冯利伟 廖四清 李傲寒 王小龙

广东美芝制冷设备有限公司 广东顺德 528333

1 引言

冷媒R22因其具有较好的热力性能及安全性能而在家用空调领域应用广泛，但其ODP（臭氧消耗潜能值）=0.034，按《蒙特利尔协议》，属于要被淘汰的制冷剂。冷媒R410A的ODP=0，被认为可以安全替代R22，但其GWP（全球变暖潜力）=2000，比R22还高，根据京都议定书，R410A仍要被淘汰。R290冷媒属于自然冷媒，ODP=0，GWP=20，且热力性能优良，容易获取，价格低廉，与普通润滑油和机械结构材料兼容性好，被认为是替代R410A的冷媒之一。[2]

R290在家用制冷设备，就性能而言，待解决的难题是系统制热量不高，在制冷量3500W以上的机种，暂时未达到热冷比1.1倍的国家强制要求[5]，其应用和推广受到影响。目前空调厂家解决R290制热量低的方法主要采用变频技术，但如果横向比较，如R22、R410A采用变频技术的制热量仍比R290要高。

R290制热量不高，普遍认为是系统冷媒充注量受到限制的原因导致，而采用小管径换热器、微通道换热器被视为解决冷媒充注量少的可行办法[3]，国内外很多研究机构、大专院校等对小管径换热器在R290制冷系统的应用上做了很多工作，但基本集中于R290制冷系统的制冷性能方面，制热性能一直未得到有效解决。

广东美芝制冷设备有限公司先行研究中心的系统研究模块致力于压缩机及周边部件应用方面的研究，有关换热器冷媒流程的模拟做了比较细致的工作，特别是近两年，掌握了换热器冷媒流程的模拟方法，指导性能工程师的换热器开发，提高开发效率，节省试验资源。本文就是在此基础上，对φ5换热器冷媒流程针对R290冷媒实施优化，找出最优方案，再实施系统验证匹配。

EVAP-COND是美国国家标准和技术学会（NIST）开发的换热器仿真软件[1]，其模拟结果较实际测试结果存在一定差别，但软件的部分结果仍有较强的指导意义，且该软件是免费的，应用较广泛，故本文采用该软件进行说明。

2 R290性质分析

2.1 R290热力物理性质分析

通过对R290与R22、R410A在-10℃～60℃时的导热系数、比热、汽化潜热、粘度的比较，可以得到，在此常用温度区间，R290具有更高的导热系数、比热和汽化潜热，具有更小的粘度，说明R290制冷系统具有较低的排气温度、较小的压比、较少的冷媒充注量和更好的冷媒流动性，其热力性质相对R22、R410A并不差[3]。

图1 不同冷媒的定压比热

图2 不同冷媒的导热系数

图3 不同冷媒的液体粘度

图4 不同冷媒的汽化潜热

按以上分析可以得出，R290制热量不足，应和冷媒性质无关。在排除R290冷媒物理性质没有问题的前提下，R290空调器制热量不足应该同冷媒充注量受限有很大关系，为此，我们设计了后述方案一的试验进行验证，并得到了制冷量、制热量同冷媒充注量关系的图（图9），可以看出，对应制热工况，随着冷媒量的增加，制热量增幅趋于稳定，制热量一直增加，至冷媒量为720g时达到峰值，而2HP机冷媒限制为420g，制热所需冷媒偏少约71.4%，但其峰值并未达到5610W以上，也就是说，在R290冷媒2HP空调器系统，冷媒充注量受限只是制热量不足的原因之一，应该还有其他因素，比如室外换热器偏小、换热器需针对R290冷媒设计等。

在系统中，一般认为冷媒比容大会影响冷媒循环流量，但可以增加压缩机排量来弥补该缺点[3]。但对于换热器来说，液态冷媒在管路中蒸发变为饱和气体，如果气体容积大，需要用较粗管径的换热器更为合适，R290冷媒比容与其他冷媒比较，见图5。可以看出，在相同饱和温度条件下，R290冷媒的比容约为R22比容的2倍，R410A比容的3倍。目前在空调中，R22系统直径铜管换热器居多，R410A系统用φ7换热器居多，如果不考虑R290冷媒充注量受限问题，R290空调系统用φ9.52较合适，其次是φ7管换热器，但R290属于A3冷媒，系统冷媒充注量受到严格限制，为了减少冷媒充注量，则采用小管径换热器，如φ5管径换热器。小管径换热器与φ7、φ9.52管径换热器的差别，在压降方面的表现为，用做冷凝器时，因大部分冷媒是液态，并且冷媒流速慢，换热器压降均较小，差别不会太大，如R410A冷媒用φ7冷凝器，实测压降一般在0.02MPa左右；但用作蒸发器时，整个冷媒流程均有气体，且气体相对偏多，流速快，压降大，如R410A冷媒冷凝器用做蒸发器时，实测压降一般在0.2～0.3MPa，此时，如果换热器不针对R290冷媒设计，压降影响就会更大。

