán)計算的方式得到最優(yōu)流路。這在一定程度上促進(jìn)了換熱器性能的提升。

然而，現(xiàn)有流路優(yōu)化研究大多只針對單一的蒸發(fā)器或冷凝器進(jìn)行，實際上，對于具有制熱與制冷2 種模式的空調(diào)器而言，室外換熱器在制冷/制熱模式下分別為冷凝器/蒸發(fā)器，而換熱器作為冷凝器與蒸發(fā)器時的最優(yōu)流路通常并不相同。可變流路技術(shù)（制冷與制熱模式下?lián)Q熱器均運行在其最優(yōu)流路）是解決這一矛盾點的關(guān)鍵技術(shù)，SIM 等［11］首次在文獻(xiàn)中提出了可變流路的概念，目前只有ZHAO 等［12-13］對可變流路的應(yīng)用進(jìn)行了詳細(xì)研究，在容量為1～7 kW 的空調(diào)器上取得了較好的效果，為空調(diào)換熱器改進(jìn)提供了新思路。

對于可變流路技術(shù)而言，確定制冷與制熱模式下?lián)Q熱器的最優(yōu)流路是關(guān)鍵。ZHAO 等［12］根據(jù)換熱器仿真得到的不同流路的換熱量大小來確定制冷與制熱模式下的最優(yōu)流路，實際上，確定換熱器最優(yōu)流路時還應(yīng)當(dāng)考慮換熱器壓降，因為壓降變化會對壓縮機(jī)耗功、制冷劑流量等產(chǎn)生影響，從而對系統(tǒng)性能也產(chǎn)生影響。有學(xué)者提出了綜合考慮換熱量與壓降的熵產(chǎn)最小化法［14］與?分析法［15］來確定最優(yōu)流路，但有研究表明這2 種方法也有所缺陷，得到的最優(yōu)流路并不一定是系統(tǒng)性能最優(yōu)的流路［16-17］。

綜上所述，確定制冷與制熱模式下系統(tǒng)性能最優(yōu)的換熱器流路是可變流路技術(shù)的關(guān)鍵與難點，為解決上述問題并拓寬可變流路技術(shù)的應(yīng)用范圍，本文將一種新的可變流路方式應(yīng)用于16 kW 多聯(lián)機(jī)空調(diào)器，建立了蒸發(fā)器/冷凝器仿真模型與整機(jī)系統(tǒng)仿真模型，進(jìn)行耦合計算以直接得到不同流路對系統(tǒng)性能（COP）的影響，以確定冷凝器和蒸發(fā)器的優(yōu)選流路。在此基礎(chǔ)上，通過閥件實現(xiàn)了新的可變流路方式，并最終通過試驗進(jìn)行驗證，可為相關(guān)研究人員提供參考。

1 單體換熱器仿真

1.1 換熱器仿真模型

采用分布參數(shù)法建立換熱器仿真模型，為簡化仿真模型并提高計算效率，模型中引入以下假設(shè)條件：（1）仿真模型中的換熱及流動過程均為穩(wěn)態(tài)過程；（2）U 型連接管、分配器及其他連接管路處的熱損失忽略不計；（3）換熱器管路均為水平布置，故壓降模型中忽略重力產(chǎn)生的影響。

采用ε-NTU方法進(jìn)行單元傳熱計算：

式中，t1，t2為流體進(jìn)口與出口溫度，℃；qm為流體質(zhì)量流量，kg/s；c為定壓比熱容，J/（kg·K）；U為單元總傳熱系數(shù)，W/（m2·K）；A0為單元管外傳熱面積，m2。

基于管外傳熱面積的總傳熱系數(shù)U計算式為：

式中，Ar為單元管內(nèi)傳熱面積，m2；din，dout分別為管內(nèi)、外直徑，m；λ為銅管導(dǎo)熱系數(shù)，W/（m·K）；L為單元長度，m；ha，hr分別為空氣側(cè)與制冷劑側(cè)傳熱系數(shù)，W/（m2·K）；ηa，ξ分別為翅片效率與析濕系數(shù)。

空氣側(cè)及制冷劑側(cè)傳熱系數(shù)采用傳熱關(guān)聯(lián)式計算得到，見表1。

表1 傳熱關(guān)聯(lián)式Tab.1 Heat transfer correlation

單元壓降采用式（5）計算，考慮加速壓降ΔPs與摩擦壓降ΔPf，忽略重力壓降ΔPg：

式中，f為摩擦系數(shù)；G為制冷劑質(zhì)量流速，kg/（m2·s）；ρin，ρout分別為單元內(nèi)制冷劑進(jìn)口與出口密度，kg/m3。

