1 中山大学智能工程学院 广东广州 510275；2 广东美的暖通设备有限公司 广东佛山 528311
摘要：针对25冷吨冷暖屋顶机在T1工况下能力偏低的问题，利用流体力学的基本知识，导出计算空调系统气体管路流速的计算公式，并对空调系统低压管路的流速进行了计算，结果表明该机型能力偏低的主要原因是由低压管路管径过小引起的。在增大低压段管路管径后，空调系统的制冷能力提高了约13%。
关键词：能力；低压段管路
该机型标称能力最大的25冷吨冷暖屋顶机从开发之初至今在T1工况标冷测试中，能力一直偏低较多，其中最好的测试数据为66.6kw，距离内控能力值71.34kw尚有约7%的差距。
随着公司的不断发展壮大，为了降低产品的市场风险以及响应公司领导对研发人员提出“制造精细化产品，发展专业化道路”的要求，将产品的能力、能效提高到标称值是必须的。为此，对该机型的所有零部件及测试数据进行详细的分析，利用空调性能及流体流动、传热等专业知识找出该机型能力偏低的原因，并提出相应的解决方案。
1.基础资料及分析
冷暖屋顶机空调系统图见图1。冷暖屋顶机空调系统是集制冷、制热、空气净化等功能于一体的大中型空调设备，空调系统内有压缩机、蒸发器、冷凝器、节流组件及其它部件组装在一个箱体内，属单元整体式机组，只需通过风管将处理好的冷（暖）空气输送到空调房间即可。其制冷、加热、送风、空气净化，电器控制等组装于一体，多安装于屋顶。
.png)
图1 冷暖屋顶机空调系统图
1.1压缩机
在前期的设计中采用了丹佛斯压缩机，技术参数见表1。
表1 压缩机技术参数
根据与其他机型换热器关键技术参数的对比，可知此规格换热器是能够满足25冷吨能力需求的。另外，内外机的风量也与主流品牌厂商基本相同。
上述数据可以说明只要实验室的测量设备正常，采用以上规格的压缩机及换热器，通过研发人员对系统冷媒量及节流部件的详细、认真调试，该机型的能力是可以满足要求的。
2、实验数据及分析
此款机型在焓差室进行了细致地调试，但是实验结果一直都很不理想，距离企业标准存在较大的差距，表4为多次的实验中具有代表性的实验数据。
表4 25冷吨冷暖屋顶机实验数据
从表4可以看出，空调系统各关键性能参数已达到相对理想状态，而标冷能力仅为62.546kw，标热能力也仅为71.47kw，空调能力严重不足。
通过上述基础技术资料可知，该机型的主要硬件配置是能够满足此规格空调能力的，那么实验结果与目标值偏离如此之大的原因在何处？另外，值得提出的是该机型在去掉四通阀组件及低压罐以后，T1工况下标冷能力可达到75kw，（实验结果略）。单冷机与冷暖机的制冷能力差别有12.5kw，能力相差约20%。为此，对该冷暖机的的四通阀组件、低压罐及低压管段进行了详细分析。
3、数值计算分析
相关资料表明，低压管路内气体的流速如果过大，则低压管段内压降损失在系统总压损内占较大比重，将减小系统内冷媒流量，降低系统能力的发挥。为保证润滑油能够顺利地从系统返回压缩机，气体流速也不能过低，通过大量的实验及计算可知，对于空调系统低压管段的流速一般控制在10~15m/s以内。可利用流体力学知识对空调系统在稳定状态下低压管路内冷媒流体的流速进行计算分析。
3.1 计算方法
假设冷媒在蒸发器内全部蒸发，即进入压机吸气管段的冷媒以纯气体型式存在，且忽略低压管段内冷媒气体的密度变化。
则气体流速计算如下：
.png)
式（1）中，v为气体流速（m/s）；n为压缩机转速（rev/s）；V为压缩机的排气量（m3/rev）；A为管路截面积（m2）。
需要重点指出的是此计算方法仅适用于压机吸气管路段。排气段流速计算需考虑压机背压侧的情况，本文暂不做考虑。
3.2 数值计算
从表1可知，压缩机的排气量V为193.5cm3/rev，压机转速n为3500rev/s，以此为基准对空调系统常用管路进行了计算，结果见表5。
表5 各管径管路流速计算结果
由表5可知，管径为32mm和35mm的管路均可满足流速在10~15m/s的范围内，对于此款规格的压缩机构成的空调系统，可选用管径35mm的管路。
另外，利用空调界内常用的系统分析软件COOLPACK及SOLKANE对该机型的管路进行了计算分析，计算结果与上述结论吻合很好。在此基础上还查阅了公司内部相近机型的管路，结果也表明25冷吨机型低压管路管径至少应当大于32mm。
4、低压管路更改及能力测试
冷暖空调系统内低压管段的主要部件有四通阀组件及低压罐，下面为该机型所选择此两款部件的详细数据：四通阀采用型号为STF-07，排气连接管D直径为22mm，蒸发器接管口径E、回气管口直径S、冷凝器接管口直径C全部为28.6mm；低压罐型号为QYFLQ-01AV，从该低压罐的详细图纸中可知，罐体直径为166mm，高度407mm，容积7.7升，罐体内部连接管由28与16的铜管构成，回油孔2mm，回油过滤网目数为30（从流体力学的角度分析，此规格的低压罐压损较大，建议废除）。另外，压机吸气管管径为32。
通过上述的资料分析可知，此款冷暖机型的低压侧管径偏小过多，致使低压侧压力损失过大，冷媒流量过小，空调系统能力不能得到充分发挥。为此，考虑到如将四通阀阀体连接管增大到35mm，成本方面将面临很大的压力，因此仅将该机型四通阀增大了一个级别，即低压侧连接管为32mm；对低压罐的更改方案为：罐体内连接管全部采用35mm；压机吸气管也增大为35mm。
经过上述的整改，空调系统的制冷、制热能力得到大幅提高，其中制冷能力达到72.486kw，比表1中62.546kw提高了近13%，实验数据见表5。
表5 整改后25冷吨测试数据
5 结论
以往我们对空调系统的设计主要关心的是压缩机、两器等关键部件，而对管路的设计不是特别留意，通过对25冷吨冷暖屋顶机能力的提升可知如果管路选择不合理，同样会对空调系统的性能产生重大影响。在之前的空调管路确定时，我们大多遵循与主流品牌样机一致的方法，此设计理念本无可厚非，且可大大降低研发周期，但是这也减弱了我们对许多基本空调设计知识追求的动力。从上文中简单的空调管路流速计算可以知道，其实只要找到问题的关键点，很多问题是可以化繁为简的。
参考文献：
[1]吴业正．小型制冷装置设计指导 [M]. 机械工业出版社，2011.
[2][美]施天谟. 计算传热学. 北京：教育科学出版社，1987.
[3]郑贤德.制冷原理与装置[M].北京：机械工业出版社，2001：132-134
论文作者:谢伟敏1，2,梁永宽1
论文发表刊物:《防护工程》2018年第26期
论文发表时间:2018/12/17
标签：管路论文; 低压论文; 流速论文; 能力论文; 空调系统论文; 机型论文; 冷暖论文; 《防护工程》2018年第26期论文;