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一种新型换热器用于小型分体空调的试验与分析

点击:2128 日期:[ 2014-04-26 22:00:17 ]
                           一种新型换热器用于小型分体空调的试验与分析                                            张 萍                             (浙江商业职业技术学院,浙江杭州 310000)     摘要:用一种带有百叶窗翅片微型通道扁平管道的平行流动平行翅片的新型换热器PF2替代标准带有平板翅片圆管 换热器RTPF作为室外换热器,并在一家用空调装置中进行了试验研究。试验装置采用了大金提供的型号为 RXR28EV1B9、以R410A为制冷剂的家用小型分体式热泵空调器。在此装置上对PF2换热器及原装置上RTPF换热器在 空调工况下进行了试验性研究,比较分析了两换热器在同一系统上的性能,并给出了试验结果。     关键词:换热器;空调;COP     中图分类号:TK124;TB64 文献标识码: A     1 前言     换热器空气侧换热性能的提高一直是厂家和 科技工作者研究的方向,带有百叶窗翅片扁平管 道的换热器由于其紧凑的结构及良好换能性能越 来越受到重视。对带有百叶窗平板式及蛇形式翅 片扁平盘管的换热器热力性能的研究已有一些文 献介绍。Achaichia和Cowell对15种百叶窗平板 式翅片扁平管道的换热器的空气侧换热性能进行 了研究,考察了翅片间距、百叶窗间距、百叶窗夹 角和管间距对换热性能的影响,总结出了在百叶 窗间气流存在的两种流动形式:沿叶片方向的流 动形式和沿管道方向的流动形式[1]。Kim和 Bullard对30种带有不同几何参数百叶窗翅片扁 平管道的换热器进行了空气侧换热性能及压降的 测试[2、3]。Webb and Jung研究了带有百叶窗支翅 片扁平管道换热器在家用空调中的应用,并得出 其换热性能比传统换热器的换热性能提高了 50%[4]。 一个新型设计的、带有平行流动平行百叶窗 翅片的扁平管道换热器PF2(parallel flow paralle fin with extruded flat tubes)的研究报告几乎没 有[5],论文采用了大金提供的RXR28EV1B9家用 分体式空调系统作为试验装置,用PF2换热器替代 大金空调系统中RTPF (round tube plate fin)换热 器作为室外换热器在干工况下对系统性能进行了 试验性研究。     2 测试装置及测试工况     由大金提供的RXR28EV1B9型家用分体式 空调装置被设置在室外模拟室和室内模拟室内 如图1所示。装置中的压缩机及四通换向阀设置 在室外模拟室内并有较好的隔热处理,一个流量 计被设置在膨胀阀的进口处以测定制冷剂的流 量,试验装置尽管设有四通换向阀,但该论文中只 研究了制冷工况的性能。在每一个模拟室内分别 设有一个安装有室内换热器或室外换热器、喷嘴 及相应的测试装置的风道,以获得室内换热器空 气进出口温度Teai和Teao、室外换热器空气进出 口温度Tcai和Tcao、室内外换热器空气侧的压降 DPea和DPca及室内外喷嘴的压降DPen和DP 等参数。在制冷系统主要部件的进出口处均设有 相应的压力及温度测量装置,在水冷却器及冷风 机的进出口处除设有温度测量装置外,还设有相 应的流量计,以测定通过两装置所带走的冷量。 所有的压力测量点均采用精度为±0. 25 Pa的压 力传感器传送,各温度测量点是采用精度为±0. 2℃的热电偶温度传感器,测量制冷剂、冷却剂等 流量的流量计测量精度为±0. 1%,空气的流量是 通过对喷嘴压降测量转化而来的,空气的霜点温 度是用精度为±0. 2℃的冷镜式露点仪测量的。每一个模拟室均有两个独立的能量平衡(空气侧 和制冷剂侧)以检查制冷系统制冷量及制热量值的准确性。     空气侧能量Qa是通过每一风道内空气流量 与换热器进出口处空气的单位质量焓差(根据测 量而得的空气温度及湿度确定)的乘积计算而得 到。制冷剂侧的能量Qr是通过制冷剂流量与换 热器进出口处制冷剂单位质量焓差(根据测量而 得到制冷剂压力及温度确定)的乘积计算而得 到。对于所有的测试,空气侧与制冷侧能量平衡 误差ΔQ均保持在5%以内,误差ΔQ计算式为:                     在制冷工况下,室内模拟室空气的温度由设 置在室内的电加器调节控制,湿度是由控制进入 室内蒸气量的大小来实现。室外模拟室空气的温 度由设置在室内的电加热器调节控制。两室的降 湿分别由外接的水冷却器冷却系统及乙二醇冷风 机制冷系统实现。该论文试验是在恒定的空调干工况下进行的,并保持室内模拟室及室外摸拟室 的空气温度不变,两风道空气流速恒定,制冷系统 制冷量为该制冷装置的额定制冷量,蒸发器的过 热度恒定不变,具体试验工况见表1所示。                    3 被测试的两种换热器的结构     对于风管测试用的大金空调装置中的室内外 换热器与原有装置配套的换热器略有不同,用于 测试用的换热器是一个结构与原配置完全相同但 未经过弯曲变型等处理的表面平整的换热器,如 图2所示。                    