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提要：针对寒冷环境下工况变化范围大和结霜除霜的特殊要求，讨论了风冷热泵冷热水机组的风侧换热器回路数的选择和热力膨胀阀的工作特性问题，提出了解决方法。
关键词：风冷热泵冷热水机组；风侧换热器；热力膨胀阀
1引言
风冷热泵冷热水机组作为中央空调的冷热源，近几年得到了广泛的应用，使用地域也由南向北推进。在长江流域及长江以北地区使用风冷热泵会遇到在华南地区使用风冷热泵时不会出现的问题，如风冷热泵机组要适应较大范围的工况变化以及结霜除霜等问题。要使热泵机组在这些地区具有较好的运行特性，在机组设计时必须考虑使用地区的气候特点，在制冷系统配置、主要部件(压缩机)的选择及控制等方面均应有所变化。对于风冷热泵来讲，风侧换热器的结构及性能对整机性能影响极大，在机组设计时，所谓针对不同地区的考虑，在很大程度上就落实在风侧换热器的设计上。本文针对在大气温度偏低地区使用的风冷热泵的特点，就风侧换热器回路数和热力膨胀阀的选择进行了探讨，提出了解决这些问题的途径。
2风侧换热器回路数对热泵机组性能的影响
在风冷热泵风侧换热器的设计中，由于制冷工况下的换热器负荷大于制热工况下换热器的负荷，故风侧换热器的设计主要以制冷工况为准。制冷标准测试工况为：环境温度35 ℃，蒸发器出水温度7 ℃，进水温度12 ℃，因此，设计工况选定为［1］：蒸发温度to=3 ℃，冷凝温度tk=50 ℃，过冷温度tg=46 ℃，吸气温度ts=15 ℃；制热标准测试工况为：环境温度7 ℃，冷凝器出水温度45 ℃，进水温度40 ℃，设计工况选定为：蒸发温度to=0 ℃，冷凝温度tk=50 ℃，过冷温度tg=48 ℃，吸气温度ts=5 ℃。以1台以某公司QR15型往复式压缩机为主机的风冷热泵冷热水机组为例，标准制冷工况下其风侧换热器的负荷为41.4 kW，制冷剂质量流量为0.217 kg/s；标准制热工况下风侧换热器的负荷为29.7 kW，制冷剂质量流量为0.20 kg/s。图1中循环1-2-3-4-1为制冷循环，循环1′-2′-3′-4′-1′为制热循环。在标准制冷和制热测试工况下，制冷系统中制冷剂的质量流量相差不大。但在制热工况下，随着室外大气温度的下降，蒸发温度也随之下降，若仍维持进出水温度不变，则制冷系统中的制冷剂循环量不断下降。图2为冷凝温度不变时，不同蒸发温度下制冷剂质量流量与标准测试工况下制冷剂质量流量o的比值。由图2可看出，在蒸发温度为-15℃时，制冷剂质量流量为标准测试工况下的48%，而当蒸发温度为-25 ℃时，制冷剂质量流量仅为标准测试工况下的24.5%，换热器管内侧的换热系数与制冷剂在管内的质量流量有关［2］： （图片） 式中q为热流密度，W/m2；di为管子内径，m；pe为蒸发压力，MPa；pcr为制冷剂临界压力，MPa；为制冷剂质量流量，kg/(m2.s)。
在同一风侧换热器回路数(20)下，管内侧换热系数随蒸发温度的变化如图3所示，图中纵坐标为不同蒸发温度下管内换热系数αr与蒸发温度为0 ℃时αro的比值。在同一蒸发温度(-15 ℃)下，管内侧制冷剂的换热系数随换热器回路数的变化如图4所示，图中纵坐标为各回路下的管内换热系数α′r与回路数为20时换热系数α′ro的比值。由图3可见，当蒸发温度下降后，管内制冷剂侧的换热系数下降较大，当蒸发温度为-20 ℃时，管内制冷剂侧的换热系数仅为蒸发温度为0 ℃时的33%。据式(1)分析，蒸发温度下降时，热流密度、蒸发压力及制冷剂质量流量均下降，故导致了管内换热系数较大的下降。由图4可见，在相同的风侧换热器换热面积及相同蒸发温度下，换热器回路数对换热系数有一定影响，换热器回路数由20路变为10路，管内换热系数增加了15%左右。管内换热系数的下降，必然影响制冷剂与空气流间总的传热系数，进而恶化低温环境下风冷热泵的工作条件。在相同的大气温度下，管内换热系数的下降，会导致蒸发温度也随之下降。笔者曾对其它参数均相同，仅风侧换热器回路数不同(一台为20，另一台为12)的两台热泵机组在同一环境条件下进行制热运行的对比实验，发现回路数多的热泵机组结霜状况较为严重，翅片管表面挂霜也较回路数少的热泵机组早。因此，在进行低温条件下工作的热泵机组风侧换热器设计时，不仅要考虑制冷工况下管内制冷剂流动的压力损失，同时要考虑换热器在低温条件下的工作特性。在制冷与制热运行中采取一个优化的方案。具体方法是在确定了风冷热泵使用地区的大气环境条件及热泵机组在不同条件下的运行时间的情况下，以热泵机组全年运行效率为优化目标，综合制冷与制热的运行效果，对风侧换热器的回路数进行优化设计，则可使所设计的风冷热泵具有最高的全年运行效率。也可根据对风冷热泵的特殊要求进行优化设计。（图片） （图片）
