技术研究：制冷剂种类与翅片管换热器管径的匹配特性

 对于翅片管换热器，其性能的优劣主要体现为制冷剂侧阻力损失及换热器管内表面传热系数。在空调器中，换热器制冷剂侧流动阻力损失越大，压缩机的压比越大，功耗越大，导致系统能效降低。而不同制冷剂在管内流动时，其压降特性也不同，管内流动产生的阻力损失可用S.Koyama等［KOYAMA S，YONEMOTO R． Experimental study on condensation of pure refrigerants in horizontal micro－fin tube proposal of correlations for heat transfer coefficient and frictional pressure drop［C］/ /International Refrigeration and Air Conditioning Conference． Purdue: Purdue e-Pubs］压降关联式进行计算，用单位管长压力损失衡量不同制冷剂在管内流动的压降特性。

对于空调器系统制冷工况，当制冷量相同时，不同制冷剂对应的质量流量不同。根据实验情况，设定冷凝温度为42 ℃，R22、R410A、R32、R290系统所对应的制冷剂质量流量分别为14. 2、 14. 5、10. 0、7. 7 g /s。 

以单位管长阻力损失为衡量标准，4 种制冷剂 管内流动阻力损失随干度的变化如图 1 所示。由 图 1 可知，不同制冷剂在圆管内流动的压降特性差异较大，但制冷剂流动产生的阻力损失均随着干度的增加而增大，这是由于干度越大，制冷剂的比容越大，流速越快，使阻力损失增大。故在翅片管换 热器设计中通常采用改变通道数量的方式来降低 阻力损失，即在制冷剂干度较大的区域增大分路数以降低流速。

由图1可知，当管径为6 mm和8 mm 时，不同制冷剂管内流动阻力损失特性不同，阻力损失大小为R22＞R290＞R410A＞R32，R410A 的流动阻力损失略 大于 R32，制冷剂管内流动阻力损失主要由制冷剂与管壁的摩擦引起，其大小由制冷剂的黏性系数决定。R22 阻力损失最大，故R22 制冷系统更适合使用大管径翅片管换热器，R290 次之，R410A与 R32 更适 宜使用小管径换热器。从阻力损失变化率的角度分析，随着干度的增加，R22 制冷剂的管内流动阻力损 失增加速率最快，即在 R22 制冷系统蒸发器设计时，需提前增加通道数量以降低制冷剂侧的流动阻力。

为研究不同制冷剂在管内流动时的换热特性，采用M.M.Shah等［SHAH M M． Unified correlation for heat transfer during boiling in plain mini /micro and conventional channels［J］． International Journal of Refrigeration，2017，74: 606－626．］拟合的关系式进行模拟计算，如式( 1) 所示。

2 所示为管径为 6 mm 时，不同制冷剂管内表传热系数随制冷剂干度的变化。由图2可知，管内 表面传热系数随制冷剂干度的增加而增加，干度越大，管内制冷剂流速增加，表面传热系数增大。当干度一定时，管内表面传热系数从大到小依次为R32、 R410A、R290、R22，即与R22相比，R32与R410A的换热效果较好，可以有效降低传热温差，提高制冷系统的能效水平。 

干度的增加导致制冷剂管内流速增加，使表面传热系数增加。减小换热器管径也可以提高制冷剂流速，根据计算结果，当管径从8 mm减小至6 mm 时， R32与R410A 的管内表面传热系数提高5～6倍，而R290和R22提高了4倍左右。可以看出使用小管径换热器可以大幅提升R32与R410A的管内表面传热系数，进一步说明由于物性的不同，R32 与R410A更适合使用小管径换热器。

3. 1 换热器模拟模型  

对空调用翅片管换热器进行冷凝工况的模拟计 算，根据模拟结果分析不同制冷剂对应的最适宜换热 器管径。

模拟计算中用到的经验公式如表 1 所示，通 过调整结构参数，保证不同管径换热器的体积相同。换热器结构模拟计算参数如表 2 所示，换热器的流程 布置如图 3 所示。

基于上述经验公式及相关计算参数，利用分布参数法［丁国良，张春路． 制冷空调装置仿真与优化［M］． 北京: 科学出版社，2001． ( DING Guoliang，ZHANG Chunlu． Simulation and optimization of refrigeration and air conditioning equipment［M］． Beijing: Science Press，2001． )］进行模拟计算。为验证仿真模型的可靠性，对采用R32制冷剂的7 mm 翅片管换热器进行性能 测试。实验在标准环境室内进行，干/湿球温度设置为 35 ℃ /24 ℃,实验装置如图4所示。

