室外换热器流路设计贺常相樊超超1）韩丙龙1）熊通。 晏刚1）鱼剑琳
刘忠民2）吕根贵厂张罡2）\"（西安交通大学）2）（海信科龙电器股份有限公司）摘 要 以提升房间空调器APF（全年能源消耗效率）为目标，使用CoilDesigner软件对某变频房间空调器 的室外换热器进行仿真研究，并依据仿真结果设计不同的换热器制冷剂流路方案，通过试验对比不同流路
方案的换热器对空调器APF的影响。利用热阻平衡法对室外换热器流路进行设计,并用试验结果进行验 证，结果表明采用热阻平衡法计算出的最佳分路数与试验结果能够良好地吻合，可以用于指导换热器流路 的初始设计工作。关键词 变频房间空调器;翅片管式换热器；流路优化;全年能源消耗效率;热阻平衡法Flow path design of outdoor heat exchanger
for improving APF of variable speed room air conditionerHe Changxiangn Fan Chaochao0 Han Binglongn Xiong Tongn Yan Gang0
Yu Jianlin^ Liu Zhongmin2) Lv Gengui2) Zhang Gang2)
n (Xi'an Jiaotong University)2) (Hesense-Kelon Electrical Holdings Co., Ltd.)ABSTRACT To improve APF (annual performance factor) of room air conditioner, CoilDe
signer software is used to simulate the outdoor heat exchanger of one variable speed room air con
ditioner. Different schemes of refrigerant flow paths for the heat exchanger are designed according to the simulation results. The impact of different schemes of refrigerant flow paths for the heat exchanger on APF of the air conditioner is studied by contrastive tests. The flow path design of
outdoor heat exchanger is conducted by thermal resistance balance method, which is verified by the test results. The results show that the optimal number of flow path calculated by thermal resistance balance method is in good agreement with the experimental results, which can be used in
the flow path pre-design of heat exchanger.KEY WORDS variable speed room air conditioner ； finned-tube heat exchanger ； flow path
optimization；annual performance factor (APF) ； thermal resistance balance method随着社会经济的发展，节能环保问题引起了
等级》。该标准不仅要求考核房间空调器的制冷季节 能效，还要求考核制热季节能效，并引入全年能源消 耗效率（APF）指标。该标准的实施对房间空调器的
人们广泛的关注。房间空调器作为耗能大户，其 使用时间长，耗电量大。因此，研究提升空调器能
效比的方法具有重要的现实意义。设计人员提出了更高的要求，从以往的侧重于制冷工 况下的能力与能效转变为根据房间空调器全年的工 作状态考虑其制冷与制热工况下的综合性能IT O我国于2013年10月1日开始实施GB 21455—
2013《转速可控型房间空气调节器能效限定值及能效收稿日期：2019-05-28作者简介：贺常相，硕士研究生，主要从事制冷与低温系统新型循环及热物理过程研究。第6期贺常相等:基于提升变频房间空调器APF的室外换热器流路设计・93・在房间空调器中，最常见的换热器为翅片管 式换热器。翅片管式换热器的制冷剂流路优化设 计一直是工程界和学术界关注的问题\"勺。在换热 器流路设计与制冷剂在管内的流动规律方面，学
