变频空调室内机仿真分析

甄雅曼，南晓红

（1.中冶南方工程技术有限公司，湖北武汉　430223；2.西安建筑科技大学环境与市政工程学院，陕西西安　710055）



变频空调室内机仿真分析

甄雅曼1，南晓红2

（1.中冶南方工程技术有限公司，湖北武汉430223；2.西安建筑科技大学环境与市政工程学院，陕西西安710055）

【摘要】运用MATLAB软件对一变频多联室内机进行模拟仿真，分析研究了制冷工况下作为蒸发器和制热工况下作为冷凝器时制冷剂和室内空气温度随管长的变化情况，同时对制冷剂侧表面传热系数、室内机传热系数和蒸发压力沿程分布情况进行了仿真及分析。并将两种工况下的参数进行对比分析。

【关键词】MATLAB，仿真，传热系数

1　引言

目前，空调被越来越多地应用于公共建筑和居民住宅。变频多联空调系统也越来越多地被应用于中小型舒适性空调建筑。文献[1-2]对房间变频空调器的运行特性进行了实验和模拟研究，建立了变频家用空调器、房间以及外界环境为整体的动态仿真模型。而文献[3]对变频多联机室内温度场的影响变化做了实验研究，并对室内设定温度及送风速度改变时室内温度场的分布情况进行了模拟和研究。上海交通大学的陈武[6]等人通过对双联变频空调系统建立数学模型，并对该系统在压缩机转速一定时双蒸发器间的流量相互影响情况进行了模拟和分析。但在已有的研究工作中，对变频空调系统室内机运行时内部参数进行研究的还很少。因此，本文以一变频空调室内机在额定工况下的运行情况进行了仿真及分析。

2　数值模拟

本文采用稳态分布参数法[4]对蒸发器和冷凝器进行模拟研究。

2.1蒸发器模型

建模假设：

（1）管内制冷剂和管外空气均作一维、稳态流动，且为逆流；

（2）换热管内、外截面积沿管长保持不变；（3）换热管为光管；（4）忽略管壁热阻；

（5）忽略任何沿轴向的导热。

在上述假设下，蒸发器模型如图1所示。

控制方程组：

图1　蒸发器物理模型示意图

取制冷剂侧流动方向的逆方向为空间坐标的正方向，因此，计算的起点也就是空气入口。以两相区为例，制冷剂侧能量方程：

Di——换热管内径；

琢i——制冷剂侧换热系数；

Tw——管壁温度；

Tr——制冷剂温度。

空气侧能量方程：

ha——对应微元空气比焓；

D0——换热管外径；

茁f——空气侧换热倍率；

琢0——空气侧换热系数；

Ta——空气温度。

空气侧换热倍率：

茁f=（Sp+浊fSf）/仔D0

式中，Sp=仔D0（1－啄f/Sf）——换热管的裸露外表面积；

Sf——翅片表面积；浊f——翅片效率。两侧的热平衡方程：

或写作：

式中，酌——空气侧换热量与制冷剂侧换热量之比。

析湿系数：

联立式（1）、（2）、（3）和式（5）可得：

由式（1）、（2）和（4）组成两相区的控制方程组。过热区中的控制方程组与两相区中的基本相同，其区别仅在于制冷剂侧的平均比焓要用比焓来替代。

2.2冷凝器模型

在实际应用中，除了某些套管式和壳管式换热器外，大多数冷凝器，尤其是制冷空调系统中的冷凝器都是叉流型的。但若将冷凝器分布参数模型处理成叉流型的或非一维的，则模型将不得不考虑实际千差万别的结构形式和管路布置，这将使计算速度和稳定性受到很大影响。所以本研究中冷凝器基本分布参数模型采用一维逆流形式。另外保留其他主要因素，忽略次要因素，力求能用最少的参数、最简化的形式来描述对象的特点，并确保系统稳定性。基于上述原则，在对冷凝器建立数学模型时，采用如下假设：