2.2 相同压降条件下，不同冷媒温度比较

当制热时，室外换热器用做蒸发器，在GB制热条件下，其温度一般在0℃附近，通过应用制冷剂物性软件计算，得到图6，从饱和温度随压力下降的趋势变化，可以看到，在饱和温度0℃附近，随着压降的增加，R290饱和温度下降幅度明显大于R22和R410A，即在相同压降时，R290换热器可能较其他冷媒更早结霜而导致制热量不足。所以，R290用室外换热器的冷媒流程设计时更要注意减小压降。

2.3 φ5管替代φ7管相同冷媒流程数的阻力损失分析[4]

对于换热器单个流程，流体在管道中的沿程阻力损失hl为：

式中：

λ为沿程阻力系数；

l为沿程管长；

d为管径；

U为冷媒在管中的平均流速；

g为重力加速度；

而沿程阻力系数λ与Re有关。

局部阻力损失hm为：

式中：ξ为局部阻力系数，同截面形状变化有关。

从式1和式2可以看出，沿程阻力损失和局部阻力损失均同平均流速的平方成正比。而φ5管换热器的内直径约为φ7换热器的0.7倍，如果φ5管流程与φ7相同，则φ5管换热器的压力损失为φ7换热器的4倍多。

因局部阻力损失较小，可忽略，换热器流程可视为长管，流体在长管中的伯努利方程为：

式中：

表示动能；

hf为水头损失；

因动能变化和压力变化不大，且由连续性方程Q=V1A1=V2A2，最后简化为：

式中：Q为容积流量；

对于有n路的并联管，有Q=Q1+Q2+…+Qn，且hl=h1=h2=…=hn

图5 不同冷媒的比容

图6 不同冷媒2℃附近饱和温度随压降变化的趋势

图7 流程a的压降图

图8 流程b的压降图

表1 压缩机单体性能

表2 试验方案

表3 冷媒充注量420g时制冷（热）量测试情况

图9 方案1 不同冷媒量的制冷（热）量

图10 R290制热量提高说明图

换热器管径相同，各支路管长相当时，有：

代入式（5），可得，当n=2时，φ5换热器与φ7换热器的换热器沿程阻力损失相当。

换热器可能有串联支路，在串联管中，有Q=Q1=Q2=…=Qn，hl=h1+h2+…+hn，从阻力损失角度看，串联支路对压损影响较大。

所以，R290冷暖空调器的室外换热器，为了减小整体压损，建议用并联支路的流程方式，且φ5管的冷媒流程数是原φ7冷媒流程数的2倍左右。

2.4 用EVAP-COND软件的模拟验证

用EVAP-COND软件模拟[1]，R290冷媒，按样机用φ5换热器的参数输入，在相同条件下，对不同冷媒流程模拟比较，见图7和图8，图中显示数字是单根管的压降。

流程a为6-1形，现在室外机比较常见的流程。流程b为6进6出的流程，在室内蒸发器比较常见，但室外冷凝器几乎不用，室外冷凝器一般采用有“过冷管”的冷媒流程，如图a中流程的汇总的那根长U管即为“过冷管”。

流程a的总压降约为流程b的总压降的2.8倍，其中1根“过冷管”的压降占流程a总压降的60%，并且流程的分流/汇合处存在较大的形阻压降，表明在这种截面积有变化的流程，其局部阻力损失其实不能忽略。

鉴于以上分析，试验用φ5换热器摒弃目前通用的“过冷管”的冷媒流程设计方案。

3 试验准备及试验方案

3.1 样机及实验室

试验用空调器选用国内某品牌的型号为CE-KFR53W/N1-BA30(B8)，电源为230V/50Hz，原系统为R410A系统，该系统为出口欧洲机型，出口欧洲机型的实测制热量不低于铭牌值的88%，该机种铭牌值制热量为5830W，换用R290冷媒，目标制冷量5100W，目标制热量5610W。

室内蒸发器有16根φ7长U管，铜管总长度约24030mm，室外冷凝器采用1.9排φ7，24根长U管，铜管总长度约34560mm。试验共用两台压缩机，其单体测试数据见表1。

