空调系统压力差及其应用

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[摘 要]本文首先阐述了冷媒在空调系统中各处压力理论值与实际值必定存在一定偏差，然后通过实验实测得到数据，数据表明冷媒在高压侧即节流前压力损失比较小0.07Mpa，可以忽略，在低压侧即节流后到压缩机吸气口前，压力损失却比较大0.49Mpa，设计人员需要考虑到这部分压力损失，不能近视认为相等，以保证空调更加合理的运行。

[关键词]空调；压力差；温度

中图分类号：TM711 文献标识码：A 文章编号：1009-914X（2017）12-0255-02

Application analysis of air-condition pressure numerical value

Liang Yulong Xiong Junfeng Mo Zhuojun

（Gree Electric Appliances，Inc.of Zhuhai）

[Abstract]The refrigerating fluid in air-condition pressure numerical value exist different between theoretical and practical are first introduced，and then some experiment draw a conclusion，the information show refrigerating fluid in high pressure ， pressure reduce was rarely 0.07Mpa，we can ignore，but refrigerating fluid in low pressure， pressure reduce was 0.49Mpa，the air-condition designer need consider thie pressure reduce，cannot myopia consider equal， to guarantee air-condition reasonable working.

[Key words]air-condition； pressure numerical value；temperature

对于从事空调设计人员而言，了解空调器实际运行中各关键部位压力、温度，十分重要，通过任一点的压力及温度值，可了解冷媒是处于何种状态，如过热、饱和或是过冷状态，及过热度、过冷度等，技术人员根据相关数据制定相关技术方案，但实际开发产品情况下，在空调器中布很多压力传感器和热电偶测量压力、温度显得不太现实，往往根据所学理论知识如压焓（P-h）图来判定制冷剂的状态及温度，从而制冷相应技术方案，如蒸发器感温包，冷凝器感温包的安放位置，多联机内机根据进管、出管过热度来调节电子膨胀阀等，当然，根据理论知识来确定方案大体上是没有问题的，但是，由于理论与实际上存在一些差异，导致相关技术方案制定显得不是十分精准，存在一定偏差。基于此点，本文重点分析空调器各部件实际运行压力，温度，力求为相关空调设计人员提供一定参考。

1.实验研究

1.1 实验简介

本实验选取一套侧出风定频单元机进行，机组额定制冷量为14KW，三相电频率50HZ，定电子膨胀阀步数，实验的目的研究在名义制冷工况（室内27/19，室外35/24）下，空调器各主要部位的压力值和温度值。

系统原理图如下：压力表、温度传感器（热电偶）布置位置如上图所示：1（压缩机排气管）、2（冷凝器总进管）、3（冷凝器分路）、4（冷凝器总出管）、5（蒸发器总进管）、6（蒸发器分路）、7（蒸发器总出管）、8（压缩机吸气管）

冷凝器：2排∮7.94 单排孔数24 片距1.6.制冷剂流向与空气流向相反，测试流路长度约为12.5m.压力温度测试点布置如图3，分别在其中一路的1（进口）、2（第一个U管）、3（第二个U管）…….. 7（出口），测试压力、温度数据。

1.2 实验数据

1.2.1 系统压力及对应温度（表1）

1.3 数据分析

.由实验数据可算出，高压侧压力损失=排气压力-冷凝器总出管压力=2.88Mpa-2.81Mpa=0.07Mpa

其中冷凝器分路进口到出口压降0.01Mpa。

低压侧压力损失=小阀门压力-吸气压力=1.23Mpa-0.74Mpa=0.49 Mpa

低压侧压损明显高于高压侧，其中低压侧压降较大的两处分别是：

1：蒸发器总进管压力到蒸发器分路进口压降，为1.19Mpa-0.91Mpa=0.28 Mpa

这段压降主要由于分液毛细管起到一定节流效果导致。

2：蒸发器分路进口到出口压降0.1 Mpa。

蒸发器总进管温度/压力16℃/1.19 Mpa，总出管温度/压力5℃/0.81 Mpa，

进管过热度0.22℃（由于测试误差，可以认为是饱和的），出管过热度1℃，过热度不大，蒸发器面积利用率高，吸气温度/压力8.2℃/0.74 Mpa，吸气过热度6.77℃，可以保证没有回液。整个系统参数比较正常，具有一定参考性。