图1制冷、制热循环压焓图 图2制冷剂质量流量随蒸发温度的变化 （图片） （图片）
图3管内换热系数随蒸发温度的变化 图4管内换热系数随回路数的变化 3热力膨胀阀工作特性随工况的变化
热力膨胀阀在制冷系统中起着节流降压与调节流量的作用，不少风冷热泵热力膨胀阀的选择和过热度的设定是以制冷工况为准，文献［1］已对热力膨胀阀的制热能力随蒸发温度的变化做了较详细的说明。图5为一台32 kW的风冷热泵冷热水机组的制热量随蒸发温度的变化，纵坐标为各蒸发温度下的制热量Q与蒸发温度为0 ℃时的制热量Qo的比值。如图5所示，蒸发温度-25 ℃时的制热量只有蒸发温度为0 ℃时的26.5%。因此，对在低温条件下运行的风冷热泵来讲，由于一台机组要适应的工况范围大，用一个相同容量的膨胀阀难以适应大范围工况变化的情况，故建议这类热泵机组就制冷、制热分别选用相应容量的热力膨胀阀。（图片）
图5制热量随蒸发温度的变化 热力膨胀阀在出厂时一般按蒸发温度为0℃，热力膨胀阀有一定的过热度(如5℃)，预先调好弹簧的预压缩量，对于相同工质充注R22的热力膨胀阀，在蒸发温度为0℃，过热度为5℃时，弹簧对膜片的压力为：
Δp=psat(5℃)-psat(0℃)=86.2 kPa(2)
图6给出了R22相同工质充注式热力膨胀阀在上述设定下过热度随蒸发温度的变化情况。由图6可看出，相同工质充注式热力膨胀阀的过热度随蒸发温度有较大的变化，从蒸发温度为10 ℃到蒸发温度为-20 ℃，其过热度由4 ℃变到8.1 ℃；当蒸发温度为-30 ℃时，过热度为10.5 ℃。因此，对于用于大气温度条件变化较大地区的风冷热泵，不但要注意膨胀阀容量的选择，也要注意其过热度的初始设定值，以使热力膨胀阀更好地发挥作用。（图片）
图6相同工质充注R22热力膨胀阀过热度随蒸发温度的变化 在低温环境下运行的风冷热泵冷热水机组，由于其制冷、制热工况下制冷剂的质量流量差别很大，需用储液器存放多余的制冷剂，以使制冷系统运行稳定及使换热器能较好地发挥作用。所以，不宜使用双向热力膨胀阀。双向热力膨胀阀宜用在制冷、制热工况变化而制冷剂质量流量变化不大，即两器负荷相差不大的情况。使用双向膨胀阀加储液器会给制冷系统的制冷剂走向布置带来困难，对于使用板式换热器的场合，更不宜使用双向膨胀阀。使用双向膨胀阀虽然使制冷系统管路简单，但一定要注意使用双向膨胀阀时对热泵机组的要求。
对于低温环境下工作的风冷热泵冷热水机组，建议分别针对制冷、制热的工作方式选择热力膨胀阀；若电子膨胀阀的工作稳定性进一步提高，价格也可以接受的话，结合相应的控制方法将电子膨胀阀用于低温环境下工作的风冷热泵机组会使机组性能有较大的改善。
4结束语
设计在低温环境下工作的风冷热泵冷热水机组还有不少问题需要深入研究，如对于风侧换热器，除换热器回路数的优化设计，翅片间距也有一个优化的问题。对于温度偏低而湿度较大的地区，如长江流域，结霜问题较为突出，翅片间距要取得较大，以缓解结霜对气流的阻塞；对于大气温度低而湿度也较低的地区，如西北，应取较小的翅片间距，以在相同的换热器外型尺寸下，增大制冷剂与大气的换热量。在除霜时，对于热力膨胀阀来讲，因其开度响应较慢，难以在短时间内适应除霜循环对制冷剂流量的要求，造成除霜时间长和吸气压力过分衰减。为此，有必要加强对除霜技术的研究，从延缓结霜对热泵机组供热能力的影响、延长机组供热时间、缩短除霜循环时间及改进除霜控制等方面进行工作，以提高风冷热泵冷热水机组在低温条件下的运行水平。
作者简介：黄虎,男,1962年月12月生,博士研究生 210096 南京四牌楼东南大学动力系制冷教研室 (025)3497453,3792722
5参考文献
1周立.风冷热泵机组环境温度使用范围及除霜技术.暖通空调，1995，25(5).
2蒋能照，主编.空调用热泵技术及应用.北京：机械工业出版社，1997
11/14/2004
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