系统的流路设计原则

第一节系统的流路设计原则刘阳

两器分流实际就是两个问题：一是分多少路，二是如何分。

一、分流路数

当制冷剂流经冷凝器时因磨擦而产生的压降会降低压缩机制冷量，因为压缩机排气压力会相应提高，而容积效率会相应降低。由于低于0.3kg的压降对冷凝温度影响不大，故而对系统制冷量的影响甚微。然而，由于压缩机排气压力提高会使压缩机的功耗上升，因而考虑到最佳的操作经济性，应避免在排气管及冷凝器内出现过高的压降。

在蒸发器内因流动磨擦阻力产生的压降会造成蒸发器出口处压力低于进口处压力。对于一定的负荷和盘管，所要求的平均制冷剂温度是固定的。压降越大，则蒸发器内制冷剂平均压力与蒸发器出口处制冷剂压力差就越大。当离开蒸发器的吸气压力下降时，回到压缩机的气体比容增大，从而压缩机输送的制冷剂质量减少。因此，蒸发器内的压降会导致系统制冷量的下降，在设计蒸发器时就应该避免出现压降异常偏高的情况。

综上所述，若仅从压降考虑,两器分流路数越多，单路流程越短，阻力损失越小对系统能力的提高有好处，但这也不是绝对的，原因主要有两个：1）若两器较大，流路多导致单路流量小，流速慢，管内侧换热系数下降，同时在蒸发器内也因流速慢带来一个回油难的问题，若回油不好，油积附在管壁形成油膜会导致换热系数下降。2）流路过多导致各路分流很难均匀，能力反而下降。所以具体要分多少路对一个系统来说是有一个最优的选择，是依据两器的实际大小、压机的排气量、选用的冷媒来确定的。

二、如何分

评价分流效果的指标有两个：一要均匀，二要要保证工艺性。分得均匀，工艺性差，生产不出来也不行。是否均匀可根据各路出口的温度来判断，一般对蒸发器来说只有在各路出口已过热的情况下对温度点进行对比才有意义，因为若仍未蒸发完因沿程阻力冷媒仍有一个继续蒸发降温的过程，在出口的比较就不准确了，所以蒸发器是否均匀要在各路过热的情况下进行判断，同样对冷凝器的分流判断也存在一个过冷的因素，但因为过冷后是液体相对蒸发器来说温度变化没那么大，所以要想准确判断，最好的办法就是沿着冷媒流向多布点。但对实际的系统匹配来说，考虑到工艺性，只要性能达到要求就可认为分流已满足要求。

具体的分法，主要是依据换热器各部位的换热状况来定，方法有以下几种，一是各路均分，流程一样长，但通过调整各路在换热好坏区域的比例来保证换热均匀，举例说就是若A路差，B 路好，就把B路换热好的一个U与A路换热差的一个U互换，以达均衡，常用的办法就是移位、跳管，但工艺性较差；二是调各路流程长度，其原则就是换热好的区域走短一些，换热差的区域走长一些，这种方法的工艺性强但很难分均匀；三是在过去柜机内机中用的办法，用毛细管调，简单准确，但会造成室内节流声。现在随着冷凝器系统的精调，为保证制热量，冷凝器制冷各路出口上也加上了制热分流毛细管，即可在制冷时平衡各路阻力，又可在制热时调整各路的流量；四是在液态分流时调整各路导管的管径，其原理与用毛细管相同，但调节量很小。我们注意到不管是蒸发器或冷凝器，制冷剂在其中都是一个相变的过程，具有单相-两相-单相的特性，而由液相到气相体积是一个巨变的过程，考虑到制冷剂的流速及流阻的影响，目前有较

多的系统采用一进两出的分法，液相走单路，气相走双路，既保证了液态时有较高的流速，又避免了气化后的流阻过大，同时工艺性也较强。

总之，对于系统的分流可在强化换热的理论指导下通过试验找出最佳的方案，但在分流中要注意以下几点：

1．结合风道系统及其它结构件充分考虑风阻对换热器性能的影响。

2．用一些可强化换热的走法，如逆流布置、换热器内高低温区分开等。

3．要考虑重力对液体流动的影响。

4．要考虑到工艺性、经济性，在保证效果的前提下用最简单的走法、最普通的配件，只求综合效果最佳，不要过分追求分流效果。

第二节系统状态分析及对策刘阳

本节介绍系统调试中的一些案例。

空调系统设计的目的是依据设计输入（如技术任务书中的成本、结构、市场定位等）要求，确保产品性能在满足标准（国标或企标）的前提下，在空调的各项性能指标（主要为：能力、可靠性、舒适性）中寻求最佳的平衡。具体来说开发每一款新的空调在它的市场定位下对其性能指标都有明确的要求，高效机追求能效比高，可忽视成本的限制，但其舒适性又相对较差，它的噪音高，制热的出风温度低；低档机控制的中心是成本，其首先要保证的是产品的可靠性，其次才到能力，舒适性放到最后；当然我们若要追求一个在目前技术水平下的完美性能组合做一款高档机，也必然因外观结构因素而限制其性能指标的提高，所以空调的系统设计就是在空调的各项性能指标中寻求平衡，而最基本的性能要求就是产品的可靠性，我们设计的空调系统首先要保证它在夏天能制冷，冬天能制热，在我们的设计寿命内、承诺的使用温度范围内，空调要能可靠的工作，这是设计一套空调系统最基本的要求。