摩擦壓降ΔPf分為單相流體摩擦壓降與兩相流體摩擦壓降，單相流體的摩擦壓降采用式（7）（8）計算［22］：

式中，ρave為單元內(nèi)制冷劑平均密度，kg/m3；k為粗糙度。

冷凝模式下的兩相流體摩擦壓降采用式（9）～（11）計算［22］：

式中，fv為單相氣體摩擦系數(shù)，采用式（8）計算；x為干度；ρv，ρl分別為氣相和液相的密度，kg/m3；μv，μl分別為氣相與液相的動力黏度，kg/（m·s）。

蒸發(fā)模式下的兩相摩擦壓降采用式（12）～（15）計算［23］：

式中，fl為單相液體摩擦系數(shù)，采用式（8）計算。

采用分布參數(shù)法對傳熱及壓降進(jìn)行耦合運算。在換熱器仿真計算過程中，為了簡化模型常假設(shè)換熱器各支路流量是均勻分配的［6］，實際上各支路之間具有合并與分離的連接關(guān)系，各支路管數(shù)目不同會對制冷劑分配產(chǎn)生影響。因此基于壓降守恒建立了換熱器流量分配模型，換熱器仿真模型構(gòu)建詳細(xì)過程及計算流程參考文獻(xiàn)［24］，該文獻(xiàn)中對模型進(jìn)行單體測試和仿真結(jié)果的對比，結(jié)果表明冷凝工況能力偏差在±3%以內(nèi)，蒸發(fā)工況能力偏差在±5%以內(nèi)，計算模型具有一定準(zhǔn)確性。

室外換熱器規(guī)格參數(shù)見表2，額定制冷、額定制熱、超低溫制熱工況的仿真輸入條件見表3。本文提到的16 kW 多聯(lián)機(jī)，原型機(jī)室外機(jī)為10進(jìn)10出+4排過冷段的制冷劑流路，如圖1所示。本文主要對室外機(jī)的分路數(shù)進(jìn)行設(shè)計及研究，以得到制冷與制熱模式下?lián)Q熱器的最優(yōu)分路數(shù)目，因此設(shè)計流路時只對分路數(shù)進(jìn)行改變，過冷段保持不變。

圖1 原型機(jī)室外機(jī)流路Fig.1 Flow path diagram of the prototype outdoor unit

表2 室外換熱器規(guī)格參數(shù)Tab.2 Specification parameters of outdoor heat exchanger

表3 仿真輸入條件Tab.3 Simulation input conditions

更改室外換熱器分路數(shù)時，秉承各支路蛇形管長度均勻分配的原則。這是因為空調(diào)室外機(jī)通常采用吸風(fēng)的方式進(jìn)行換熱，換熱管路上的空氣流速分布相對均勻［25］，此時為了保證換熱器各支路換熱狀態(tài)相同，要求各支路蛇形管長度相同。但由于每一路U 型管數(shù)必須為整數(shù)（1 個U 型管包括2 根換熱管），有時會面臨各支路管長度無法均勻分配的情況，因此設(shè)計時要求各支路U 型管數(shù)差異盡量小。以圖1 中原型機(jī)室外機(jī)流路為例，將56 個U 型管分成10 路，為了盡量均勻分配只能采用每路5 個或6 個U 型管的分配方式，經(jīng)簡單計算可知，其中4 條支路每路5 個U 型管，另外6 條支路每路6 個U 型管。

1.2 單體換熱器仿真結(jié)果討論

圖2，3 分別示出不同工況條件下室外換熱器換熱量及壓降的變化（以原型機(jī)室外機(jī)換熱量仿真結(jié)果為基準(zhǔn)，即100%）。如圖中所示，在額定制冷工況下的換熱量隨著分路數(shù)增大而減小，額定制熱及超低溫制熱工況換熱量隨著分路數(shù)增大呈現(xiàn)先增加、后減小的趨勢；各工況壓降隨著分路數(shù)增大均呈現(xiàn)減小趨勢。

圖2 單體換熱器中各工況換熱量隨著分路數(shù)變化趨勢Fig.2 Variation trend of heat transfer capacity under different operating conditions in a single heat exchanger with the number of paths

