换热器作为分体空调的关键部件之一，对空调的性能及成本有很大的影响。目前，空调换热器主要以7mm铜管的应用为主，但随着空调行业成本竞争的日益激烈以及国家节能的发展要求，空调降成本势在必行，因此小管径换热器的应用成为研究热点之一。
换热器作为分体空调的关键部件之一，对空调的性能及成本有很大的影响。目前，空调换热器主要以7mm铜管的应用为主，但随着空调行业成本竞争的日益激烈以及国家节能的发展要求，空调降成本势在必行，因此小管径换热器的应用成为研究热点之一。
（1）在同性能的情况下，减少铜材料的使用量，降低产品材料成本；
（2）在同成本的情况下，整机性能提高，提高产品竞争力。
为此，本文基于一套制冷量为3500W的分体空调重新设计5mm管径蒸发器，对采用不同管径换热器的换热能力及整机性能进行研究，通过优化样机系统，以实现整机成本降低。
选取一套制冷量为3500W分体空调，已有的室内机箱体中蒸发器的配置为7mm铜管，跨距为21mm，双排14U管数，翅片片宽13.2mm，间距为1.4mm，亲水桥片。在同一箱体中，跨距14.5mm的5mm铜U管最多能排布20U管数，翅片与7mm铜管相同。原有的 蒸发器14U采用两进两出的流路，而由于管径减小后 相同管程会出现压降过大的现象，小管径蒸发器的流路应增加分路，减短管程，因此采用四进四出的流路。蒸发器单体进行模拟以及单体试验时采用均匀流路分布，即14U蒸发器为7-7两路，20U蒸发器为5-5-5-5 四路。本文通过换热器仿真软件对7mm-14U和5mm 20U换热器单体进行可行性对比，两种换热器模型如下。
由于该室内机的风量一般在550m3/h～750m3/h，因此选取风量为700m3/h进行模拟，并且每个点的风量均匀分布，在蒸发工况下，设置换热器进口压力为 1100kPa，进口干度0.16，制冷剂流量16.82g/s；在冷凝工况下，进口压力2700kPa，进口温度60℃，制冷剂流 量19.3g/s，模拟数据如下表1。
根据模拟结果，在蒸发工况和冷凝工况下，紧凑型小管径蒸发器在同一风量下换热能力均比7mm铜管 蒸发器换热能力大，说明同一箱体下紧凑型小管径蒸 发器替代7mm铜管蒸发器是可行的，但模拟只能从趋势方向上评估其可行性，还需结合单体试验以及整机 对比测试去判断。
为了进一步验证紧凑型小管径蒸发器的应用可行性，采用换热器实物进行单体对比试验。蒸发器单体的管路设计如模型图1、图2所示，换热器在单体试验台上进行测试，可采用静压的方式调节换热器的进风量，并在同风量下进行对比。蒸发工况干湿球温度设置为27/19℃，其中设置条件如下。
其他参数保持一致，风量分别设置为400m3/h、550m3/h、700m3/h，测试结果如表3 和图3。
对于蒸发工况，在同一风量下，紧凑型小管径20U 蒸发器的能力比常规7mm常规14U蒸发器高，而且三种风量下换热能力增加率相差不大，并均高于8%。冷凝工况干湿球温度设置为20/15℃，其中设置条件为表4。
其他参数保持一致表明，风量分别设置为400m3/h、 550m3/h、700m3/h，测试结果如表5 和图4。
对于冷凝工况，在同一风量下，紧凑型小管径20U 蒸发器的换热能力依然比7mm常规14U蒸发器高，而且随着风量增大，换热能力增加率增大，即在风量为700m3/h 时，小管径换热器比常规7mm换热器换热能力增加7.754%。
