摘要：隨著空調(diào)器的快速發(fā)展和國際銅價的持續(xù)升高，制冷空調(diào)行業(yè)采用的換熱器在向著小體積、低成本發(fā)展的過程中往往面臨著性能衰減的技術瓶頸。為突破此瓶頸，以一款冷暖型房間空調(diào)器翅片管式室外換熱器為研究對象，將其換熱管外徑由7 mm減小至5 mm并在此基礎上優(yōu)化其流路，最終實現(xiàn)Φ5 mm換熱器性能達到初始樣機水平并有效降低換熱器成本。首先，分別在5種標準工況下測試初始樣機性能；然后，利用CoilDesigner軟件來分析小管徑化對換熱器性能的影響，仿真結(jié)果表明，在不改變流路布置的情況下，Φ5 mm換熱器的換熱能力略有提升，但制冷劑側(cè)壓降增大4～7倍；進一步地，有針對性地設計了5種流路布置方案來探究分路數(shù)、分路匯合位置等因素對換熱器傳熱及壓降特性的影響規(guī)律，總結(jié)了小管徑翅片管式換熱器流路優(yōu)化的思路，并設計了3種Φ5 mm管徑室外換熱器流路優(yōu)化方案。仿真評估3種方案的可行性后制作樣機進行性能測試，實驗結(jié)果表明：方案（3）性能與原換熱器相當，同時其材料成本可降低34.6%。

關鍵詞：房間空調(diào)器；翅片管式換熱器；小管徑；流路優(yōu)化

中圖分類號：TB69.文獻標志碼：A

DOI：10.7652/xjtuxb202405017.文章編號：0253-987X（2024）05-0179-11

Research on Circuit Optimization of Small-Diameter Outdoor Heat

Exchanger for Room Air Conditioner

Abstract：With rapid advancements in air conditioners and increasing international copper prices， the heat exchangers used in the refrigeration and air conditioning industry frequently face technical challenges that hinder performance degradation as efforts focus on compact size and cost efficiency. In response， a study is conducted on a dual-mode room air conditioner with a finned-tube outdoor heat exchanger. The outer diameter of the heat exchange tubes is reduced from 7 mm to 5 mm alongside the circuit optimization. The goal is to achieve the performance of the Φ5 mm heat exchanger at the level of the initial prototype and effectively reduce the cost of the heat exchanger. Firstly， the performance test of the original prototype is carried out across five standard operating conditions. Subsequently， CoilDesigner is utilized to assess the impact of tube diameter reduction on the heat exchanger’s performance. Simulation results indicate a minor improvement in the heat transfer capacity of the Φ5 mm heat exchanger without any circuit alterations. However， the refrigerant pressure drop increases by 4—7 times. Furthermore， five targeted circuit schemes are designed to examine the impact of factors such as the number of circuits and confluence locations of circuits on the heat transfer and pressure drop characteristics of the heat exchanger. The study summarizes an optimization approach for the circuit of small-diameter finned-tube heat exchangers. Three optimization schemes are developed for the Φ5 mm outdoor heat exchanger. After simulating and evaluating the feasibility of these three schemes， prototypes are generated for performance testing. The experimental results reveal that scheme （3） performs on par with the original heat exchanger while concurrently reducing material costs by 34.6%.

Keywords：room air conditioner; finned-tube heat exchanger; small tube diameter; circuitry optimization