上进 左
o o O上进 右
o o Q
者们已经进行了大量的研究工作3叭尽管针对 不同类型、不同换热面积的换热器,对应的最佳流
上岀左O （1）路结构可能不同，但在分析流路对换热器性能的 影响上采用的思想都是有重要参考意义的。笔者选择一款使用R32制冷剂的额定制冷量 为2 800 W的变频房间空调器作为研究对象，以
° （）上出te° （）? 6下中提升其APF为目标，使用CoilDesigner软件对该 空调器的室外换热器进行仿真模拟，并根据仿真 结果设计不同的换热器制冷剂流路，通过试验对 比不同流路的换热器对空调器APF的影响。并 在此基础上，使用热阻平衡法对换热器流路进行
下总出下出左上总出图1室外换热器制冷剂流路原方案设计与验证,研究结果可为空调换热器流路的后 续研究工作提供参考。1室外换热器原流路及改进流路结构在室外换热器做冷凝器时，制冷剂从换热器 上部和中部进入换热器，自上而下流动，在换热器 底部汇合后离开换热器。在变频房间空调器中，室外换热器往往采用
多进一出的流路结构。本文中的室外换热器就采 用了四进一出的流路设计方案，总长24个“U”形
对于该室外换热器，笔者一共提出了 4种室外
铜管的管程,流路结构如图1所示。换热器流路改进方案，其结构如图2所示。（a）方案一 （b）方案二（c）方案三（d）方案四图2室外换热器流路改进方案示意图方案一将原四进一出的换热器流路改为了两 进一岀流路；方案二在方案一的基础上提前了汇
二合一流路的基础上，逐渐提前汇合点位置，寻找 最佳的汇合点。同时，通过对比方案二和方案三
合点；方案三取消了方案二中支路的“X”形交叉设 计;方案四进一步提前了汇合点位置。4种方案在
验证在分支流路采用“X”形交叉管路设计对换热 器换热性能的影响。・94・调金常窒制第19卷2室外换热器流路仿真在进行仿真前，笔者首先完成了该变频房间
空调器的初始样机性能测试。利用初始样机的基 准试验测量的试验数据，计算试验过程中室外换 热器的入口参数和各状态下的准则数，以便进行 仿真并选择恰当的经验关联式。通过使用CoilDesigner软件,笔者对4种方案 进行了模拟。室外换热器的结构尺寸和室外换热 器的仿真参数分别见表1和表2。表1室外换热器参数项目参数铜管排列方式叉排铜管类型内螺纹管管外径/ mm7管内径/mm6.52管厚度/mm0.24水平管间距/m0.018 2竖直管间距An0.021管排数2每排管数24管长/m0.681翅片片距/mm1.2翅片厚度/mm0.1表2室外换热器仿真参数项目额定制冷中间制冷额定制热中间制热冷凝压力/MPa2.22.442——蒸发压力/MPa0.8520.885冷凝温度/°c81.853.0蒸发温度/°c——1.52.7蒸发器入口干度——0.1930.151制冷剂质量流量/ (g/s)11.106.3213.206.49Re{24 29813 23317 8818 917Reg158 90291 884228 457111 8Pr.1.8121.71.8011.796Pre1.5051.4741.2351.242制冷剂质量通量/ (kg/(m2 • s))351.411199.439416.727205.055oi/(kg/m3)879.66.01 050.11 045.9p\\l (m/s)0.3990.2230.3970.196“i/(yPa • s)91.83695.705147.99146.03s/(kj/(kg ・ K))2.221 62.150 71.753 21.759 9d/(mW/(m ・ K))112.58115.03144.07143.12pe/(kg/m3))79.171.99823.17824.081■vg/(m/s)4.4382.77017.988.515“g/(yPa • s)14.04313.78311.58311.C/)g/(kJ/(kg ・ K))2.1031.981.26691.28忍/(mW/(m ・ K))19.62018.51411.87811.996tZ/mm6.356.356.356.35注:屁】为液相制冷剂的雷诺数；P□为液相制冷剂的普朗特数；
°为液相制冷剂的密度；\"为液相制冷剂流速;a为液相制
冷剂动力黏度；s为液相制冷剂的定压比热容；d为液相制 冷剂的导热系数;Reg为气相制冷剂的雷诺数；卩心为气相制
