针对当前冷藏集装箱制冷系统中冷凝器换热效率低、耗铜量大及成本高等问题，我们为某冷藏车设计了管径为 5.00 mm 的内螺纹铜管换热器，整体替代原管径
针对当前冷藏集装箱制冷系统中冷凝器换热效率低、耗铜量大及成本高等问题，我们为某冷藏车设计了管径为 5.00 mm 的内螺纹铜管换热器，整体替代原管径 9.52 mm 圆形冷凝器。 根据 Ｒ 404A 制冷剂在小管径中的传热特性及其热力状态的变化，设计了替代换热器并做了优化流路设计，并实验印证了理论研究的结论，为小管径换热器的推广提供了参考。
如图 1 所示为冷藏集装箱冷凝器的模型，该 9.52 mm 圆形冷凝器为立式换热器。
①换热器制冷剂由 1 个进气管进入后被分为 5 股均匀流，通过 5 个通路进行初步换热，每个通路换热管圈数 为 4 圈;
②制冷剂汇合在一起，被均分为 3 股均匀流通过3 个通路继续进行换热，每个通路经过 2 圈换热管;
③3 个分路的制冷剂又汇合在一起，被均分为2股均匀流通过2个通路进行再一次换热，每个通路为2圈换热管，最后制冷剂汇合在一起由1根总的出液管引出。换热器流路具体如图2所示。换热器进气管和出液管布置在同一侧。
换热器换热管有3 层，共有30圈换热管，各层均为10圈。换热管分内、中、外3层:
所用铜管为光管，铜管外径为 9. 52 mm，壁厚0.43 mm，翅片上孔径为 9.52 mm，竖直方向上下相邻两管间距 S1为 24 mm，水平方向相邻两 管间距 S2为 25.78 mm、翅片厚度δf为 0.18 mm，片距 Sf为2.0 mm。
各蒸发温度下，5. 00 mm 管径冷凝器机组制冷量 需要达到 9. 52 mm 管径冷凝器机组的制冷量，并且冷凝器在环境温度为 38 ℃ 时，机组能长时间正常运行。采用的 5.00 mm 管径铜管为内螺纹铜管，依据设计原则，分路数随着冷凝过程的进行依次减少。
制冷剂气 体进入冷凝器后先分为7 个通路，每个通路的制冷剂流过 4 圈;汇合后再分为5个通路，每个通路制冷剂流过 2 圈换热管;然后制冷剂汇合后分为2个通路，每个通路制冷剂流过 2 圈换热管;最后汇合由一根出液管流出。具体流路如图3 所示，翅片参数与原换热器相同。
第 1 部分为一个大环境室，可容纳一个冷藏集装箱，环境室的温度、湿度等 参数由独立的空气调节机组控制;
第 2 部分为冷藏集装箱，可以分成冷藏集装箱内部和制冷机组 2 个部分: 冷藏集装箱内部即为货物运输时的储物室，制冷机组 各部件中除了蒸发器设置在冷藏箱内部，其它部分均暴露在 38 ℃的环境室内。
冷藏箱内部换热器的测试分 5 个制冷工况进行， 在不同蒸发温度下测试其机组整体性能的变化。通过两款换热器运行参数的对比，验证小管径换热器与机 组其它部件的匹配性。
冷藏集装箱制冷机组的主要设 备有压缩机、冷凝器、蒸发器、热力膨胀阀、干燥过滤 器、视液镜、电磁阀、高效过冷器、热气旁通阀和各类电磁阀等。电磁阀的存在主要为了便于机组制冷、制热 和除霜模式之间的切换;热气旁通阀是为了防止压缩机吸气压力过低。具体测试装置原理如图 4 所示。
实验中的压缩机采用涡旋压缩机定频运行。冷藏集装箱的外界环境温度为 38 ℃，即冷凝器的环境温度为 38 ℃，环境参数由环境室的空气调节系统 进行控制。蒸发器设置在集装箱箱体内，通过改变箱 体内的热负荷来控制蒸发温度，箱内的热负荷由电加热器提供。测试时关闭除霜功能、热气旁通阀和过冷 过程，以防止其不定时除霜影响测试结果。用流量计 测得机组循环制冷剂流量，蒸发器的进出口温度和压 力分别由铂电阻和压力传感器测得。压缩机的耗电量由功率仪测得。其它参数由相应传感器测得，并用LabVIEW 实时采集并记录.
改变冷藏集装箱内热负荷来调整蒸发温度，机组 平稳运行后采集数据，蒸发温度越高，冷藏箱内热负荷 越大。通过测得测试装置平稳运行时的相关参数，采用焓差法求得机组的制冷量。即通过蒸发器进口压力 P1和温度 T1、出口压力 P2和温度 T2查得相应的焓值， 求出焓差，再乘以蒸发器的制冷剂流量 qm，求得制冷 量。耗电量由电能表测量并实时采集到计算机上。依 次进行在不同工况下两款换热器的整机试验。
机组在冷藏集装箱额定工况运行时，测出的制冷量与总的耗电量如表 1 所示。
由表 1 可知，随着蒸发温度的降低制冷量和耗功 逐渐减少。图 5 所示为 5 个蒸发温度下，2 种换热器制冷量的偏差。由图 5 可以看出大、小管径换热器的制冷量 基本一致，在实验的工况下，5.00 mm 管径换热器相对于 9.52 mm 换热器存在 9% 左右的负偏差。
满足换热器替换的需求。在耗功方面，随着制冷量的减少耗电量逐渐减少，这是因为蒸发温度的降低，导致制冷剂质 量流量的减少，虽然比功有所增大，但是总的耗电量还 是在减少。
图6 所示为大、小管径换热器制冷系数对比情况， 图中换热器的制冷系数随蒸发温度的降低而逐渐减小;小管径换热器的制冷系数随着增发温度的降低，相对于大管径换热器降低的更多。这是由于蒸发温度升高时，制冷剂流量增大，从而导致冷凝器压降增大。而小管径换热器的压降对流量的变化更为敏感，从而压缩机耗功增大，出现蒸发温度越高，小管径换热器制冷 系数和大管径换热器制冷系数偏离越远的现象。由于小管径换热器进行了流路优化，流动阻力并不会随制 冷剂流量的增大而增大特别多，因而耗功的增大在比较小的范围内，制冷系数的最大偏离量仅有 6% 。上述实验结果表明小管径的流路设计比较合理。
1) 5.00 mm 管径冷凝器换热性能相对于9.52 mm 管径冷凝器整体略有下降，基本满足机组冷凝器替换需求。虽然 5. 00mm 管径冷凝器换热管总长更长，但是由于其单位表面积换热量更大，铜管管壁更薄，所以换热器整体耗铜量仍然大幅下降。
2) 根据Ｒ404A 制冷剂的传热特性、换热器设计原则(如制冷剂逆流、均衡各通路流量等)可进行新的 小管径换热器的优化设计。
3) 由于冷凝器管径减小，在蒸发温度较高时，压 降增大，小管径换热器相对于原来的9.52 mm 铜管来说，耗电量会有少量的增加，制冷性能系数因而有所 降低。
4) 大、小管径换热器的整机制冷量偏差在 10% 以内，制冷系数偏差在 6% 以内。
5) 新的 5.00 mm 管径圆形冷凝器很好地满足了替换需求，可以为企业节省大量开支。同时也为大管径换热器替换成小管径换热器这一设想的实现提供了 参考。