实验采用空气焓差法测试换热量，即测试换热器前后空气的温度及压力，并通过换算得出换热器进出口空气焓差; 而 后利用喷嘴流量计测得空气体积流量，进出口空气焓 差及其质量流量的乘积即为换热量。利用变频风机克服测试装置产生的阻力。此外，在换热器进出口布置了压差传感器，用来测量换热器管内流动阻力损失。实验装置的测试精度如表3所示。

实验结果与模拟结果的对比如表 4 所示，可以看出，当换热量范围为1500～4 000 W，模拟结果与实验结果相比，换热量误差在5%以下，管内阻力损失误差在8%以下，故认为该仿真模型精度较高，可用于进行后续研究。

3. 2 制冷剂与换热器管径的匹配特性 

对于空调器室外换热器冷凝换热工况，制冷剂在换热器内部流动时产生阻力损失，使冷凝压力降低， 进而使冷凝温度降低，传热温差减小，不利于换热。且管径越小，制冷剂在换热器内部流动所产生阻力损 失越大，但另一方面管径的减小可以提高制冷剂流 速，增大表面传热系数，两者是相互制约的影响因素。图5所示为当换热量为2 000 W时，不同制冷剂 管内阻力损失和沿程温降随管径的变化。

由图5可知，换热器管内的流动阻力损失和沿程温降均随着管径的减小而增大，流动阻力损失及沿程温降由大到小依次为 R22、R290、R410A、R32。实际上，虽然换热器管径的减小导致传热温差降低，但同时表面传热系数增大，前者对换热不利，而后者对换热有利，二者达到最佳平衡时，换热器性能最优。随着换热器管径的减小，沿程温降的增大使平均传热温差降低，但同时表面传热系数增大，如果后者无法抵消前者带来的负面影响，为满足换热量需求，冷凝器入口压力便会上升，导致压缩机压比增大，功耗上升。

在实际系统中，满足换热量的前提下，冷凝器入口压力(即压缩机排气压力) 越低，系统效率越高。因此，对4种制冷剂在 换热器中的换热过程进行模拟计算，保证换热量为2000 W，根据计算结果，对比4种制冷剂不同管径下的冷凝器入口压力，便可确定不同制冷剂对应的最佳换热器管径。经过迭代计算，换热器模拟流程如图6所示。

图7 所示为冷凝器入口压力对应饱和温度随换热器管径的变化。由图7可知，随着换热器管径的增大，不同制冷剂对应的冷凝器入口压力先降低后增 加。

这是由于随着换热器管径的增大，阻力损失降低，沿程温降减小，但表面传热系数也降低; 在管径较 小时前者带来的正面影响(降低排气压力) 占主导作用，管径较大时表面传热系数降低带来的负面影响 ( 传热温差增大) 占主导作用，使冷凝器入口压力先 降后增。以冷凝器入口压力为衡量指标，各制冷剂对 应的最佳换热器管径如表5所示，R22制冷剂更适合7 mm 管径换热器，而 R32与R410A更适合小管径。

针对空调用翅片管换热器，本文研究了4种制冷表5制冷剂对应最佳换热器管径Tab．5The optimum tube diameters of heat exchanger under different refrigerants 制冷剂种类最佳管径/mm R22 7. 0～7. 5 ；R410A6. 0～6. 5 R32 6. 0～6. 5 R290 6.5～7. 0 剂在管内的流动阻力损失及表面传热系数随换热器 管径的变化，并通过模拟计算给出了冷凝工况下，换热量为 2 000 W 时，不同制冷剂对应的最佳换热器管径，得到如下结论:

1) R22的管内流动阻力损失最大，其次是 R290、 R410A 及 R32，其中 R410A 的管内流动阻力损失略 大于 R32。

2) 不同制冷剂的管内对流表面传热系数由大到 小依次为 R32、R410A、R290、R22。在实际空调器系 统中，保证换热量需求的条件下，冷凝器入口压力 ( 压缩机排气压力) 越低，系统效率越高。

3) 通过模拟计算发现，维持换热器的换热量为2 000W不变时，随着换热器管径的增大，不同制冷剂对应的冷凝器入口压力先降低后增加。

以最低冷凝器入口压力为衡量标准，得出最适宜的换热器管径R22为7. 0～7. 5 mm，R410A 与R32为6. 0～6. 5 mm， R290为6. 5～7. 0 mm。