（1）管内制冷剂和管外空气均作一维、稳态流动，且为逆流；

（2）忽略管壁热阻；

（3）忽略轴向导热；

（4）忽略管内制冷剂的压力变化；

（5）忽略漏热。

在上述建模假设下，冷凝器可用如图2所示。

控制方程组：

（1）两相区

制冷剂侧能量方程：

考虑流入与流出控制容积的能量平衡关系：

经过化简得：

图2　冷凝器物理模型示意图

图3　制冷剂两相区控制容积示意图

又mv=xmr，ml＝（1-x）mr

令hr=xhv+（1－x）hl式中实质是气液两相混合物的比焓。注意到常数，制冷剂侧能量方程化简为：

空气侧能量方程：

式中，cp——湿空气的定压比热，在常温低压下可视作仅与含湿量有关；

茁f——空气换热倍率，是翅片管的总换热量与无翅片的光管的换热量之比。

两侧的热平衡方程：

或写作：

联立式（9）、（10）和（12）得：

（2）单相区

单相区中的控制方程组形式与两相区中的基本相同，其区别仅在于制冷剂侧平均比焓要用比焓来代替。

制冷剂侧能量方程：

两侧能量平衡方程：

（3）边界条件

3　标准工况及空调室内机结构参数

根据JB/T7666-1995[5]规定了标准制冷和制热工况的各个参数，具体数值见表2。

本文建模时以该变频多联系统中的一台室内机为例，额定工况下制冷量为4500 W，制热量为5000 W。该系统结构参数如下：

管型：覫7.0 mm内螺纹紫铜管；

管排数：2；

每排管根数：20；

管壁厚度：0.15 mm；

管间距：21.52 mm；

排间距：14 mm；

管排方式：叉排；

片型：双面开缝铝翅片；

片距：1.4 mm；

片厚：0.115 mm。

4　仿真结果及分析

4.1蒸发器结果

表1　标准工况参数

表2　标准工况参数表

图4　蒸发器两相区制冷剂和空气温度随管长变化

图5　蒸发器过热区制冷剂和空气温度随管长变化

图4~图9反映了标准制冷工况下制冷剂在蒸发器中传热系数、蒸发压力、表面传热系数及制冷剂和空气温度随管长的变化情况。

通过对标准制冷工况下蒸发器的数学模拟，可以更加清楚的了解蒸发器管中制冷剂的流动换热情况。如图4所示为两相区制冷剂和空气温度随管长的变化情况，两相区长度为9.05 m，由于同时存在加速压降和摩阻压降，致使整个流程压降较大，引起制冷剂蒸发压力的不断降低，如图9所示，导致蒸发温度随之降低。从图5可看出9.05~10 m为过热区，制冷剂进入过热区温度急剧上升。图7为制冷剂侧表面传热系数的变化曲线，制冷剂沸腾换热产生大量的蒸气，结果出现多种不同形式的两相流换热，换热机理比较复杂。本文对于两相区的对流换热系数选用的是凯特里卡的通用关联式，它主要考虑了制冷剂的干度、质量流率和蒸发压力的影响。从该图可以看出，在两相区表面传热系数随干度的增加而升高，到约两相区长度的80%时达到峰值，两相区螺纹管内制冷剂表面传热系数的增大是以压力损失为代价的，进入过热区，制冷剂完全变为气体，由于气体导热系数比液体要小很多，造成换热强度的巨大差异，因此表面传热系数骤然下降，过热区制冷剂侧传热系数小于两相区。在过热区随着制冷剂温度升高，制冷剂与空气温差逐渐增大，导致过热区的表面传热系数随温度升高而升高，但是表面传热系数值和升高速率远比两相区小。图8为蒸发器传热系数的分布图，由该图可以看出，两相区传热系数远高于过热区，因此应尽量使蒸发器的换热处于两相区。