近年來隨著國內(nèi)空調(diào)市場的迅速發(fā)展，房間空調(diào)器產(chǎn)銷量逐年攀升，統(tǒng)計數(shù)據(jù)表明目前家用空調(diào)的年耗電量達到400億kW·h以上［1］，同時房間空調(diào)器的能效標準也在逐漸提高［2］。在各種暖通空調(diào)與制冷技術中，空氣源熱泵因其運行成本低、環(huán)境效益好、安裝簡便等優(yōu)點被廣泛應用于家用空調(diào)。然而，越來越多的應用也不可避免地增加了對能源和材料的需求［3］。翅片管式換熱器是空氣源熱泵中換熱管外空氣與換熱管內(nèi)制冷劑進行熱傳遞的關鍵設備，其主要由銅換熱管和鋁翅片組成。空調(diào)器中銅的消耗量占銅總消耗量的15%以上［4］，且近年來銅的材料價格持續(xù)上漲，給翅片管式換熱器的生產(chǎn)制造帶來了巨大的成本壓力。翅片管式換熱器的性能受換熱管內(nèi)部結(jié)構(gòu)［5-6］、制冷劑類型［7-8］、換熱器的幾何結(jié)構(gòu)［9-10］、翅片類型［11-13］等多方面因素的影響，雖然優(yōu)化這些參數(shù)可以有效提高翅片管式換熱器的性能，但這往往會以付出更高的成本為代價。如何在滿足房間空調(diào)器性能需求和能效標準的前提下，減少銅的用量來節(jié)約換熱器成本，是眾多空調(diào)企業(yè)迫切追求的目標。

室外換熱器的發(fā)展趨勢是發(fā)展緊湊式換熱器［14］，即采用更小管徑的銅管來提升其換熱性能［15］。小管徑換熱器具有結(jié)構(gòu)更緊湊、成本更低、傳熱效率更高以及顯著降低制冷劑充注量等優(yōu)點［16-17］，但是換熱器的小管徑化也會帶來制冷劑側(cè)壓降劇增、空氣側(cè)阻力變大、管內(nèi)側(cè)傳熱面積減小等弊端，最終可能導致房間空調(diào)器的性能降低和能效下降［18-20］。換熱器的流路布置對其性能有很大的影響［21-23］，這也說明了在過渡到更小的換熱管管徑時優(yōu)化制冷劑流路的重要性。通過優(yōu)化換熱器的流路，可以在制冷系統(tǒng)其他設備保持不變的情況下，顯著提升房間空調(diào)器的能效［24］。王皓宇等［25］通過數(shù)值模擬研究了適用于冷藏陳列柜的小管徑冷凝器在不同工況下的傳熱、壓降性能，證明了冷凝器的小管徑替代技術路線是可行的。李俊峰等［26］分析了不同流路、不同運行工況下Φ5 mm換熱器壓降特性變化規(guī)律，結(jié)果表明Φ5 mm換熱器冷凝工況下壓降增大0.5～1.3倍，蒸發(fā)工況下壓降增加３倍以上，另外他們提出了采用多管并聯(lián)的過冷管，可以大幅度減少蒸發(fā)壓降。陳偉等［27］對一款7 mm管徑改5 mm管徑的室外換熱器進行了優(yōu)化設計，并通過實驗測試了優(yōu)化后室外換熱器的換熱性能。結(jié)果表明，相比于優(yōu)化前的室外換熱器，優(yōu)化后室外換熱器的額定制冷和額定制熱工況下?lián)Q熱能力分別降低了0.7%和0.3%。

目前，有關優(yōu)化翅片管式換熱器流路的研究主要集中在使用直徑為7 mm或更大直徑換熱銅管的空調(diào)系統(tǒng)上，僅有少數(shù)學者對采用直徑為5 mm換熱銅管的翅片管式換熱器性能進行研究，且研究范圍較小。故在未來換熱器小管徑化發(fā)展的趨勢下，亟需補充對不同規(guī)格小管徑換熱器性能的研究。因此，本文以一款冷暖型房間空調(diào)器室外換熱器為研究對象，提出將其換熱管管徑由7 mm減小至5 mm，力求在滿足其性能和能效要求的前提下實現(xiàn)成本最小化。在數(shù)值仿真的指導下對其流路布置進行了優(yōu)化，并通過實驗驗證了空調(diào)器的性能能夠滿足要求，同時換熱器的材料成本預計可降低34.6%。