圖3 單體換熱器中各工況壓降隨著分路數(shù)變化趨勢Fig.3 Variation trend of pressure drop under different operating conditions in a single heat exchanger with the number of paths

從圖2，3 對比可知，將分路數(shù)從原型機(jī)的10路減小為5路時，雖然冷凝器換熱量上升了2.2%，但冷凝器壓降約為原型機(jī)的4.3 倍。在室外換熱器中，制冷劑的壓降增大將會增大系統(tǒng)的高低壓壓力差值，從而增加壓縮機(jī)功耗。因此，不能通過單體換熱器仿真得到的換熱量大小來評判流路優(yōu)劣。

根據(jù)上述分析可知，對換熱器進(jìn)行單體仿真只能定性分析換熱量及壓降變化趨勢，無法確定不同流路在整機(jī)系統(tǒng)中的表現(xiàn)情況。因此，本文將換熱器仿真耦合入多聯(lián)機(jī)整機(jī)系統(tǒng)仿真中，以直接確定不同換熱器流路對整機(jī)換熱量及性能的影響，從而確定制冷與制熱模式下?lián)Q熱器的優(yōu)選流路。

2 整機(jī)系統(tǒng)仿真

將室內(nèi)外換熱器、壓縮機(jī)、節(jié)流部件等部件連成系統(tǒng)，進(jìn)行系統(tǒng)仿真?；贛odelica 語言建立了以R410A 為制冷劑的一拖四多聯(lián)機(jī)空調(diào)系統(tǒng)動態(tài)仿真模型，將蒸發(fā)器和冷凝器仿真模型耦合入系統(tǒng)仿真中，壓縮機(jī)和電子膨脹閥采用穩(wěn)態(tài)模型，氣液分離器采用集中參數(shù)動態(tài)模型，換熱器模型的邊界條件根據(jù)系統(tǒng)仿真模型計算結(jié)果動態(tài)變化。微分方程采用向后差分離散數(shù)值格式，并用基于Dymola 平臺的求解器求解離散后的方程組。制冷劑物性的計算基于NIST 9.0 數(shù)據(jù)庫。系統(tǒng)仿真模型構(gòu)建詳細(xì)過程及計算流程可參考文獻(xiàn)［26］。

2.1 仿真輸入條件

除室外換熱器流路外，其他所有設(shè)置都一致，系統(tǒng)仿真輸入條件見表4。

表4 系統(tǒng)仿真輸入條件Tab.4 System simulation input conditions

2.2 不同流路下整機(jī)換熱量對比

基于表3 的條件，對同壓縮機(jī)頻率下不同流路數(shù)的整機(jī)能力進(jìn)行仿真計算，得到整機(jī)換熱量計算結(jié)果如圖4 所示。在額定制冷工況下，隨著分路數(shù)增加，整機(jī)制冷量減??；在額定制熱與超低溫制熱工況下，隨著分路數(shù)增大，整機(jī)制熱量呈現(xiàn)先增加、后減小的趨勢。整機(jī)換熱量變化與單體換熱量變化趨勢相近，這是室外換熱器壓降及平均傳熱系數(shù)兩方面之間權(quán)衡的結(jié)果。

圖4 各工況系統(tǒng)換熱量隨著分路數(shù)變化趨勢Fig.4 Variation trend of system heat exchange capacity under various working conditions with the number of paths

圖5示出不同分路數(shù)下?lián)Q熱器壓降及平均傳熱系數(shù)變化情況。隨著分路數(shù)增加，管內(nèi)平均流速減小從而使得換熱器整體壓降減小，這對換熱量提升是有利的，因為壓降減小有助于增大換熱器的平均傳熱溫差；另一方面，隨著分路數(shù)增大，管內(nèi)平均流速減小，從而導(dǎo)致?lián)Q熱器制冷劑側(cè)的平均傳熱系數(shù)下降，這對換熱量提升是有害的。在額定制熱與超低溫制熱工況下室外機(jī)為蒸發(fā)器，分路數(shù)較小時，壓降為影響傳熱的主要因素，增加分路數(shù)對換熱有利；分路數(shù)較大時，傳熱系數(shù)為影響傳熱的主要因素，增加分路數(shù)對換熱不利。在額定制冷工況下室外機(jī)為冷凝器，對冷凝器而言其本身壓降較小，此時傳熱系數(shù)為影響換熱量的主要因素，分路數(shù)增加導(dǎo)致平均流速減小，從而引起傳熱系數(shù)下降，整機(jī)制冷量下降。