对于高压侧的压降只有0.07Mpa，高压侧压力可以近似认为是排气压力，对于低压侧压力，吸气压力则不能近似代表蒸发压力，因为压降为：蒸发器分路中部-吸气压力=0.87 Mpa -0.74 Mpa=0.13 Mpa，两者饱和温度差为：6.07℃-1.43℃=4.64℃。如果蒸发器总出管温度大于或者等于蒸发器总进管温度（两者压降比较大），很有可能冷媒过少，出口过热度比较大，一方面蒸发器换热面积没有充分利用，一方面回气温度高，引起排馕露裙高。

凝结换热过程中，摩擦阻力占总压降的90%以上，Kuo W. S.等[1]研究表明摩擦压降随蒸汽干度、制冷剂热通量、热流量增加而增大。

沸腾换热过程中，有关气液两相流动压降研究的中，Long G.A等[2-3]试验研究了热流量、热通量、饱和温度、出口状态、流体特性对沸腾换热和压降的影响，研究表明换热系数受热流量、出口状态的影响较大，受饱和温度的影响较小，摩擦压降与制冷剂单位体积动能呈线性关系

Pf=2.05KE/V=2.05G2/（ 2ρm），式中：Pf为摩擦压降（Pa）； KE/V为单位体积动能（J/m3）。

实测各部位对应压力见图6，实测各部位对应温度见图7：

2 结论

通过实验，可以为从事空调及制冷设备设计工作者，提供一些数据参考，初步了解制冷剂压力差，且在高压侧与低压侧的压力差值并不同，在实际中的应用.

1） 控制制冷剂流回压缩机时要保证一定过热度（例如3℃），过热度如果过小会导致压缩机产生“液击”，如果过热度过高，使压缩机排气温度过高，长期运行导致压缩机油碳化及换热器不能得到充分利用，在实际中，由于实验条件限制（无压力测试工具等），往往很多人认为吸气过热度就是蒸发器出口温度与压缩机吸气管温度差值，未考虑到这段管路由于压力损失较大，其两处压力不能近似认为相同，结果就导致实际过热度过高，从实验数据看，压缩机吸气管温度与蒸发器出口温度保持一致的话，过热度则刚好。

2）多联机中电子膨胀阀的控制是根据内机蒸发器进口、出口温度差值，增加开度或减小开度，有些空调厂家则设计为蒸发器出口温度要高于进口温度2～3℃，这种情况同样也忽略了两处存在的压力差，导致蒸发器不能充分利用，冷媒在其中过早全部蒸发完全。其实保证进口与出口温度一样，已经完全可以满足过热度要求。

参考文献

[1] Kuo W S，Lie Y M，Hsieh Y Y，et al.Condensation heat transfer and pressure drop of refrigerant R-410A flow in a vertical plate heat exchanger[J].Internation-al Journal of Heat and Mass Transfer，2005，48（25）：5205-5220.

[2] Longo G A，Gasparella A ，Heat transfer and pressure drop during HFC refrigerant vaporization inside a brazed plate heat exchanger[J].International Journal of Heat and Mass Transfer，2007，50（25）：5194-5203.

[3] Longo G A，Gasparella A ，Refrigerant R134a vapori-sation heat transfer and pressure drop inside a snall brazed plate heat exchanger[J].International Journal of Refrigeration，2007，30（5）：821-830.

通信作者

梁郁，职务：工程师，研究方向：制冷空调，邮编：519070。