1.原型機性能測試及仿真

1.1.實驗裝置及性能測試

原型機是一款冷暖型房間空調(diào)器，其冷媒采用R410A，制冷劑充注量為1 120 g；圖1給出了房間空調(diào)器原型機的制冷系統(tǒng)，共有壓縮機、室內(nèi)換熱器、室外換熱器和電子膨脹閥4個基本部件，其中室內(nèi)換熱器布置于空調(diào)室內(nèi)機中，其余3個基本部件集中布置在空調(diào)室外機中。壓縮機采用型號為ASM103N11UFT的定頻壓縮機，其工作電壓與頻率分別為230 V與60 Hz；電子膨脹閥的型號為SANHUA SHF-4-10L3；室內(nèi)換熱器采用Φ7 mm-16U的四進四出翅片管式換熱器；室外換熱器采用Φ7 mm-雙排26U的四進一出翅片管式換熱器。

原型機性能測試實驗在空調(diào)器5HP焓差實驗室中進行。該焓差室主要用于分體式房間空調(diào)器的性能測試，可以對空調(diào)器制冷量、壓縮機耗功、出風溫度等參數(shù)進行測量。實驗所用的焓差室主要由室內(nèi)側(cè)房間和室外側(cè)房間組成，包括工況控制系統(tǒng)和數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)。其中，室內(nèi)側(cè)和室外側(cè)工況的控制是通過操作焓差室工況控制柜來實現(xiàn)的；數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)由室內(nèi)側(cè)實驗臺和室外側(cè)實驗臺組成，包括若干熱電偶、壓力傳感器、風量測試裝置和空氣干濕球溫度測量裝置等。

本文通過實驗分別測試了原型機在T1制冷工況、T3制冷工況、高溫制冷工況、額定制熱工況和低溫制熱工況下的換熱能力、樣機功率、室內(nèi)機風量、室內(nèi)外換熱器進出口的制冷劑溫度與壓力等數(shù)據(jù)。房間空調(diào)器的標準測試工況見表1。將實驗臺安裝好后啟動焓差室，待焓差室室內(nèi)側(cè)和室外側(cè)空氣的干濕球溫度、相對濕度均調(diào)節(jié)到標準設定工況后，開啟空調(diào)待其運行穩(wěn)定后開始記錄所需的測試數(shù)據(jù)：每種不同的工況分別每隔5 min記錄一組數(shù)據(jù)，每種工況記錄7組數(shù)據(jù)，有效數(shù)據(jù)見表2。

1.2.原型機性能仿真及分析

把原型機部分測試數(shù)據(jù)與結(jié)構(gòu)參數(shù)作為初始條件，并合理地選取傳熱及壓降關聯(lián)式，利用CoilDesigner軟件［28］對初始室外換熱器的性能進行仿真計算，換熱量的仿真計算結(jié)果與原型機測試結(jié)果的對比如圖2所示。由圖2可以看出，5種工況下室外換熱器換熱量仿真計算結(jié)果相較于實驗得出的原型機測試結(jié)果的偏差均小于1%，說明本次仿真輸入的初始條件、選取的傳熱和壓降關聯(lián)式以及設置的關聯(lián)式修正因子均較為合理，軟件計算也較為準確，模擬結(jié)果可靠，該軟件可以指導后續(xù)流路優(yōu)化工作。圖3和圖4分別給出了T1制冷工況下管內(nèi)制冷劑溫度分布情況與5種工況下每根換熱管的換熱能力。在圖4中，換熱管1～26為第1列換熱管（迎風側(cè)），換熱管27～52則代表第2列換熱管（背風側(cè)）。由圖4曲線的變化趨勢可得出，制冷工況下第2列換熱管總體的換熱量約為第1列換熱管的一半；制熱工況下第2列換熱管性能衰減嚴重，其中額定制熱工況下第2列換熱管總換熱量約為第1列的20%；低溫制熱工況下第2列換熱管總換熱量幾乎為0。圖4指出了換熱性能較差的換熱管位置，為換熱器的流路優(yōu)化提供了參考。