用一种带有百叶窗翅片微型通道扁平管道的 平行流动平行翅片的新型换热器PF2(paralle flow parallel fin with extruded flat heat exchanger) 替代大金空调装置的标准平板翅片圆管换热器 RTPF(round tube plate fin heat exchanger)作为室 外换热器,如图3所示,在PF2换热器上有两个圆 形集管,集管上设有档板,使制冷剂沿管道的流动 为四个流程,在PF2的背部特别设计了一排平板 翅片以使凝结水(在湿工况下)能沿边缘自然流 下,被测试用的PF2换热器与RTPF换热器有着基 本相同的迎风面积,但空气测换热面积PF2小于 RTPF换热器约18. 15%。两种室外换热器主要 参数见表2所示。                    4 两种室外换热器在干工况下空调系统性能的 比较     一台PF2换热器作为替代大金RTPF室外换热器在大金生产的RXR28EV1B9型家用分体式 空调系统中被试验性的研究,带有不同室外换热 器的两空调系统性能(简称PF2空调系统及RTPF 空调系统)的比较是在其它部件如压缩机、膨胀 阀、蒸发器等均不变,保持室内温度为27℃,室外 温度为35℃,蒸发器的过热度为1℃,额定制冷量 为2. 667kW的条件下进行的。                     在保证两模拟室达到恒定的温度下,对于不 同的制冷剂充注量,通过调节制冷系统膨胀阀的 开度来控制蒸发器的过热度,通过调节压缩机的 输入频率,改变压缩机的制冷量,使其在不同的制 冷剂充注量及不同的室外换热器下制冷量均达到 额定制冷量2. 677kW。     4. 1 带有不同室外换热器的两空调系统性能系数COP及制冷剂充灌量的比较     制冷系统分别采用PF2及RTPF作为室外换 热器时,在室内温度为27℃,室外温度为35℃,蒸 发器的过热度为1℃,额定制冷量为2. 667kW时, 两系统(PF2系统及RTPF系统)的运行制冷系数 COP与制冷剂充灌量变化关系的比较如图4所 示。 由图可见,随制冷系统充灌量的增加,两空调 系统的性能系数COP开始增加而后下降,均有一 个最佳充灌量值,使系统的COP达到最大。结果 表明,在最佳制冷剂充灌量下运行时,带有PF2室 外换热器空调系统的COP值比RTPF空调系统 的COP值高约9. 1%,同时PF2空调系统的最佳 充灌量仅为1200g,而RTPF空调系统的充灌量为 1350g,约低11. 1%。                        图5表明,在最大的COP运行状态下, PF2系 有较小的过冷度(PF2系统过冷度为2. 86℃, RTPF系统过冷度为5. 20℃), PF2室外换热器有 较小的冷凝面积用于过冷液体,更多的冷凝面积 用于有效的传热,使系统的性能系数提高。                        图6所示为PFSF及PF2系统在COP最大时的工况下系统运行的P-h图。由图可见,两系统的蒸发压力及蒸发温度基本不变,主要是由于系统蒸发器不变,系统所达到的额定制冷量不变 (2. 667kW),蒸发器过热温度不变(1℃)。而室外换热器的不同,使两系统的冷却效果不同,导致冷凝温度不同, PF2换热器显示了较好的换热性能,使系统运行时保持较低的冷凝温度及冷凝压力,较低的冷凝压力使压缩机的耗功量就减小,因而PF2系统有较大的COP。     4.2 PF2及RTPF作为室外换热器总换热系数U 值比较     在同一系统中,两换热器分别作为室外换热器时的总换热系数U值随过冷度的变化关系见图7所示,两换热器的总换热系数U值均随过冷温度的增加而减少,随着过冷温度的增加,冷凝器 被用于过冷制冷剂的面积就增加,而用于在空气与制冷剂之间有效的传热面积就减少,总换热面 积不变,有效的换热面积将减少,导致U值的减少。在相同的过冷度下, PF2比RTPF有较高的U 值,在两系统最大COP工况下运行, PF2的总换热系数U值高出RTPF约79. 1%。                       5 结论     (1)在最佳制冷剂充灌量下运行时,带有PF2 室外换热器空调系统的COP值比RTPF空调系 统的COP值高约9. 1%;     (2)PF2空调系统的最佳充灌量仅为1200g, 而RTPF空调系统的最佳充灌量为1350g, PF2系 统的最佳充灌量比RTPF系统约低11.1%;     (3)在最佳工况下运行时, PF2系统有着较低的冷凝温度和冷凝压力;     (4)两换热器的总换热系数U值均随冷凝器过冷度的增加而减少,但在相同的过冷度情况下, PF2换热器的总换热系数明显大于RTPF换热器, 两系统在最大COP工况下运行时, PF2换热器的总换热系数高出RTPF换热器约79. 1%;     (5)在最大的COP运行状态下,PF2系统过冷度为2. 86,RTPF系统过冷度为5. 20。在最佳工况下运行,PF2系统有较小的过冷度。     参考文献:略 
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