冷剂的普朗特数;压为气相制冷剂密度；5为气相制冷剂流 速;“g为气相制冷剂动力黏度；\"g为气相制冷剂的定压比热 容;忍为气相制冷剂的导热系数。每个工况下的数据均是通过对应工况下的初 始样机的基准试验直接测量或者间接计算查表获 得的。其中影响模拟精度最重要的参数是制冷剂
质量流量，该参数笔者是通过测量室内换热器换
热量除以换热器进出口焙差的方法计算获得。不同流路方案室外换热器的换热量及压降模 拟情况如图3和图4所示。额定制冷■中间制冷■额定制热■中间制热4 0003 5003 000氏 2 500诸 2 000鏗 1 5001 000500
0原方案方案一方案二方案三方案四图3不同流路方案室外换热器换热量对比额定制冷■中间制冷■额定制热■中间制热200180160140120100806040200原方案方案一方案二方案三方案四图4不同流路方案室外换热器压降对比由图3可以看出，与原方案相比，采用二进一 出的修改方案能够获得较高的能力。而后延汇合 点相对于改变分路数来说，对换热器换热能力的 影响有限。采用两进一出的方案一相比采用四进
一出的原方案，在额定制冷工况下换热量提升
2.4%,在中间制冷工况下提升4.8%,在额定制热
工况下提升3.2%,在中间制热工况下提升1%。 相比之下，提前分路位置对换热能力的影响就十 分有限了，方案一至方案四的中间工况基本持平，
尤其是在APF占比权重最大的中间制热工况，效
果最好的方案四换热量也仅仅提升了 5 W,相比原 方案只提升了 0.3%。同样，对于室外机而言，换热量大小并不意味
着COP的高低，另一项评价换热器性能的重要因
第6期贺常相等:基于提升变频房间空调器APF的室外换热器流路设计・95 •素是制冷剂压降。虽然4个改进方案换热器换热能力比采用四 进一出流路的原方案要高，但通过压降对比可以
清晰地看出，采用两进一出方案的换热器压降均 高于原方案。室外换热器在制热工况下作为蒸发
器时的压降高于制冷工况下作为冷凝器时的压 降，该结果与工程经验是一致的。对于压降最高 的额定制热工况，方案一的压降约为原方案的7
倍，而最高的方案四达到了 17倍。在室外换热器 中，制冷剂的压降增大将会增大制冷系统的高低 压压力差值，从而增大压缩机功耗。因此，仅通过给定相同的入口条件分别比较 不同流路换热器的换热能力与压降，只能定性分
析每个方案换热能力与压降的不同，无法确定其 在整机中的表现。将换热器放入整机中进行试验
是检验其性能所必须的。3室外换热器流路测试3.1测试结果分析为探究修改流路后的室外换热器对整机APF
的影响，笔者分别按照方案一至方案四流路焊接
制作了室外换热器，并在同一熠差室完成了测试。
4种改进方案的换热器实物如图5所示，分别对应 图2中方案一至方案四。(a)方案一(b)方案二(c)方案三 (d)方案四图5室外换热器流路方案实物图在测试过程中，室外换热器原方案与4种改进 方案的流路均在同一个换热器上完成修改。换热 器流路改进后都安装在同一台室外机上，以此保
证每次测试中制冷系统的各个部件(除室外换热
器外)完全相同，因此试验结果能够进行对比。在试验过程中，笔者在更换换热器后重新抽
真空，充注670 g的R32制冷剂以保证相同的充注
量。但同时，反复充注制冷剂会不可避免地影响 系统的润滑油质量，这会对试验结果产生一定
影响。在进行性能试验时，在额定制热工况下，总流 路最长的方案四的室外换热器，由于制冷剂压降
过大，部分室外换热器铜管壁温度降低至零下，出 现了结霜现象，该方案不符合该房间空调器额定
制热工况不结霜的需求，因此舍弃了方案四。室外换热器原方案与3个改进方案的COP 和APF分别见图6和图7。原方案 方案一方案二 方案三由图7可见，在室外换热器流路设计中，将四
合一流路改为二合一流路的方法能够有效提高
APFO其中效果最好的方案一相比原方案,APF
提升了 1.9%。在方案一的基础上，采用提前汇合
点位置的方案二和方案三效果并不理想。方案二
的APF相比原方案降低了 1.5%,相比方案一降 低了 3.2%。相比方案二，取消“X”形交叉流路的 方案三效果与方案二几乎相等，这与仿真结果基
・96・调金常窒制第19卷本一致。3.2室外换热器设计准则结合仿真与试验结果，笔者总结了室外换热
大，但对压降影响显著，因此对整机性能影响较
大。试验测得的最佳汇合点位置是距离出口 4个
“U”形铜管的管程，约占总管程的1/10。为了研究换热器流路结构，换热量与压降对 变频房间空调器APF的影响，笔者总结了翅片管
器流路的设计准则：1） 当室外换热器作为冷凝器工作时，管内侧 制冷剂与管外侧空气逆流换热；而作为蒸发器时 正好相反。采用这样的设计方式可以提高换热器 式换热器的流路设计经验与房间空调器中换热器 流路的评价方法。的对数平均温差。2） 对于室外换热器而言，被压缩机压缩后的 过热蒸气应分别从多条支路进入冷凝器，在干度 减小时，减少相应的支路数。这是由于制冷剂干 度较大时，压降对系统的功耗影响占据主导地位，