圖5 壓降及制冷劑側(cè)傳熱系數(shù)隨著分路數(shù)變化趨勢Fig.5 Variation trend of pressure drop and refrigerant-side heat transfer coefficient with number of paths

2.3 不同流路數(shù)下整機(jī)能效對比

由于測試APF對能力大小有要求，改變流路的同時，通過壓縮機(jī)頻率來保證能力不變，再比較整機(jī)能效變化情況才具有實際意義。

基于表3 的條件（為保證能力相同，壓縮機(jī)頻率會變化），對不同流路數(shù)的能效進(jìn)行仿真計算，得到整機(jī)能效計算結(jié)果如圖6 所示。

圖6 各工況系統(tǒng)能效隨分路數(shù)變化趨勢Fig.6 Variation trend of system performance under various working conditions with the number of paths

在制冷工況下，隨著分路數(shù)增加，整機(jī)能效呈現(xiàn)減小趨勢，分路數(shù)為5～7 時，制冷能效相較于原型機(jī)提升最明顯，約為3.6%～1.7%；在額定制熱工況下整機(jī)能效呈現(xiàn)先增加后減小的趨勢，分路數(shù)為14～16 時能效提升最明顯，約為5.1%～5.9%；在超低溫制熱工況下整機(jī)能效也呈現(xiàn)先增加后減小的趨勢，分路數(shù)為14～16 時能效提升最明顯，約為6.2%～7.4%。將圖4 與圖6 對比可知，同換熱量下整機(jī)能效變化趨勢與同頻率下?lián)Q熱量變化趨勢相近，這也是室外換熱器壓降與平均傳熱系數(shù)之間權(quán)衡的結(jié)果。此外，可以看到，超低溫制熱工況整機(jī)能效隨分路數(shù)變化幅度較額定制熱工況更大，原因是超低溫制熱工況制熱性能受壓降影響更明顯，增加分路數(shù)、減小壓降能取得更好的改善效果，減小分路數(shù)造成的惡劣影響也更大。

綜合2.2 節(jié)與2.3 節(jié)，對于額定制冷工況，換熱器分為5～7 路時系統(tǒng)能力與能效表現(xiàn)最優(yōu)；對于額定制熱及超低溫制熱工況，換熱器分為14～16 路時系統(tǒng)能力與能效表現(xiàn)最優(yōu)。制冷與制熱模式下優(yōu)選分路數(shù)具有明顯差異，常規(guī)的換熱器只能在2 種模式最優(yōu)流路數(shù)之間選取折中，會導(dǎo)致?lián)Q熱器性能的下降，因此本文提出了一種新的可變流路方法，通過一些閥件使得制冷與制熱模式下室外換熱器均運行在其優(yōu)選流路，并通過試驗進(jìn)行對比驗證。

3 可變流路設(shè)計及試驗分析

3.1 可變流路設(shè)計

基于前文分析，綜合考慮仿真結(jié)果及可操作性后確定最終優(yōu)化方案為：制冷7 路，制熱14 路。由于制冷和制熱的最優(yōu)分路數(shù)不同，本文提出一種設(shè)計方法，通過單向閥和電磁閥來實現(xiàn)制冷與制熱模式下室外機(jī)流經(jīng)不同分路數(shù)的目的。在制熱模式時電磁閥關(guān)閉，室外換熱器分14 路進(jìn)行換熱；在制冷模式時電磁閥打開，由于單向閥的存在，制冷劑流經(jīng)7 路換熱管路后，通過電磁閥進(jìn)入另外7 路換熱管路進(jìn)行換熱，此時室外換熱器整體分7 路進(jìn)行換熱，如圖7 所示。

圖7 可變流路樣機(jī)流路Fig.7 The diagram of variable refrigerant flow paths

3.2 試驗誤差分析

將原型機(jī)與所制作可變流路樣機(jī)放于國家認(rèn)可的同一10P 焓差室內(nèi)進(jìn)行測試對比。試驗過程中測量儀器的測試數(shù)據(jù)具有誤差，故常采用不確定度來評估試驗值與真實值之間的偏差［27］。直接測量物理量的偏差常采用B 類不確定度表示，B 類不確定度采用下式進(jìn)行計算：

