【HETA】家用热泵空调用室外机换热器流路优化
换热器换热的好坏直接关系到空调系统的结构和性能。长期以来，在提高翅片管换热器换热性能时往往将注意力放在改变换热管和翅片结构形式上，从提高换热器的总传热系数和换热面积的角度出发。但换热器流路也会对系统换热具有很大的影响。
下面我们就通过实验仿真来进行分析。
一：实验仿真概述
采用仿真的方法，以一台家用热泵空调器用的Φ9.52和Φ7 双排室外换热器作为研究对象，进行了制冷制热额定工况下的流路数对换热器性能影响的研究，在最佳流路数基础上对Φ9.52 换热器的流路进行了进一步优化，得到制冷制热综合性能更优的流路布置方式，并在整机上进行了实验验证。
二：仿真对象结构参数及仿真工况
空调结构参数见表1 所示。
对换热器进行不同流路的性能计算时空气侧参数按家用热泵空调器国标工况给定，换热器迎面风速均按均匀来流给定。
作为冷凝器时，给定冷凝器的进口参数和出口温度，因为冷凝器的进口参数和出口温度是影响压缩机耗功和系统制冷量的关键参数；
作为蒸发器时，给定蒸发器的进口比焓和出口参数，因为蒸发器的进口比焓表征了冷凝器出口参数情况，而蒸发器的出口参数表征了压缩机吸气情况，都是影响系统性能的重要参数。
室外换热器作为冷凝器和蒸发器时的工况条件见表2所示，参照了一般较高能效范围内的家用空调系统的实测数据，基本能够反映换热在整机系统中的运行条件。
基于前人在流路布置方面的研究成果，冷凝器选用交叉逆流布置时的性能最好，相应地蒸发器为交叉顺流布置时的性能最好，同时为了避免制冷剂进出口之间的逆向导热，流路布置时尽可能使进口和进口在一起，出口和出口在一起，同时为了减小排与排间的逆向导热，所研究的换热器排间翅片是切开的。
本文首先进行设定工况下不同流路数时换热器性能的研究，然后针对最佳流路数进行有汇合或者交叉点的较复杂流路时换热器性能的研究。以Φ7冷凝器为示意，改变流路数时流路布置见图1 中（a）~（d）所示，有汇合点的流路布置以图1（e）（两进一出）所示，其他有汇合点的流路布置形式均与图1（e）所示，只是汇合后的U 管数量不一样。
图 1 中粗实线为弯头，虚线为长U 底部，进风方向为箭头所示方向，即图1 所示的换热器右侧进风。Φ9.52 换热器流路布置形式同图1。空调系统制冷运行时，室外换热器为冷凝器，制热运行时通过四通阀的转向作用室外换热器为蒸发器，且制冷制热运行时，室外换热器的进出口也相应变化，即制冷运行时的换热器进口为制热运行时的换热器出口，即进出口方向与图1 所示相反，但进风方向不变。
三：仿真结果及分析
为了较好地分析流路布置对换热器换热能力的影响，本文从换热器的总传热系数及平均传热温差两个角度出发，探讨流路变化时，换热系数及传热温差的变化规律，以方便找到换热性能较好的流路布置形式。从传热学理论可知，换热器的换热量按式（1）计算：
式（2）中等号左边表示总热阻，等号右边第一项表示制冷剂侧热阻，第二项表示空气侧热阻。传热平均温差按对数平均温差计算，换热器中制冷剂出口温度按饱和温度计算，如式（3）所示：
1、换热器性能随流路数的变化
图2 和图3 分别给出了Φ9.52 和Φ7 双排换热器作冷凝器时换热量和制冷剂侧压降随流路数的变化。
从图2 和图3 可以看出，冷凝器的换热量随着流路数的增加并不总是降低的，对Φ9.52 双排换热器，换热量是随着流路数的增加而降低的，但对于Φ7 双排换热器，换热量随着流路数的增加先增加后降低，两流路时对应的换热量最大。两种管径的换热器制冷剂侧压降随着流路数的增加都是降低的，因为影响压降的主要因素是流程长度和换热管内流速，随着流路数的增加，流程变短，换热管内流速降低，所以压降总是减降低的。
当流路数增加时，换热管内制冷剂流量变小，相应地，管侧换热系数降低，单位长度的换热管内压降降低。管侧换热系数降低将直接导致换热器的UA 值降低，而压降降低对换热的影响有两个：