2.小管徑室外換熱器流路優(yōu)化

2.1.小管徑化對換熱器換

通過仿真來分析小管徑化對換熱器性能的影響，遵循單一變量原則，仿真計算小管徑室外換熱器性能時僅將其換熱管管外徑由7 mm減小為5 mm，其余無關變量均與原換熱器相同，得出仿真計算結(jié)果如圖5所示。由圖5可以看出，小管徑換熱器的換熱能力略有提升，在不同工況下提升幅度約為1%～3%。但是，制冷劑側(cè)壓降明顯提高：制冷工況下室外換熱器作冷凝器時制冷劑側(cè)壓降約為原換熱器的4倍；制熱工況下室外換熱器作蒸發(fā)器時制冷劑側(cè)壓降約為原換熱器的7倍。制冷劑側(cè)壓降的顯著提高一方面導致壓縮機功耗明顯提升，最終使空調(diào)系統(tǒng)能效下降；另一方面使得傳熱溫差衰減，惡化換熱能力。因此流路優(yōu)化應重點關注降低制冷劑側(cè)壓降。

2.2.分路數(shù)、分路匯合位置對換熱器性能的影響

對小管徑換熱器傳熱及壓降特性影響較大的有換熱器分路數(shù)和分路匯合位置兩方面因素。

（1）換熱器分路數(shù)。增加分路數(shù)可以降低每條支路中制冷劑流速，從而減小制冷劑在管中的沿程阻力和局部阻力，降低制冷循環(huán)的壓降，使壓縮機功耗降低。與之相反，減小分路數(shù)會提升制冷劑的流動阻力，但同時也提高了制冷劑的流速，從而增大了制冷劑側(cè)的換熱系數(shù)。因此，分路數(shù)需要選擇一個合適的平衡點，既能夠降低壓縮機功耗，又能夠表現(xiàn)出較好的換熱能力。

（2）換熱器分路匯合位置。當換熱器作蒸發(fā)器時，推后分路匯合位置，延長干度較低的氣液兩相態(tài)制冷劑在分流前的流動管程，可以提高制冷劑處于干度較低的氣液兩相區(qū)的流動速度，從而提高制冷劑側(cè)傳熱系數(shù)，同時也增大了制冷劑側(cè)壓降；與之相反，提前分路匯合位置能夠降低制冷劑流動沿程阻力和局部阻力，同時也會降低換熱性能。所以尋找合適的分路匯合位置既可以保持換熱器換熱能力，又能夠降低壓縮機的功率消耗。

為明確流路優(yōu)化的方向，有必要研究換熱器分路數(shù)、分路匯合位置對小管徑換熱器傳熱及壓降特性的影響規(guī)律。如圖6所示，本文有針對性地設計了5種流路布置方案，通過仿真的結(jié)果來分析總結(jié)分路數(shù)、分路匯合位置等因素對換熱器性能的影響規(guī)律。其中方案（a）、（b）、（c）3種流路布置方案為6進1 出的流路布置，3種流路的布置方式有所區(qū)別：分別為N、N與n混合和n型布置，可以對比探究在重力的作用下N、n型布置對換熱器性能的影響；方案（d）為8進1出的流路布置，可與原流路和方案（c）來對比研究分路數(shù)對換熱器傳熱及壓降性能的影響；方案（e）為6進1出的流路布置，相比于方案（a），方案（e）改變了匯合管的位置，可用來探究分路匯合位置對換熱器性能的影響規(guī)律。

以額定制熱工況為例，上述5種流路布置方案性能的仿真計算結(jié)果如圖7所示。分析圖7可得出以下結(jié)論。

（1）對比方案（a）、（b）、（c）。換熱器各支路的N型、n型和N與n混合型布置對換熱器的傳熱及壓降性能影響程度相近，其中換熱器支路N型布置的換熱量略大于其他兩種布置方式。

（2）對比原流路、方案（c）和方案（d）。隨著分路數(shù)的增大，換熱器換熱量逐漸減小，同時制冷劑側(cè)壓降顯著下降，如流路數(shù)由4增大到8時，換熱量下降了3.6%，制冷劑側(cè)壓降下降了39.1%。

（3）對比方案（a）、（e）。匯合管長度由2管程增大到4管程后制冷劑側(cè)壓降提升了93.3%，同時其換熱量提升了2%。

（4）方案（e）匯合管為2管程，其制冷劑側(cè)壓降為80.3 kPa，仍大于初始室外換熱器的冷媒壓降約一倍，故在流路優(yōu)化時不再考慮帶有匯合管的結(jié)構(gòu)。