式中，RS為被測物理量的儀表分度或精度。

計算結(jié)果見表5。

表5 直接測量物理量的最大不確定度Tab.5 Maximum uncertainty of direct measurement of physical quantities

間接測量參數(shù)換熱量Qa與系統(tǒng)性能COP的相對不確定度采用式（17）（18）計算［11］：

式中，ma為空氣質(zhì)量流量，kg/s；Ta，in為空氣入口溫度，℃；Ta，out為空氣出口溫度，℃；Cpa為空氣定壓比熱容，J/（kg·K）；Wtotal為輸入功率，W。

計算得到Qa及COP的最大相對不確定度分別為1.24%與1.26%。試驗主要性能參數(shù)的相對不確定度均在3%以下，滿足試驗精度要求。

3.3 試驗數(shù)據(jù)分析

通過試驗測試對比了APF測試中各工況的能效及超低溫制熱工況的能力與能效。在測試APF時需保證各工況能力滿足國標(biāo)的要求，因此通過調(diào)節(jié)壓縮機(jī)頻率使得系統(tǒng)能力相當(dāng)，這樣對比系統(tǒng)能效才具有實際意義。在測試超低溫制熱工況時，保證壓縮機(jī)運行頻率相同。

試驗測試結(jié)果見表6，7。在APF各測試工況下，可變流路樣機(jī)能效的試驗值較原型機(jī)均有提升，APF試驗值較原型機(jī)可提升約為5.4%，超低溫制熱工況系統(tǒng)能力與能效分別提升了6.0%與2.8%，可變流路設(shè)計具有有效性。在制冷模式下，可變流路樣機(jī)及原型機(jī)的室外機(jī)冷凝器分路數(shù)分別為7 路與10 路，由前文分析可知冷凝器本身壓降較小，其傾向于更少的流路數(shù)以提高傳熱系數(shù)，此時采用7 路可有效改善換熱器性能，從而提高系統(tǒng)制冷性能。在制熱模式下，可變流路樣機(jī)及原型機(jī)的室外機(jī)蒸發(fā)器分路數(shù)分別為10 路與14路，由前文分析可知蒸發(fā)器本身壓降較大，其傾向于更多的分路數(shù)來降低壓降，此時采用14 路可有效降低蒸發(fā)器壓降，改善其性能。

表7 超低溫制熱工況對比Tab.7 Comparison of ultra-low temperature heating conditions

此外，表6 也列出了原型機(jī)與可變流路樣機(jī)仿真值及試驗值的偏差。各工況能效試驗值及仿真值偏差在8.4%以內(nèi)，除最小制熱外其他工況能效偏差在3.8%以內(nèi)，原型機(jī)及可變流路樣機(jī)的APF試驗值與仿真值偏差在2.5%以內(nèi)，這表明系統(tǒng)仿真模型具有較高準(zhǔn)確性及可靠性。

4 結(jié)論

（1）單體換熱器仿真結(jié)果表明，不能通過單體換熱器仿真得到的換熱量大小來評判流路優(yōu)劣，對單體換熱器進(jìn)行仿真只能定性分析不同流路下?lián)Q熱量及壓降的變化情況，無法確定不同流路在整機(jī)系統(tǒng)中的表現(xiàn)情況。

（2）系統(tǒng)仿真結(jié)果表明，與同能力下的原型機(jī)相比，額定制冷工況下流路5～7 路時整機(jī)能效表現(xiàn)最優(yōu)，提升約為3.6%～1.7%；在額定制熱工況流路14～16 路時系統(tǒng)能效表現(xiàn)最優(yōu)，提升約為5.1%～5.9%；在超低溫制熱工況流路為14～16 路時系統(tǒng)能效表現(xiàn)最優(yōu)，提升約為6.2%～7.4%。

（3）設(shè)計了制冷與制熱模式下室外機(jī)運行分路數(shù)分別為7 路與14 路的可變流路方案，試驗測試結(jié)果表明各APF測試工況下能效均較原型機(jī)有提升，APF提升約為5.4%，超低溫制熱量和能效分別提升了6.0%和2.8%。此外，各工況能效的試驗值及仿真值偏差在8.4%以內(nèi)，除原型機(jī)最小制熱外其他工況能效偏差在3.8%以內(nèi)，原型機(jī)及可變流路測試機(jī)的APF試驗值與仿真值偏差在2.5%以內(nèi)，這表明系統(tǒng)仿真模型具有較高的準(zhǔn)確性與可靠性。