微通道换热器在冷水机和空调器上的应用研究

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冷水机和空调领域得到应用,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。

微通道换热器在冷水机和空调中的应用具有以下优点:①传热效率高;②提高冷水机和空调器的EER和SEER;③缩小冷水机和空调器的体积,减轻冷水机和空调器的质量;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北美高能效冷水机和空调器的室外机。

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冷水机和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冷水机和空调器整机研发、制造厂家的重视,共同推动我国冷水机和空调节能工作的发展。

1试验装置
试验在某公司商用冷水机和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冷水机和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
采用某公司商用冷水机和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℃。

彭一明等[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。

欧阳三[3]对汽车冷水机和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,而不是由冷水机和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冷水机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冷水机和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微通道换热器在冷水机和空调器上应用分析
3.1用作蒸发器
目前微通道换热器仅用作单冷冷水机和空调器冷凝器。

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5微通道换热器结构
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冷水机和空调上得到应用,在家用冷水机和空调领域没有推广,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.。