榮 俊 王義春 王瑞君 賈潤澤 唐 帥

(北京理工大學 熱能與工程研究所 北京 100081)

蒸發(fā)器和冷凝器都是熱交換器，是家用空調器的重要組成，直接影響空調器的性能和設備成本[1]。目前國內外家用空調器主要采用管片式換熱器，此結構加劇了銅資源的消耗，全球銅資源保障時間僅為35年。隨著銅價的不斷上漲，空調器鋁代銅技術越來越受關注[2]。

目前，應用廣泛的鋁制換熱器有微通道換熱器和管片式全鋁換熱器。其中微通道換熱器技術已經非常成熟，并在汽車空調上廣泛使用，但在家用空調器上的應用仍處于起步研究階段[3-5]，而管片式全鋁換熱器的腐蝕性以及焊接工藝的可靠性則仍未能完全解決[6]。本文設計并制造了一種新型的無接觸熱阻全鋁換熱器，并通過實驗對比了無接觸熱阻全鋁換熱器與傳統(tǒng)管片式換熱器的性能，優(yōu)化并測試了毛細管規(guī)格和制冷劑充灌量對使用新型冷凝器的窗式空調器制冷性能的影響[7]，指出該新型全鋁換熱器在家用空調器上應用的可行性。

無接觸熱阻全鋁換熱器的芯體是整體式無接觸熱阻翅片管傳熱元件，如圖1所示。傳熱元件翅片與制冷工質通道管為一體成型，材質為鋁合金材料。這種結構徹底消除了通道管與翅片間的接觸熱阻，翅片側傳熱系數(shù)增大；翅片為連續(xù)的波紋形結構，有效地增大了冷卻空氣的擾動，提高了對流換熱能力；翅片與通道一體化成型，大大提高了散熱器芯體的剛度和強度[8]。

圖1 無接觸熱阻全鋁翅片管傳熱元件

1 實驗方法

在運行工況相同的條件下，測定LG窗式空調器(型號是LW8102)制冷量和功耗以及使用新型冷凝器后窗式空調機器的制冷量和功耗，分析判斷新型冷凝器的換熱性能以及其替代原機冷凝器的可行性。

1.1 管片式換熱器的替代設計

對LG窗式空調器(型號是LW8102)的冷凝器進行替代設計。原機冷凝器結構尺寸為420 mm×310 mm×28.2 mm，其中翅片厚度為0.093 mm，翅片間距是每英寸17片，銅管直徑為6.35 mm，銅管壁厚為0.28 mm，制冷劑有4個流程。

利用Fluent軟件對無接觸熱阻全鋁翅片管傳熱元件進行優(yōu)化設計，優(yōu)化結果是翅片厚度0.15 mm，翅片高度7.9 mm，翅片間距為2 mm，波紋翅片波峰與波峰之間間距7 mm，波紋高度1.1 mm。無接觸熱阻換熱器的整體結構尺寸為420 mm×300 mm×30 mm，傳熱元件截面尺寸28.2 mm×2.8 mm，有5個矩形制冷劑流通通道，單個通道高3 mm，寬1.5 mm，通道之間壁厚為0.5 mm，無接觸熱阻全鋁換熱器有4個制冷劑流程。窗式空調器所用管片式換熱器與無接觸熱阻全鋁換熱器參數(shù)對比如表1所示。

表1 管片式換熱器與無接觸熱阻全鋁換熱器參數(shù)對比

由表1可知，無接觸熱阻全鋁換熱器可以減小體積，節(jié)省材料，這有利于降低空調器換熱器成本、便于安裝運輸、節(jié)省安裝空間。

1.2 實驗裝置

空調器制冷量實驗測試主要有兩種方法：房間型量熱計法和空氣焓差法[9]。本文采用空氣焓差法進行實驗測試，根據國標GB/T 7725—2004《房間空氣調節(jié)器》搭建實驗平臺，實驗裝置結構簡圖如圖3所示。

圖2 空氣焓差實驗裝置結構圖

在此實驗臺上對LG窗式空調器 (型號是LW8102) 原機和冷凝器使用新型換熱器替代的樣機進行額定制冷性能對比實驗。LG窗式空調機的銘牌性能參數(shù)如表2所示。

表2 LG窗式空調機(型號LW8102)的性能參數(shù)

1.3 實驗原理

空調器工作在穩(wěn)定狀態(tài)后，測量空調器的循環(huán)風量及室內機進、出口空氣焓值，計算得到制冷量?？諝忪手凳怯煽諝獾母汕驕囟取袂驕囟葲Q定的，風量的測量主要采用循環(huán)風量測量裝置進行。實驗工況條件為室內側的溫度是干球(26.7±0.3) ℃，濕球(19.4±0.2 ) ℃，室外側干球(35±0.3) ℃，濕球(23.9±0.2) ℃[10]。

