室外换热器流路布置对热泵空调器的性能影响分析

    摘要：在压缩机、毛细管、室内换热器及室外换热器的几何结构尺寸均相同的情况下,对室外换热器的流路布置进行了优化.实验结果表明:室外换热器作冷凝器时采用逆交叉流,作蒸发器时采用顺交叉流,这样能够提高换热器和热泵系统的性能,使得热泵空调的制冷和制热循环压缩机功率分别降低3·81%和5·46%,制冷量和制热量分别增加2·73%和2·78%,使制冷能效比EER提升6·82%,制热能效比COP提升8·73%.数值比较结果表明:优化后的流路布置可增大换热器各支路后半部分的传热温差和传热系数,从而提高了换热器的性能.

    翅片管换热器广泛应用于空调和制冷行业,而流路布置是影响换热性能的重要因素之一[1].文献[2-3]发现:对蒸发器和冷凝器来说,空气侧和制冷剂侧的热阻基本相当,甚至在低干度和过热区的主要热阻位于制冷剂侧.文献[4]提出,在多支路冷凝器中,支路的进口与出口间的距离应尽量的大,这样可减少因进口高温制冷剂和出口低温制冷剂间的热量传递而导致的换热量损失.文献[5]指出,冷凝器底部的过冷管可增大过冷度,减小蒸发器进口的制冷剂干度,提高制冷量和制热量,还可以减小制热时换热器底部的结霜厚度,以便于化霜.文献[6]利用软件EVAP-COND1·0优化了6种制冷剂的蒸发器流路,使制冷能效比EER提高了11·7%.本文以某品牌KFR-72LW/D021B为原型机,在压缩机、毛细管、室内换热器及室外换热器的几何结构尺寸均相同的情况下,对室外换热器流路布置进行了优化,并通过实验验证了优化后的空调器性能显著提高,同时用数值模拟法分析了制冷循环时优化前后流路布置的差别以及换热器性能提高的原因.
    1　室外换热器流路布置的优化
    室外换热器优化前后的流路布置如图1所示.优化主要依据作者先前的研究结果:对于热泵式空调的蒸发和冷凝两用换热器,作蒸发器时采用顺交叉流,作冷凝器时采用逆交叉流,这样能同时提高制冷和制热循环的性能[7].冷凝器、蒸发器的传热温差和传热系数具有空间分布性,所以可以对它们之间的匹配度进行优化.优化的流路布置作为冷凝器时,因制冷剂进口在迎风第2排、出口在迎风第1排,所以可利用进口过热段传热温差大的特点来弥补迎风第2排传热温差小的缺点,同时利用迎风第1排传热温差大的优点来弥补出口过冷段总传热系数较小的缺点,从而达到了提高换热量的目的.
               
    2　室外换热器流路布置优化的实验验证
    2·1　实验装置
    2·1·1　焓差实验室　本实验在焓差实验室内进行,如图2所示.焓差实验室是由室内侧室和室外侧室组成,通过测定实验室的温湿度、风量、压力以及电气性能等参数,可对空调器制冷量、制热量及其他各种性能进行测试[8].焓差实验室的实验误差按照国标中关于制冷量和热泵制热量的实验规定严格执行,即:室内外侧空气干、湿球温度的平均值相对额定工况的偏差分别为±0·3℃和±0·2℃,各测点的干、湿球温度相对额定工况的最大偏差为±0·5℃和±0·3℃;空气体积流量的平均值相对额定工况的偏差为±5%,各测点的空气体积流量相对额定工况的最大偏差为±10%;功率的最大偏差为±5 W.
               
    实验工况为标准制冷和制热工况,即:制冷运行时,室外机进风干、湿球温度分别为35℃、24℃,室内机进风干、湿球温度分别为27℃、19℃;制热运行时,室外机进风干、湿球温度分别为7℃、6℃,室内机进风干、湿球温度分别为20℃、15℃.
    2·1·2　热泵空调器原型机　实验以某