1）换热管内制冷剂压降降低，使得平均冷凝温度升高，而冷凝温度升高使得管侧换热系数升高，从而使得换热器的UA 值有一定程度的升高；
2）换热管管内制冷剂压降降低，平均冷凝温度升高，制冷剂与空气间的平均传热温差增加。因此，随着流路数增加，制冷剂侧压降降低，会补偿一点UA，使UA 值降低的幅度变小，但LMTD 是增加的，见图4 和图5 所示。
对于Φ9.52 换热器，虽然随着换热器流路数增加，制冷剂侧压降在降低，但因为换热管管径较大，单流路数时的压降仍然不是很大，对应饱和温降较小，冷凝温度增加幅度不大，所以随着流路数的增加，制冷剂与空气间的传热温差增加幅度不大，但UA 值随着流路数的增加迅速降低，即UA 值的降低占主导地位，所以Φ9.52 换热器作冷凝器时，换热量随着流路数的增加而降低。
相对Φ9.52 换热器，Φ7 换热器管径变小，单流路时换热器压降很大，换热器从单流路布置变为双流路布置时，压降降低的幅度很大，冷凝温度增加幅度较大，所以LMTD 增加幅度很大，LMTD 增加占主导地位，换热量增加。
当流路数继续增加时，压降虽然还在降低，但由于压降降低的幅度不大，冷凝温度增加的幅度变小，而UA 值进一步降低，此时UA 值降低占主导地位，所以换热量减小。因此，对于小管径换热器作冷凝器时，压降对换热性能的影响较大，特别是流路数较少时，过大的压降使得换热器的平均传热温差较小，所以此时尽管换热器的UA 值很大，但总的换热能力仍然较小。
图6 和图7 分别给出了Φ9.52 和Φ7 双排换热器作蒸发器时换热量和制冷剂侧压降随流路数的变化。
从图6 和图7 可以看出，随着流路数的增加，蒸发器换热量都是先增加后降低。对于Φ9.52 换热器，两流路时对应的换热量最大，相比单流路换热量增加了17.8%；对于Φ7 换热器，三流路时对应的换热量最大，相比单流路的换热量增加了72.48%。由此可见，流路数对蒸发器性能的影响很大。
图 8 和图9 给出了两种管径的换热器作蒸发器时UA 与LMTD 随流路数的变化。从图8 和图9 可以看出，作为蒸发器时的UA随着流路数的增加的变化趋势及幅度与作为冷凝器的是基本一致的，但LMTD 随着流路数的增加而增加的幅度很大，特别是对于小管径的换热器。这是因为，作为蒸发器时的制冷剂侧压降远大于作为冷凝器时的，且在低温区饱和温降随压降的变化较大，所以蒸发器内压降对平均蒸发温度的影响更大。换热管管径越小，制冷剂侧压降越大，平均蒸发温度降低幅度越大，因此LMTD 变化也越大。
从以上仿真结果可以看出，当单流路布置时的换热器制冷剂侧压降过大时，无论是作冷凝器还是作蒸发器，随着流路数的增加，换热器的换热性能理论上都将呈现先增加后降低的趋势。这是因为，随着流路数的增加，制冷剂流量减小，制冷剂侧压降降低，前者使得换热器的UA 值降低，后者使得换热器两侧介质的平均传热温差LMTD 增加，流路数较少时，平均传热温差LMTD 占主导地位，流路数过多时，UA 值占主导地位，所以，换热量随着流路数的增加将呈现先增加后降低的趋势。
一般地，蒸发器压降通常是冷凝器压降的几倍，所以同样结构的换热器，作冷凝器对应的最佳流路数总是少于作蒸发器对应的流路数。本文仿真的Φ9.52 和Φ7 双排换热器，作冷凝器时，最佳流路数分别为1和2，作蒸发器时，最佳流路数分别为2和3。
对于Φ9.52 换热器，相对单流路布置：1）两流路数，作冷凝器时换热量降低3.44%，作蒸发器时换热量增加17.82%；2）三流路数，作冷凝器时换热量降低8.61%，作蒸发器时换热量增加8.24%。所以，考虑制冷制热，Φ9.52 换热器选用两流路布置时综合性能较好。
对于Φ7 换热器，相对两流路布置：
1）三流路数，作冷凝器时换热量降低2.93%，作蒸发器时换热量增加14.34%；
2）四流路数，作冷凝器时换热量降低7.83%，作蒸发器时换热量增加8.03%。所以，考虑制冷制热，Φ7 换热器选用三流路布置时综合性能较好。
2、Φ9.52 双排换热器流路进一步优化