科龙一匹小箱体是针对格力风蝶系列而设计的，要求外形小巧精致，成本低，是为2003年价格战而准备的战斗机，低成本是其设计要点，产品设计也依此为出发点，下面先简要介绍其系统参数的确定过程。我们知道一款全新机型首先要确定它的外形尺寸，而外形尺寸主要受蒸发器及冷凝器尺寸限制，两器尺寸受能力限制，所以根据一匹机的能力，并参照相关的成熟机型可很快确认两器的尺寸，再通过制作手板样机验证性能，基本就可确认空调的外形尺寸，当然也可通过理论计算换热面积来确认两器尺寸，但由于计算公式中很多系数的选取是依据经验，不确定因素多，计算出的结果与实际相差较大，最终仍需实验确认，所以要想通过理论计算确定两器的前提是积累大量的实验数据，并在此基础上总结出相应的经验公式才能达到。同时外形尺寸的确定也要考虑室内外风量、噪音，其中最主要的因素是两器的迎风面积和风扇的尺寸，风扇一般考虑的是选用现成的成熟风扇，综合上述因素就可最终确认空调器的外形尺寸。外形确定后接下来就要依据噪音及性能指标确定选用的风扇、风扇电机的转速、两器的分流、冷媒量及毛细管长度。下面将就一匹小箱体的开发谈空调系统设计中应注意的一些问题。

一、小箱体的结构特点及其对系统的影响

小箱体的室外机为追求小巧，不带室外屏蔽板，压机完全裸露在室外风扇下，带来的问题主要有以下三点：一是安全问题，空调运行时风扇高速旋转，在室外狭小的空间内，铜管与电线必须完全避开，而且要考虑运输后的状态，另外在下雨时风扇会将水甩到电器件上，室外的带电部件必须做防水处理；二是振动、噪音问题，室外空间小，管路的布置就必须合理，否则就无法解决配管振动问题，另外没有隔板，压机声会传出，而压机声音质极差，必须用风声盖住；三是压机本体及排、回气管裸露在室外风扇下，这导致了系统运行时各项参数与普通机不同，制冷时压机本体及排气管被冷却是有利的，回气管被加热是有害的，制热时压机本体及排气管被冷却是有害的，导致制热量偏小。

二、小箱体系统设计中的主要问题及其处理

1．压机的排、回气参数与普通机比较相对异常。

小箱体名义制冷时排气为90℃左右，回气为18℃左右，名义制热排气在62-70℃，回气在1℃左右。

压机的排、回气参数是我们系统匹配中最常用的参数，但是应如何判断其是否正常？有人认为制冷时排气温度在80-88℃，回气在10-15℃为最佳，其实最佳排、回气温度不是固定的，它因空调系统的不同而变化。比如对高效机而言，由于两器大，风量大，换热好，所以蒸发温度高，冷凝温度低，其性能最佳时的排气可能在60℃以下，回气则在20℃以上，而对一些压机大两器小的系统，因其冷凝压力高，蒸发压力低，表现出的可能是排气高（90℃左右），回气低（10℃以下），所以排、回参数要根据实际的系统来定，原则上制冷时排气上限温度是以在确保通过最大运行制冷的基础上放一定的余量，但并不是说排气温度低大冷就一定好过，因为一般压机的保护设置是按电流与温度的对应关系来确定的，当系统冷媒量多时，运行电流大，其对应的保护温度低，即使这时的排气温度不高，压机依然会保护跳停；回气温度则主要通过考虑蒸发器的过热情况来定。同样在制热时也不存在所谓最佳的排、回气温度，其更多考虑的是排气温度与冷媒流量的关系，在两器确定的情况下，加长毛细管可提高排气温度，但同时阻力的增加也减少系统冷媒流量，制热量是否得到提高取决二者的综合效果，当然在加长毛细管的同时增加冷媒量是可以达到提高制热能力的目的，但这样会造成制冷功率的提高。名义制热排气温度最高如何确定，如何才算合适，也没有什么明确的限定，因为在高温制热时空调系统一般都有卸荷保护，通过停室外风扇来减少蒸发负荷，降低蒸发压力，减少系统循环量，进而降低冷凝压力，所以只要名义制热时不出现卸荷，最大运行制热时不出现过热跳机，名义制热排气温度高的产品也是符合标准的，当然对这样的系统若用户在较高的环境温度下使用，比如室外13℃，就可能达不到理想的制热效果，因为不停地卸荷导致系统的输出能力下降，达不到设定温度就会导致用户投诉，但从另一方面说其在低温时的制热效果反而会较为理想。至于制热回气温度，同样是根据制热时的蒸发器效果来确定，也没有什么具体的值。小箱体制冷排、回气温度高，是因为压机回气管被室外箱体内热风加热导致的，同样制热时排气温度低是因为压机本体及排气被冷风冷却导致的，这样的参数是正常的，整机表现出的各项性能指标也是良好的，所以在系统设计时判断某个参数是否正常要依据整机的系统情况来进行。