使用空氣焓值法時，空調器室內側總制冷量的計算公式為：

Φ=q(ha1-ha2)/vn(1+dn)

式中：Φ為室內側測量的總制冷量，W；q為空調器室內測點的風量， m3/s；ha1為空調器室內側回風空氣焓值，J/kg干空氣；ha2為空調器室內側送風空氣焓值，J/kg干空氣；vn為測點處濕空氣比容， m3/kg；dn為測點處空氣含濕量，kg/kg干空氣。

空調器能效比的計算公式為：EER=Φ/P。式中：P為空調器機組總耗功，W。

2 實驗結果及分析

2.1 原機和樣機額定制冷性能對比

在相同的毛細管內徑和工況條件下，對LG窗式空調器原機與冷凝器使用新型換熱器替代的空調器樣機進行額定制冷性能對比實驗，實驗結果如表3和表4所示。

由表3可知，樣機冷凝器換熱面積較原機減小37.53%，制冷劑充灌量減小11.42%，制冷量反而提高3.59%，能效比EER提高7%。由傳熱學理論可知，換熱器的換熱量與換熱面積之間是線性關系，隨著換熱面積的增大而增大[11]。無接觸熱阻換熱器的換熱面積比管片式換熱器的換熱面積減小37.53%，制冷量反而提高3.59%，這表明無接觸熱阻換熱器的換熱性能優(yōu)于管片式換熱器。這是由于無接觸熱阻全鋁換熱器翅片與制冷劑通道是一體成型，沒有接觸熱阻；而且無接觸熱阻換熱器的翅片是波紋形翅片，有利于加強冷卻空氣的擾動，可以提高冷卻空氣與翅片間的對流換熱能力。所以無接觸熱阻全鋁換熱器較管片式換熱器的換熱能力有很大提高。

表3 原機與樣機制冷性能比較

表4 原機與樣機蒸發(fā)器和冷凝器入口、出口的溫度

由表4可知，樣機蒸發(fā)器出入口溫差與原機蒸發(fā)器出入口溫差相差不大，而樣機冷凝器出入口溫差與原機出入口溫差相差較大。這是因為樣機冷凝器的新型無接觸熱阻換熱器的換熱性能較管片式換熱器有很大提高。

由換熱器理論分析可知，若換熱器制冷量Φ與換熱面積不變，換熱器換熱系數(shù)提高，空調器制冷系統(tǒng)蒸發(fā)溫度會提高，冷凝溫度會降低，相應的空調器制冷循環(huán)會發(fā)生變化，如圖3所示。理論循環(huán)由1-2-3-4-1變成了1′-2′-3′-4′-1′，單位制冷量為q0′=(h1′-h4′)>q0，單位理論功為w0′=(h2′-h1′)ε0，減少了壓縮過程耗功，提高了制冷系統(tǒng)的制冷性能。因此，樣機冷凝器換熱面積較原機減小37.53%，制冷劑充注量減小11.42%時，空調器機組消耗總功率減小2.92%，能效比EER提高7%。

圖3 傳熱系數(shù)提高，制冷循環(huán)變化示意圖

2.2 毛細管規(guī)格和制冷劑充灌量對制冷性能的影響

1)毛細管規(guī)格對樣機額定制冷性能的影響

圖4 不同毛細管內徑的制冷量和消耗功率對比

圖5 不同毛細管內徑能效比對比

由圖4和圖5可知，在實驗工況條件下，樣機冷凝器毛細管內徑d=1.2 mm時，空調制冷性能最佳，制冷量為2440.5 W，消耗功率為891.66 W，此時能效比EER達到2.73。

由圖6和圖7可知，在實驗工況條件下，毛細管內徑一定，d=1.2 mm，樣機冷凝器毛細管長度L=600 mm時，空調制冷性能最佳，制冷量為2027.3 W，消耗功率為826.5 W，能效比EER達到2.45。

圖6 不同毛細管長度制冷量和消耗功率對比

圖7 不同毛細管長度能效比對比

2)制冷劑充灌量對樣機額定制冷性能的影響

圖8和圖9所示給出了隨著制冷劑充灌量的變化，樣機制冷量、消耗功率以及能效比的變化規(guī)律。當毛細管內徑d=1.2 mm，長度L=600 mm時，制冷劑充灌量在M=340 g時，樣機制冷性能最好，制冷量為2148.92 W，消耗功率為858.4 W，能效比達到2.51。