综上所述，单体试验所得的结果与单体模拟的趋势一致。分体室内机采用紧凑型5mm蒸发器，可大幅增加铜管U管布置数量，极限布管数量相比同箱体7mm 换热器增加30%，同时可提高箱体的能力上限。由于紧凑型小管径蒸发器在蒸发工况和冷凝工况下换热能力显著提升，因此在保证整机性能不变的情况下，可在部分冷暖机型上减小室外机的配置，实现整机成本下降。
与单体试验不同，在室内机箱体中，蒸发器采用三折的方式摆放，每一折的进风量并不是均匀分布，因此需要根据现有的壳体空间重新设计紧凑型小管径蒸发器的流路。流路设计完成后，需要进行整机匹配测试，通过性能测试验证室外机减小配置的方案可行性，并计算整机成本变化。
研究发现，蒸发器的管路设计对于整机的性能影响较大，分配不均匀的情况下能力能效都较差。在设计过程中，由于管径较小，各流路的压降与管径的四次方成反比，应分配较多流路，同时各流路之间应分流均匀，避免出现凝露工况吹水的问题。在分体室内机中，每一折换热器的风量不一致，各流路应尽量保证逆流换热。在紧凑型小管径蒸发器的流路设计中，采用四进四出流路，并使用分配器均匀分配制冷剂，具体流路如下图5。在新方案中，对于流路2，由于进口布置在风量较大处，因此采用跨管的方式，避免各流路的出口温度相差较大。
采用以上流路的蒸发器进行整机试验对比。在制冷量为3500W的机器上进行测试，原型机采用的是 7mm-14U蒸发器和双排24U冷凝器，方案1采用紧凑型5mm-20U蒸发器和双排24U冷凝器，方案2采用5mm-20U蒸发器和单排14U冷凝器。其中冷凝器均采用7mm铜管，双排24U冷凝器管距为21mm，而单排14U的管距为17.2mm，翅片间距均为1.3mm。采用小管径换热器进行匹配时，通过调整压机频率、阀开度和制冷剂充注量等使整机性能达到最优。测试结果如下表6。
对于原7mm-14U的蒸发器，测试所得的CSPF 为6.03，HSPF为 5.14，保持室外机配置不变，在室内机更换5mm-20U蒸发器，即方案1。从测试结果看，
方案1的季节能效远高于原型机，说明该系统配置较优。考虑到整机性能余量太大，可通过减小室外机换热器，实现在整机性能满足要求的情况下整机成本降低。在方案1的基础上，室外机换热器变成单排14U 冷凝器，即方案2。与原型机相比，方案2的性能依旧较好，CSPF值高1%，HSPF基本持平；同时，紧凑型5mm-20U蒸发器各流路出口温度相差不超过3℃。综上所述，对于性能，可实现紧凑型小管径蒸发器搭配单排冷凝器替代7mm铜管蒸发器搭配双排冷凝器的配置。
室内机采用紧凑型小管径蒸发器，制冷剂流速加快可能会导致噪声的产生，因此需对室内机进行噪声测试，测试结果如下表7。根据结果可知，采用紧凑型小管径蒸发器的室内机噪声值略低。
关于紧凑型小管径蒸发器应用于分体机空调的研究，性能与噪声测试结果均能满足产品要求，对于成本，还需进一步分析。
关于成本方面，与原型机相比，方案2中采用的紧凑型小管径蒸发器成本有所增加，但由于室外机换热器由双排24U变成单排14U，用铜量和铝箔用量大大减少，因此，方案2的换热器成本只相当于原型机80%左右，实现整机成本大大降低。
本文进行紧凑型小管径蒸发器在分体空调上的应用研究，首先通过换热器单体模拟，并进行换热器单体试验验证，最后将该蒸发器装于室内机进行整机测试， 可得到以下结论：
（1）采用紧凑型小管径蒸发器与7mm常规蒸发器进行对比，通过蒸发器单体模拟以及单体试验验证，紧凑型小管径蒸发器在蒸发工况和冷凝工况下换热能力均较高。
（2）紧凑型小管径蒸发器应用于分体空调整机上性能得到很大的提高，在满足整机性能的情况下，为了减少耗材，室外换热器由双排24U变成单排14U，实现成本的显著降低，并且室内机的噪声值有所降低。