4.2冷凝器结果

图10~图15反映了标准制热工况下制冷剂在室内机中传热系数、蒸发压力、表面传热系数及制冷剂和空气温度随管长的变化情况。

图6　蒸发器制冷剂和空气温度随管长变化

图7　制冷剂侧表面传热系数沿程分布

图8　传热系数沿程分布

图9　蒸发压力沿程分布

图10　过热区制冷剂侧表面传热系数随管长分布

通过对制热工况下室内机换热器的数学模拟，可以更加清楚的了解制热工况下室内机冷凝管中制冷剂的流动换热情况。图14反映了制冷剂和空气温度随管长的变化情况，在两相区中我们假设压力不发生变化，因此温度变化仅仅发生在过热和过冷两段区域，在过热和过冷区制冷剂温度都随管长急剧下降。图15为制冷剂侧表面传热系数的变化情况，从图可以看出在两相区制冷剂表面的传热系数逐渐减小，这是由于保持制冷剂流量不变的前提下，制冷剂换热系数随干度的减小而减小。图10和图11分别为过热区和过冷区制冷剂侧表面传热系数，如图示在过热区和过冷区制冷剂侧表面传热系数均随温度的降低而降低，原因是管内制冷剂与室内的温差逐渐减小。图12为冷凝器的传热系数情况，从该图可以看出，在过热区冷凝器的传热系数随管长逐渐降低，进入两相区冷凝器的传热系数显著增大，随管长逐渐降低。在过冷区传热系数也随管长降低，并且两相区传热系数要高于过热区和过冷区，这也是由于两相区制冷剂侧表面传热系数高于过热区和过冷区造成的。因此在设计和运行时应尽量使制冷剂处于两相区。

与制冷工况下模拟结果对比，具体参数见表4。

图11　过冷区制冷剂侧表面传热系数随管长分布

图12　冷凝器传热系数随管长分布

图13　两相区制冷剂侧表面传热系数随管长变化

图14　制冷剂和空气温度随管长变化

图15　制冷剂侧表面传热系数随管长变化

与标准制冷工况下室内机的模拟情况对比可知，制冷工况下室内机换热面积为0.22 m2，而制热工况下所需面积为0.242 m2，制热工况要比制冷工况稍微大一些，这是由于在空调工况下的热负荷大于冷负荷，这与实际工程中多联机选型时规律一致，也与孙建新[2]的模拟结果趋势一致。说明模拟结果与事实相符。同时可以看出，制冷工况下制冷剂侧表面传热系数和室内机传热系数均高于制热工况。

5　结论

本文用MATLAB软件对一室内机制冷和制热工况下进行数学建模，并通过模拟得到两种工况下制冷剂温度分布图、制冷剂侧表面传热系数分布图和室内机的传热系数分布图。通过模拟标准制冷和制热工况下的运行情况，可以更加清楚的了解空调运行时的内部情况，对两种工况进行了对比分析，并发现制热工况下所需换热器面积比制冷工况下稍大，这与实际情况一致。为研究换热器结构优化提供一定的数据参考。

[参考文献]

[1]赵蕾.变频热泵房间空调器的工质替代及动态特性研究[D]．西安建筑科技大学博士论文集，2001.

[2]孙建新.基于MATLAB的热泵型房间空调器运行模拟及性能预测[D]．西安建筑科技大学硕士论文集，2006.

[3]杨妹，南晓红，陈小慧.夏季空调送风参数对室内温度场影响的实验研究[J]．广州大学学报，2010，3（9）：71-75.

[4]丁国良，张春路.制冷空调装置智能仿真[M].北京：科学出版社，2002.

[5] JB/T7666-1995，制冷和空调设备名义工况[S].

[6]陈武，周兴禧等.双联变频空调系统建模与控制方法仿真研究[J]．系统仿真学报，2002，14（5）：643-646.

（3）在柜外除湿器显示监控主界面上，进入系统设置菜单，设置除湿器的地址、控制阀值。

Simulation Analysis of the Indoor Unit of Variable Frequency Air-Conditioner

ZHEN Yaman1, NAN Xiaohong2

(1. WISDRI Engineering and Research Co., Ltd., Wuhan, Hubei 430223; 2. Xi’an University of Architecture and Technology, Xian, Shanxi 710055, China)

【Abstract】MATLAB language was used to mathematically simulate the indoor unit of frequency conversion air-conditioner. Based on the simulation model, change of the refrigerant and air temperature with the length of coil pipe with the unit as an evaporator under refrigeration condition and as a condenser under heating condition was studied and analyzed. The surface heat transfer coefficient on the refrigerant side and heat transfer coefficient of the indoor unit and the evaporation pressure distribution along the coil pipe were simulated and analyzed. The parameters under the two operating conditions were also comparatively analyzed.

【Keywords】MATLAB; simulation; heat transfer coefficient

作者简介：甄雅曼（1985－），女，2011年毕业于西安科技大学供热供燃气通风及空调工程专业，工程师，现从事暖通专业技术工作。

收稿日期：2015－09－17

【文章编号】1006-6764(2015)12-0011-06

【文献标识码】B

【中图分类号】TM762