2.3.小管徑室外換熱器流路優(yōu)化思路

2.3.1.流路優(yōu)化原則

基于前文對小管徑室外換熱器性能的研究以及分路數(shù)、分路匯合位置等因素對換熱器傳熱及壓降特性影響規(guī)律的探究，并結(jié)合了其他文獻對流路優(yōu)化的研究成果總結(jié)出流路優(yōu)化的原則如下。

（1）換熱器管徑變小后應適當增加分路數(shù)，并合理選取分路匯合位置來降低制冷劑流過換熱器的壓降［18，29］；

（2）換熱器作冷凝器時制冷劑與外界空氣逆交叉流換熱，作蒸發(fā)器時制冷劑與外界空氣順交叉流換熱，這樣可以提高平均對數(shù)傳熱溫差［30-33］；

（3）制冷劑在冷凝器中應該盡量上進下出，以減小重力的作用對換熱性能的負面影響［34］；

（4）為了降低冷媒壓降，小管徑室外換熱器可根據(jù)實際情況考慮不采用匯合管結(jié)構(gòu)；

（5）換熱器每條換熱支路的管程分布應盡量均勻［35］；

（6）迎風側(cè)風速小的地方適當加長管程，風速大的地方適當縮短管程［36-39］；

（7）合理采用流量分配器、分液毛細管等分液裝置來盡量保證每條支路中制冷劑分布均勻、穩(wěn)定流動［40］。

2.3.2.分路數(shù)的理論計算

對于小管徑換熱器的流路優(yōu)化要找到合適的流路數(shù)，本文基于吳照國提出的微分方程［1］，推導了用于計算小管徑換熱器壓降與原管徑相當?shù)淖钚×髀窋?shù)的公式，可用于指導小管徑換熱器的初步流路優(yōu)化工作。

假設換熱管的管徑變化前后換熱器的壓降保持不變，原換熱器的分路數(shù)為I，小管徑換熱器的分路數(shù)為I+i，即當分路數(shù)增加i時使得換熱器管徑變化前后壓降相當。

制冷劑側(cè)壓降ΔP與質(zhì)流密度G和流程長度L成正比，可用下式計算

ΔP=SG2L（1）

為使換熱器管徑減小后壓降保持不變，所以壓降ΔP對管徑D、換熱器流路數(shù)I和換熱器管程總長度Ltotal的全微分等于0，如下式所示

假設換熱器管程近似平均分配，則換熱器管程總長度Ltotal可表示為單條換熱管支路的管程L與流路數(shù)I的乘積，如下式

Ltotal=IL（3）

將式（1）和（3）代入式（2）中并化簡，得

將式（4）做不定積分，取整后得到分路數(shù)與管徑的關系式

式中C是一個任意的常數(shù)。

假設換熱管總管程與單支路管程均不變，管徑縮小后換熱器需要增加的流路數(shù)i可由下式計算

式中：Dnew為管徑變化后的新管徑；Dorg為原始管徑。

將Dorg=7 mm、Dnew=5 mm代入式（6）中，計算得i=1.57，取整后為i=2，即對于此換熱器而言，為使換熱器管徑減小后制冷劑側(cè)壓降保持不變，流路應當增加1.57條，實際應用時應增加2條分路。

2.3.3.小管徑換熱器每條分路長度的估算方法

通過理論計算來估算小管徑換熱器每條分路的長度，一方面可以為流路優(yōu)化設計提供初步參考，另一方面可縮短流路設計周期。首先用效能-傳熱單元數(shù)法（ε-NTU法）來計算空氣側(cè)的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)。由于管壁面溫度被設為定值，即管壁面的比熱容可以認為無限大，不引起管壁溫度的變化，因此可以將效能ε與傳熱單元數(shù)NTU之間的關系簡化為

式中：Tain為入口處空氣溫度；Taout為出口處空氣溫度；Tw為銅管管壁溫度。

式（7）中的傳熱單元數(shù)NTU可由下式計算得到

式中：qm為空氣質(zhì)量流量；cp為空氣比定壓熱容；η0為翅片管式換熱器的翅片總效率；h0為換熱器空氣側(cè)表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，兩者之間的計算可以由Schmid近似準則［41］得到