实验室选用R290专用防爆的3HP高精度焓差室，为2012年制造并交付使用，每月用标准窗机实施标定后使用。

3.2 试验方案

试验方案见表2。

注：原室内φ7蒸发器为16根长U管，如换用φ5管换热器，长U管数为19根，其冷媒侧换热面积减少了约18%，未采用，只是对室内蒸发器流路模拟优化。2HP外机，如采用2排的φ5管冷凝器，冷媒侧换热面积减少近20%，所以也无采用。采用表1方案，可保证φ5换热器冷媒侧换热面积同φ7换热器相比，基本相当，同时内容积减少30%左右，从而来减少冷媒充注量。

4 试验结果

4.1 方案1不同冷媒量的比较

原系统充不同冷媒量，每个冷媒量均匹配调试至性能最佳时数据比较，见图9。

从图9中看出，冷媒量从320g到470g，制冷量改善较大，但再追加系统冷媒，制冷量变化不明显，说明在470g之前，冷媒量偏少是制热量低的主要原因。而制热工况，在420g之前随着冷媒量增加，制热量增加较明显，继续追加冷媒量，制热量增幅较稳定，持续增大。其制冷量最大值对应冷媒充注量为570g左右，制热量最大值对应冷媒充注量为720g。

换用DSF360压缩机，充420g冷媒时制热量同DSF340压缩机充470g冷媒相当，但也远远无法满足热冷比1.1倍时制热量5610W的要求。

4.2 其他方案测试比较结果

表2是方案1～5在冷媒充注量420g，用DSF360测试制冷（热）量测试结果，其中方案2制热室外换热器容易结霜，制冷未实施，经分析，其冷媒侧换热面积约为原φ7换热器的79%，推测冷媒侧换热面积减小是方案2室外换热器结霜的主要因素；方案3是在方案2的基础上，增加一排换热器，但仍容易结霜，经测量片距为1.2～13之间，推测片距太密，风阻太大，导致室外换热器在额定制热时容易结霜，制冷未实施；方案4是换用了2.5HP外机钣金，增大换热器迎风面积，采用2排换热器，冷媒侧换热面积是原φ7换热器的1.3倍，容积约为91%，容积减小的不多。

方案5在方案4的基础上，通过对室内蒸发器流程模拟优化，原流程数为4，模拟后流程数改为3，并且室外换热器由原来的2排改为1.6排，以继续减少内容积，来减少冷媒充注量，其制热量得到较大提升。

其中方案5的制热量/制冷量＞1.1，满足标准要求，但也要注意，其室外换热器采用n进n出的流程，其流程数太多，对系统设计、匹配调试、生产、可靠性等均提出较大挑战。

5 小结

通过2HP机不同冷媒量比较，得出2HP机制热量不足的原因有2个，冷媒充注量不足和室外换热能力偏小。对R290热力性质分析，得出R290冷媒热物理性质不差，但在0℃附近，随着压力降低，R290冷媒温度降低相对较大，这将导致制热时室外换热器容易结霜，且R290气体容积大，如不考虑冷媒量受限问题，应采用大管径的换热器比较合适，但R290属于A3冷媒，冷媒充注量受到严格限制，需要用小管径换热器来减少内容积来减少冷媒充注量，而换热器管径不同必将带来冷媒流程的不同，小管径换热器更需要针对R290进行设计。

通过理论分析和用EVAP-COND对换热器流程模拟，得出R290冷媒用小管径室外换热器的冷媒流程适于采用n进n出的方式，可以有效减小压降，并应用在试验中。

最后，在2HP机上实现了热冷比1.1倍的目标要求，制热量高于5610W。用图形简单说明，见图10。

[1] Domanski，P.A., Yashar, D., Kaufman, K.A.,2008. Finned-Tube Heat Exchanger Simulation Program With Refrigerant Circuitry Optimization Capability, Challenges to Sustainability. Design and operation of environmentally friendly refrigeration an A/C system.Proceedings. October 15-17, 2008,Poznan, Poland.

[2] 高晶晶，丁国良，王婷婷，高屹峰，宋吉. R290空调器的优化设计原则. [J] 制冷技术，Vol.33 No1.Mar.2013.

[3] 李红旗. R290房间空调器制热性能提升研究. 房间空调器行业HCFC-22替代技术国际交流会 2015.11.04.

[4] 林建忠，阮晓东，陈邦国，王建平，周洁，任安禄. 流体力学 [M]，北京：清华大学出版社，2005.

[5] GB/T 7725-2004 . 房间空气调节器，2004.

[6] IEC 60335-2-40 (2013) . Household and similar electrical appliances-Safety-Part 2-40: Particular requirements for electrical heat pumps, air-conditioners and dehumidifiers.

[7] GB 4706.32-2012 热泵、空调器和除湿机的特殊要求，2012.