圖8 不同制冷劑充灌量制冷量和消耗功率對比

圖9 不同制冷劑充灌量能效比對比

3 結論

1)在相同制冷工況條件下，樣機冷凝器換熱面積較原機減小37.53%，制冷劑灌注量減小11.42%，制冷量反而提高3.59%，能效比EER提高7%，表明無接觸熱阻全鋁換熱器具有較強的換熱能力。

2) 在相同制冷工況條件下，無接觸熱阻全鋁換熱器窗式空調器的冷凝器毛細管內徑d=1.2 mm，長度L=600 mm，制冷劑充灌量M=340 g時，樣機制冷性能最好。

3)換熱器中銅的成本占家用空調總成本的15%左右，研制成功的全鋁無接觸熱阻全鋁換熱器為家用空調Al代Cu提供了技術保障，可以降低成本，其高效的傳熱性能和小型化使得其將成為家用空調換熱器理想的替代品。

[1] 王瑞,王義春,馮朝卿,等.空調全鋁新型換熱器結構優(yōu)化與性能研究[J].北京理工大學學報, 2012, 32(7): 699-704.(Wang Rui, Wang Yichun, Feng Chaoqing, et al. Structural Optimization and Performance Test About Aluminum Heat Exchanger of Air-Condition[J]. Beijing University of Technology, 2012, 32 (7): 699-704.)

[2] 張正國,高學農, 陸應生, 等. 家用及商用空調換熱器的銅材替代[J].日用電器, 2008(1): 44-45. (Zhang Zhengguo,Gao Xuenong,Lu Yingsheng,et al. Residential and commercial air heat exchanger copper substitution [J]. Household appliances, 2008(1): 44-45. )

[3] 張超,劉婷,周光輝.微通道換熱器在制冷空調系統(tǒng)中的應用分析[J].低溫與超導,2011,39(9):42-47.(Zhang Chao, Liu Ting, Zhou Guanghui. Application analysis for micro-channel heat exchanger in refrigeration and air-conditioning system[J].Cryogenics and Superconductivity, 2011, 39 (9): 42-46.)

[4] 林創(chuàng)輝.平行流換熱器在空調機上的應用研究[J].制冷，2011，30(4)：1-5.(Lin Chuanghui. Applicable Studies of Parallel Flow Heat Exchanger on Air Conditioner[J]. Refrigeration, 2011, 30(4): 1-5.)

[5] 康盈，柳建華，張良，等.微通道換熱器的研究進展及其應用前景[J]. 低溫與超導，2012，40(6)：45-48.(Kang Ying, Liu Jianhua, Zhang Liang, et al. The Research Progress and Application Prospect of The Micro-channel Heat Exchanger[J]. Cryogenics and Superconductivity, 2012, 40 (6): 45-48.)

[6] 趙新雨，劉澤勤.空調制冷行業(yè)鋁制換熱器發(fā)展存在的問題及對策[J].綠色科技，2012(4)：284-286.(Zhao Xinyu, Liu Zeqin. The Problems and Countermeasures of Aluminum Heat Exchanger Development in Air Conditioning and Refrigeration Industry [J]. Green Technology, 2012(4): 284-286.)

[7] 李廷勛，楊九銘，曾昭順，等.R290灌注式替代R22空調整機性能研究[J].制冷學報,2010，31(4)：31-34.(Li Tingxun, Yang Jiuming, Zeng Zhaoshun, et al. Experiment on R290 Substituting for R22 in A Room Air-conditioner [J]. Refrigeration Technology, 2010, 31 (4): 31-34.)

[8] 王義春,楊英俊,姚仲鵬.整體式無接觸熱阻散熱器傳熱元件的研究[J].車用發(fā)動機,2002(6): 41-43.(Wang Yichun, Yang Yingjun, Yao Zhongpeng.Integral Non-contact Thermal Resistance of The Radiator Heat Transfer Components [J]. Vehicle engines, 2002(6): 41-43.)

[9] 王文治,李芳,彭飛.空氣焓差法測量空調制冷量的影響因素分析[J].制冷與空調(四川), 2012(4): 385-387.(Wang Wenzhi, Li Fang, Peng Fei. Analysis of Influencing Factors on Air Conditioners by Air Enthalpy Test[J]. Refrigeration and Air Conditioning (Sichuan), 2012(4): 385-387.)

[10] 中華人民共和國國家質量監(jiān)督檢驗檢疫總局中國國家標準化管理委員會. GB/T 7725-2004房間空氣調節(jié)器,中華人民共和國國家標準[S].北京：中國標準出版社，2004.

[11] 楊世銘,陶文銓.傳熱學[M].第四版.北京：高等教育出版社，2006：459-462.