式中：Af為換熱器翅片表面積；A0為換熱器翅片和圓管總表面積。

式（12）中的m由以下公式計算

式中：kf為翅片導熱系數(shù)；δt為翅片厚度；Pt為橫向管間距；Pl為縱向管間距。

利用式（7）～（17），可以通過迭代求解空氣側(cè)傳熱系數(shù)和翅片效率

Q=KA0ΔTm（18）

由效能-傳熱單元數(shù)法迭代計算得出空氣側(cè)的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)h0后，通過下式估算每條分路的長度

2.4.流路優(yōu)化方案及性能仿真

2.4.1.流路優(yōu)化方案

結(jié)合總結(jié)出的小管徑換熱器傳熱及壓降特性，遵循前文列出的流路優(yōu)化原則，并在理論計算的指導下設計了如圖8所示的3種流路優(yōu)化方案，其中右側(cè)為室外換熱器作為冷凝器時的迎風側(cè)：方案（1）是5進5出的流路布置；方案（2）是6進6出的流路布置；方案（3）是6進3出的流路布置。

利用CoilDesigner軟件［28］在5種工況下分別對上述3種方案的換熱量及制冷劑側(cè)壓降進行仿真計算，得到計算結(jié)果如圖9所示。方案（1）換熱量與原換熱器基本相當，但制冷劑側(cè)壓降略大于原換熱器，預計空調(diào)系統(tǒng)整體能效應略有下降；雖然方案（2）在5種工況下的制冷劑側(cè)壓降小于原型機，但其換熱能力比原型機下降了0.99%～2.38%，預計整機性能不能達到原型機水平；相較于原型機，方案（3）的換熱能力更強，同時制冷劑側(cè)壓降提升了64.3%以上，考慮到仿真選取的壓降關聯(lián)式應用于本換熱器存在一定的誤差，預計方案（3）可以符合換熱能力與能效要求。

此外，換熱器的材料成本按照銅的價格為68 913元/t、鋁的價格18 419元/t來估算，原換熱器成本約為188.1元，優(yōu)化流路后的3種方案成本約為125.5元，相較于原換熱器成本減少了34.6%。 這里換熱器成本指的是換熱器的材料成本，即根據(jù)銅管的質(zhì)量計算得出的銅的材料成本和根據(jù)鋁翅片數(shù)計算得出的鋁的材料成本之和，并沒有考慮布置流路時所需分液頭、集氣管等配件的成本。新設計的適用于Ф5 mm翅片管式換熱器的流路，與原有Ф7 mm翅片管式換熱器的流路相比，二者在布置流路時均采用了一個分液頭和一根集氣管，區(qū)別只在于分液銅管的總長度略有不同：Ф7 mm換熱器采用4根分液銅管，Ф5 mm換熱器按照方案（3）布置采用3根分液銅管；另外方案（3）采用了3個爪型三通；最終經(jīng)過估算，二者布置流路所需的配件成本基本一致，因此在計算換熱器總成本時并未考慮配件的成本。

2.5.流路優(yōu)化方案性能實測

按照2.4.1節(jié)中列出的3種方案焊接并制作好實際的室外換熱器后，將其安裝在實驗臺的外機中，啟動實驗臺分別測試每種改進流路在5種工況下的性能表現(xiàn)，得出的實驗數(shù)據(jù)見表3。分析小管徑優(yōu)化流路室外換熱器整機測試數(shù)據(jù)得出如下結(jié)論。

（1）方案（1）在T3制冷以及高溫制冷工況下的性能近似原型機水平，但在剩余3種工況下性能相較于原型機有較大衰減，尤其是額定制熱和低溫制熱性能嚴重衰減，這是由于室外換熱器在制熱工況下作蒸發(fā)器，小管徑換熱管流程阻力明顯提升，導致制冷劑在蒸發(fā)過程中溫度滑移增大，使其換熱能力嚴重衰減。