此时应通过增加分路数的方法降低制冷剂的压 降，从而减小制冷系统的高低压压力差值；在制冷
剂干度较小时，流速较低，此时管内侧制冷剂对流
换热系数很低，应使用较少的分路数以提高制冷
剂的平均流速。因此，在变频房间空调器中，室外 换热器往往采用多进一出的流路结构。3） 在换热器流路设计过程中，应当首先确定 合适的分路数。因为改变分路数相比延长或缩短 汇合点更能显著影响整机性能。对于使用R32的 额定制冷量为2 800 W的变频房间空调器，其最 佳室外换热器流路为两进一出。4） 在室外换热器流路设计中，当室外换热器 作为冷凝器时，应尽量保证制冷剂的流动方向沿 重力方向，即尽量保证制冷剂流动过程中不出现
逆重力流动。在进行流路设计时，一般按照制冷
剂上进下出的方式进行设计。5） 在换热器表面风速平均分布的前提下，换
热器不同流路的管程应当相同，以保证制冷剂在
各支路中均匀分布，稳定流动；而当换热器的表面 风速不均匀时，通常在分流处设置阻尼块，通过调 节阻尼块的毛细管长度控制支路的制冷剂流量，
以保证制冷剂在各支路能够均匀换热。对于本文 中的样机而言，室外换热器采用相同分路数时，制
冷剂分布较为均匀，因此不同支路的管程设计应
当相同。6） 室外换热器底部经常由于换热效果不理想 而出现化霜效果差的问题，因此一般在室外换热 器底部采用单管设计，以提高制冷剂的流速，从而 提高管内制冷剂的对流换热系数。对于试验中的样机而言，在采用两进一出流 路的基础上，提前汇合点位置对换热能力影响不
4采用热阻平衡法对换热器流路进行评估笔者已经通过试验完成了某款变频房间空调 器室外换热器的最佳流路设计。然而，通过试验
研究换热器流路的时间和经济成本很高。虽然目
前换热器仿真在选用恰当的关联式与修正因子后 能够得到与试验相近的结果，但是使用系统仿真 评估制冷系统的COP仍然有较大的误差。如果
能够使用恰当的换热器评估方法，构造目标函数,
输入通过仿真获得的不同换热器的换热量与压降 等参数进行计算，将会是判断换热器流路优劣一
个有效的方法，也能够对换热器的结构设计与选 择提供指导与帮助。热阻平衡法［⑷是通过计算管内制冷剂侧热阻
与管外空气侧热阻，并假设当管外空气侧热阻等 于管内制冷剂侧热阻时，翅片管式换热器流路设
计方案为最优。值得注意的是，在蒸发过程与冷 凝过程中，翅片管式换热器制冷剂侧的对流换热
公式是不同的，蒸发过程中的对流换热系数的计 算较冷凝过程更为复杂。笔者将热阻平衡法的适 用范围从冷凝器扩展到了冷凝器和蒸发器，使用
Shah公式［⑵计算冷凝过程的对流换热系数,使用
Wang公式［⑶计算蒸发过程的对流换热系数。以 此为基础计算换热器的最佳分路数，计算结果与
试验结果吻合。采用热阻平衡法计算换热器最佳分路数的过 程如下：对于室外换热器，在制冷剂与空气的换热过 程中，总换热热阻可以表示为1 _ 1 1 弋 ⑴UA rjJiA、 7）ohaAo式中：卩和r/o分别为管内和管外的肋面总效率;br
和ha分别为制冷剂侧和空气侧对流换热系数（W/
（m2・K）） ；4和Ao分别为制冷剂侧和空气侧换
热面积（廿）。讣入和7）。心。分别为制冷剂侧 和空气侧的换热能力（W/K）；才为整个换热过程1
的等效总热阻（K/W）；常数C为铜管壁导热热阻、
第6期贺常相等:基于提升变频房间空调器APF的室外换热器流路设计• 97 •接触热阻和污垢热阻的总和(K/W)。当换热器尺寸确定之后，为了提升翅片管式 换热器在房间空调器性能中的表现，可以增加翅
片数以增加空气侧换热面积，或通过在管内侧加
螺纹提高制冷剂侧换热效果等；实际情况下，换热 器的成本是有限的，当换热器处于最优设计时, Tf]ihtAi和的关系可以表示为
r/ihTAt + rjohsAo =常数 (2)则式⑴中的总热阻匝在1qJiA'UqJiA。时 达到最小。等式成立时对应的最佳分路数即为换 热器的最佳分路数。在换热器尺寸固定，仅改变分路数的情况下， 如果分路数小于实际的最佳分路数，则制冷剂侧 的平均流速会提高，这会使得系统总热阻降低，此
时qJi’A〉恥然而由于空气侧热阻没有改 变,此时空气侧热阻对总热阻的影响占主导。在
分路数小于最佳分路数时，由优化制冷剂侧热阻
带来的换热量提升比例小于由改变流路引起的压 降带来的压缩机功耗增加比例。反之，当换热量
分路数大于最佳分路数(7i^rA;<^oAaAo)时，制冷
剂侧热阻大于空气侧热阻。此时通过增加分路数