换热器管内侧的传热及流动特征在不同相区明显不同。过热区制冷剂为气态，蒸气比容较大，密度小，有较高的制冷剂流动阻力，换热系数一般较小，但有较大的传热温差，因此对于过热区，一般主要考虑的是阻力的影响因素，即过热区常常分为多路。两相区换热系数较大，但由于相变，阻力也较大，因此两相区要综合考虑换热和阻力的影响因素，而两相区换热系数和压降基本都是随着干度的减小而降低的，因此两相区干度较大的部分可以采取多分路的形式降低流阻，干度较小的部分采取少分路的形式增大换热。过冷区制冷剂为液态，流阻较小，可采取少分路的形式以增强换热。综合以上因素，较优的冷凝器流路布置应该是“多进少出”，蒸发器采用“少进多出”，其中的关键问题就是汇合点和分叉点的选取。
对于本文研究的Φ9.52 换热器，双流路布置时，制冷制热综合性能最好。为了进一步提高换热器的性能，本文对不同过冷管数的“两进一出”流路布置的换热器性能进行了仿真分析，以找到最佳的汇合或者交叉点。
图10 和图11 对比了三种“两进一出”流路与“两进两出”流路布置的换热器分别作冷凝器和蒸发器时的换热量与制冷剂侧压降及UA 与LMTD 值。从图10 可以看出，“两进一出”流路换热器随着汇合后单路流程长度的加长，作冷凝器时的换热量一直增加，作蒸发器时的换热量先增加后降低，制冷剂侧压降均一直增加。
从图11 可以看出，随着单路流程长度的增加，换热器的UA 值都是增加的，而平均传热温差LMTD降低，相对冷凝器来说，汇合后单路流程长度对蒸发器UA 值和LMTD 值的影响较大。对于Φ9.52 换热器，作冷凝器时压降的影响较小，UA 值对换热量的影响占主导地位，作蒸发器时压降的影响较大，随着压降的减小先是LMTD 值占主导地位，后变成UA 值占主导地位。所以，冷凝器的换热量随着汇合后单路流程长度的加长而增加，但增加的幅度越来越小，蒸发器的换热量随着汇合后单路流程长度的增加先增加后降低。
相对“两进两出”流路，“8+8-6u”流路作冷凝器时换热量增加8.18%，作蒸发器时换热量增加8.79%；相对“8+8-6u”流路，“8+8-6u”流路作冷凝器时换热量增加2.56%，作蒸发器时换热量增加0.76%；相对“7+7-8u”流路，“8+8-6u”流路作冷凝器时换热量降低0.62%，作蒸发器时换热量增加1.84%，所以综合制冷制热效果，“8+8-6u”流路可认为是最优流路。
3、Φ9.52 双排换热器流路在整机上的对比
对一台家用热泵空调器进行了测试，对比了室外机换热器流路为“10+10-2u”流路和“8+8-6u”流路在额定工况下的制冷制热时性能。对比结果见表3 所示。
从表3 的结果可以看出，室外机换热器流路由“10+10-2u”改为“8+8-6u”后，虽然整机制冷能力略有下降（降低0.956%），但制冷能效，制热能力及制热能效均有一定程度提高，其中制冷能效提高1.45%，制热能力和制热能效分别提高2.28%和0.592%。实验结果与仿真软件的计算结果趋势基本一致，说明仿真软件计算的最优流路有一定的参考价值。
四、结论
1、换热面积一定，换热器的换热能力与流程布置有一定的关系。流程布置不仅影响总换热系数，还影响平均传热温差，因此换热器换热能力也有一定的变化。无论是冷凝器还是蒸发器，如果单流路布置时换热器制冷剂侧压降过大，换热量随着流路数的增加先增加后降低；如果单流路布置时换热器制冷剂侧压降已经较小，换热量随着流路数的增加总是降低的。制冷剂侧压降对蒸发器换热性能的影响较大，热泵空调室外机用的换热器作冷凝器时对应的最佳流路数少于作蒸发器时的。
2、对Φ9.52 换热器的流路的进一步优化可知，适当增加过冷管数会进一步提高热泵空调室外机换热器的综合换热能力。相对“两进两出”流路布置，“8+8-6u”流路作冷凝器时换热量增加8.18%，作蒸发器时换热量增加8.79%，对于本文研究的Φ9.52 换热器，“8+8-6u”流路是制冷制热综合性能较优的流路。