（2）方案（2）的性能衰減幅度較大：制冷工況時換熱能力能夠與原換熱器相當，但其能效比衰減2.3%～6.9%；制熱工況時，換熱能力衰減0.85%～2.4%，能效比衰減2.4%～3.9%，且蒸發(fā)溫度越低性能惡化越嚴重。

（3）對比方案（1）和方案（2），方案（1）的制冷性能優(yōu)于方案（2），制熱性能則與之相反。這是因為方案（1）的流路數(shù)小于方案（2），相同工況下每條支路中制冷劑流量更大，在制冷工況時換熱能力提升帶來的收益大于壓降增大造成的不可逆損失，而在制熱工況時壓降帶來的不可逆損失占據(jù)主導地位，這便造成了方案（1）的制冷性能優(yōu)于方案（2），制熱性能正好相反的現(xiàn)象。顯然方案（1）與方案（2）性能均不符合要求。

（4）方案（3）在3種制冷工況下表現(xiàn)良好，對比原型機，其制冷能力與能效比分別提升3.8%～8.7%和0%～0.7%；在額定制熱工況下，制熱能力衰減0.9%，能效比提升1%；低溫制熱工況下，其能效比與原型機基本一致，但其制熱能力下降1.8%。綜合來看，方案（3）在多種工況下的能效比均優(yōu)于原型機，雖然在兩種制熱工況下的制熱能力略差于原型機，但也能夠滿足產(chǎn)品的能力要求，與此同時換熱器的材料成本可降低34.6%，一方面可以大量節(jié)約銅和鋁的消耗量，另一方面提升了產(chǎn)品的市場競爭力。

（5）對比仿真與實驗的結(jié)果，發(fā)現(xiàn)二者存在一定的誤差，說明通過仿真可以指導、預測不同方案性能變化的趨勢，但實際的性能還需要通過實驗得出才更具說服力。

最后，綜合評估性能測試結(jié)果、換熱器成本、生產(chǎn)工藝難易等因素，確定方案（3）的6進3出流路為滿足國際能效標準要求的Φ5 mm管徑室外換熱器最佳流路設計方案，達到了維持室外換熱器性能基本不變的同時有效降低室外換熱器成本的目的。

3.結(jié).論

為了在滿足房間空調(diào)器性能需求的基礎上盡量降低換熱器的成本，本文通過仿真與實驗相結(jié)合的方式探究了在房間空調(diào)器室外機中利用Ф5 mm翅片管式換熱器代替Ф7 mm翅片管式換熱器的可行性。得出具體結(jié)論如下。

（1）小管徑翅片管式換熱器能夠提高傳熱系數(shù)、降低換熱器成本和減少制冷劑充注量，但也存在制冷劑側(cè)壓降明顯增大、換熱面積衰減等弊端，最終導致整機能效下降。因此，對于小管徑換熱器的流路優(yōu)化設計應盡量降低制冷劑側(cè)壓降。

（2）對于小管徑換熱器的流路優(yōu)化主要通過適當?shù)卦黾訐Q熱器的分路數(shù)和選取合適的分路匯合位置來實現(xiàn)，具體而言可以考慮多流路和減少匯合管長度的流路布置方式，此結(jié)論普遍適用于小管徑換熱器的流路優(yōu)化設計。

（3）6進3出的流路布置方案性能較好，在總換熱面積衰減5.1%的情況下，仍能夠保證Ф5 mm室外換熱器性能達到與初始樣機相同的水平。同時，有效降低室外換熱器的成本34.6%。由于換熱器的傳熱過程受外界環(huán)境、制冷劑種類等因素的影響，本文得出的最優(yōu)流路設計方案僅適用于文中研究的換熱器或與之類似規(guī)格和工作環(huán)境的家用分體式空調(diào)換熱器。

（4）文中總結(jié)了小管徑換熱器的流路優(yōu)化原則和最優(yōu)分路數(shù)的理論計算方法，并通過實驗測試驗證了流路優(yōu)化思路的可靠性；說明此思路對于小管徑換熱器的流路優(yōu)化設計具有一定的指導意義，未來可以將其應用于其他型號和運行工況換熱器的流路優(yōu)化研究。

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