降低压降带来的压缩机功耗减小比例小于热阻增 加带来的换热量减小比例，系统整体COP降低。
因此，只有当q、hA\\ =耳訊小。时系统达到最佳的 换热器分路数。为简化计算，空气侧肋面总效率％可假设为
1,在假设铜管内壁为光管，忽略铜管壁热阻、接触 热阻和污垢热阻的情况下，式(1)可简化为1 1 1--------=-------------+--------------
UA htAi AaAo(3)假设制冷剂均匀分布，即在每个支路中制冷 剂的流量相等，由于制冷剂在支路流动时流量与 分路数成反比，而支路流量又正比于雷诺数，用 N,代表制冷剂分路数,代入式(3)得--------1 =—N—跻 +--------------
1UA h,Ai 7iaA0(4)可导出最佳分路数满足下式：1/0.82hoAo(5)在实际计算时，根据不同的翅片类型，空气侧的
肋面总效率也不同，笔者在试验中采用的换热器的 空气侧肋面总效率％为0.82(由CoilDesigner软件
计算得出)。不同换热器在不同工况下的最佳分路
数是不同的，计算过程中所选取的参数和结果如 表3和图8所示。表3不同工况下换热器最佳分路数计算结果参数额定制冷中间制冷额定制热中间制热Rei24 29813 23317 8818 917Pr{1.811.791.801.80p\\/(kg/m)879.66.01 050.11 045.9v\\/(m/s)0.400.220.400.20“i/(piPa • s)91.8495.71147.99146.035/(kJ/(kg ・K))2.222.151.751.76^/(mW/(m・ K))112.58115.03144.07143.12Ar/(W/(m2 ・ K))3 698.22 320.55 331.73 004.0/XAi/(W/K)2 479.71 555.93 574.92 014.2九 XA°/(W/K)1 284.21 140.31 381.01 256.32.271.473.281.80结果表明，同一换热器在不同工况下对应的
最佳分路数是不同的。中间工况下制冷剂流速较 慢,对应的最佳分路数相对较低，额定工况正好相 反,对应最佳分路数相对较高。为了使系统APF
达到最佳，应当综合考虑不同工况在APF中的占
比。加权计算出的室外换热器的最佳分路数约为
2.07,即最佳分路数应为2左右。这对于室外换热
器分路数选择是有指导意义的。实际上，对于加权得到的最佳分路数,对于分
路位置同样具有一定的指导作用。对于笔者试验
中所选取的室外换热器，总流路长度为24个“U” 形铜管的管程。等效分路数与总流路长度和支流 路长度之间应满足式(6)：N严严+ (6)L main main式中： L trunk , L branch 和Lmm分别为翅片管式换热器 主流路、分支流路和总流路的长度(m)；i和j分别 为主流路与分支流路个数。例如：在该试验中换 热器主流路为单管,分支流路数为2,因此i与j分
别取1和2。将最佳方案代入式(6)得到等效分路 数为1.83。虽然试验得到的结果与热阻平衡法计
・98・调金常窒制第19卷算结果有误差，但是参考该方法可以得出在设计 过程中主流路的长度应当是较短的。这能够对分 路位置设计提供一定的指导。对于热阻平衡法计算得到的分路数与试验获 得的分路数存在的偏差，笔者认为主要有以下几 个原因：1) 翅片管式换热器的对流换热经验公式本身 的误差在10%左右，这导致了在热阻平衡假设和 对流换热经验公式基础上计算得到的最佳分路数 用于计算分路位置时会存在偏差。2) 在换热器计算中，制冷剂不是恰好从饱和 液相变至饱和气相，在换热过程中存在的过冷段 与过热段引起了计算误差。综上，在进行换热器流路设计时，采用热阻平
衡法计算出的室外换热器的最佳分路数能够较好
地符合试验结果。使用热阻平衡法对房间空调器 的翅片管式换热器的流路进行预设计，得出的最
佳分路数能够为试验提供一定的参考。5结束语笔者以变频房间空调器为研究对象，使用
CoilDesigner软件对翅片管式换热器的换热进行 模拟,并根据模拟结果设计了不同的换热器制冷 剂流路，通过试验对比了不同流路换热器对整机
APF的影响。在此基础上，笔者分析了热阻平衡法在室外
换热器流路设计过程中的特点。利用热阻平衡法
的分析结果表明，不同工况对应的翅片管式换热 器流路的最佳分路数不同：额定工况下最佳分路
数较多，而中间工况下最佳分路数较少。在忽略
管壁热阻、接触热阻等情况下，对不同工况最佳分 路数加权后得到的分路数与试验结果相差很小。
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