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針對(duì)電動(dòng)汽車熱泵空調(diào)系統(tǒng)在冬季運(yùn)行時(shí)室外換熱器易結(jié)霜而影響系統(tǒng)制熱性能的問題，本文設(shè)計(jì)搭建實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)并進(jìn)行研究，分析了多流程微通道換熱器的結(jié)霜特性。實(shí)驗(yàn)結(jié)果表明:室外換熱器表面霜層生長(zhǎng)和表面溫度下降兩個(gè)因素之間為聯(lián)動(dòng)關(guān)系，各流道霜層分布呈不均勻狀態(tài)，換熱器內(nèi)兩相制冷劑密度不同且受重力影響，導(dǎo)致產(chǎn)生氣液相分離和在流道內(nèi)分布不均的狀況。另外，室外換熱器表面霜覆蓋率的增長(zhǎng)會(huì)導(dǎo)致室外換熱器制冷劑側(cè)的溫度、壓縮機(jī)吸排氣壓力、制熱量等降低，引起導(dǎo)致壓縮機(jī)單位功耗增加，以環(huán)境溫度為0 ℃的數(shù)據(jù)為例，當(dāng)霜覆蓋率達(dá)77．4%時(shí)，吸氣壓力、排氣壓力和制熱量的降幅分別為33．4%、12．1%和25．8%，單位功耗增幅為32．0%，導(dǎo)致系統(tǒng)運(yùn)行的穩(wěn)定性降低，使制熱量無法滿足乘員艙制熱需求。
能源危機(jī)和氣候變暖成為亟待解決的全球問題，使電動(dòng)汽車替代燃油車成為主流趨勢(shì)，這對(duì)汽車空調(diào)提出了更高的要求。電動(dòng)汽車的電機(jī)余熱無法滿足冬季供熱需求，采用正溫度系數(shù)熱敏電阻(PTC，positive temperature coefficient)加熱成為常用的解決方案，但因消耗更多的電池動(dòng)力而導(dǎo)致續(xù)航里程大幅削減，低溫環(huán)境下削減量甚至達(dá)50%以上。研發(fā)更高效的汽車空氣調(diào)節(jié)系統(tǒng)成為學(xué)術(shù)界和產(chǎn)業(yè)界的共同方向，熱泵系統(tǒng)由于COP 大于1 成為可行的替代方案。S．Bellocchi 等研究表明，不同的環(huán)境溫度下用熱泵替代PTC 可節(jié)約17%～52%的能耗。但熱泵系統(tǒng)的應(yīng)用也存在一些問題，在制熱模式下運(yùn)行時(shí)，室外換熱器作為蒸發(fā)器，扁管中的制冷劑溫度低于0 ℃，又因鋁的熱阻較小，熱傳導(dǎo)后，扁管表面溫度降至水蒸氣的露點(diǎn)和冰點(diǎn)溫度以下而結(jié)霜。
國內(nèi)外很多學(xué)者研究了熱泵型電動(dòng)汽車空調(diào)系統(tǒng)結(jié)霜問題。在結(jié)霜機(jī)理方面，李景善等對(duì)空氣源熱泵室外換熱器表面霜層生長(zhǎng)特性及系統(tǒng)動(dòng)態(tài)性能進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)研究，結(jié)果表明:系統(tǒng)性能惡化是室外換熱器表面溫度下降、霜層厚度的增加和空氣流阻增加導(dǎo)致風(fēng)量降低這3 個(gè)因素之間循環(huán)作用的結(jié)果，而且迎面風(fēng)速對(duì)平均霜密度有重要影響。還有學(xué)者研究了換熱器類型對(duì)結(jié)霜的影響及換熱器內(nèi)制冷劑流動(dòng)分布對(duì)系統(tǒng)性能的影響。Xu Bo 等研究了水平和豎直扁管型兩種微通道換熱器的循環(huán)結(jié)霜和除霜的性能和機(jī)理，發(fā)現(xiàn)對(duì)于水平扁管型微通道換熱器，其循環(huán)結(jié)霜和除霜過程所積存在翅片間的水會(huì)加快結(jié)霜速率并提前觸發(fā)除霜?jiǎng)幼鳎Q直扁管型微通道換熱器則具有更好的排水能力，參數(shù)穩(wěn)定性較好。
L．Feng 等建立了一套熱泵系統(tǒng)模型，包括壓縮機(jī)、儲(chǔ)液罐、微通道換熱器等部件的理論模型，仿真結(jié)果表明該模型在其他工況下與實(shí)驗(yàn)結(jié)果的一致性較好，但在制熱模式下存在功耗和制熱量高于實(shí)驗(yàn)值的問題，這主要是由實(shí)測(cè)時(shí)室外換熱器中制冷劑流動(dòng)分布不均勻?qū)е?。為緩解結(jié)霜問題，J．S．Byun 等設(shè)計(jì)了一種從壓縮機(jī)排氣管引一條支路通向室外換熱器進(jìn)口的熱泵系統(tǒng)來減緩室外換熱器表面霜層的生長(zhǎng)和擴(kuò)散，發(fā)現(xiàn)在支路制冷劑流量占總流量20%時(shí)性能最佳，但在此過程中，室外換熱器中制冷劑流量的增加會(huì)導(dǎo)致熱泵運(yùn)行的瞬態(tài)波動(dòng)。在制熱模式運(yùn)行時(shí)室外換熱器表面霜層生長(zhǎng)分布特性及結(jié)霜對(duì)系統(tǒng)主要參數(shù)的影響。
1 實(shí)驗(yàn)裝置和方法
1.1 實(shí)驗(yàn)裝置
上述研究主要集中于空氣源熱泵系統(tǒng)的結(jié)霜機(jī)理、換熱器類型或系統(tǒng)設(shè)計(jì)對(duì)結(jié)霜速率的影響，而汽車空調(diào)系統(tǒng)的室外換熱器流道設(shè)計(jì)對(duì)結(jié)霜的影響以及結(jié)霜對(duì)系統(tǒng)的影響研究較少，因此本文設(shè)計(jì)并搭建了某款電動(dòng)汽車熱泵空調(diào)系統(tǒng)的實(shí)驗(yàn)臺(tái)架，研究系統(tǒng) 實(shí)驗(yàn)在汽車空調(diào)焓差室中進(jìn)行，熱泵系統(tǒng)所充注制冷劑為R134a。實(shí)驗(yàn)裝置和測(cè)試系統(tǒng)如圖1所示。焓差室由內(nèi)外側(cè)兩個(gè)環(huán)境室構(gòu)成，通過獨(dú)立安裝的空氣處理裝置控制環(huán)境室內(nèi)空氣的溫度、濕度和風(fēng)量維持在設(shè)定值。
受焓差室能力限制，外環(huán)境室的相對(duì)濕度無法達(dá)到實(shí)驗(yàn)所需的值，故本實(shí)驗(yàn)中采用獨(dú)立加濕器輔助加濕。 熱泵系統(tǒng)由壓縮機(jī)、室外換熱器、室內(nèi)冷凝器、室內(nèi)蒸發(fā)器、電子膨脹閥、熱力膨脹閥、儲(chǔ)液罐等組成，其中電子膨脹閥和熱力膨脹閥均帶有截止功能，系統(tǒng)通過電磁閥切換制熱和制冷模式，本實(shí)驗(yàn)所用制熱模式的相關(guān)組件參數(shù)如表1所示。圖1 中黑色細(xì)線表示無制冷劑流動(dòng)，制熱模式下室內(nèi)蒸發(fā)器不起作用，內(nèi)環(huán)境室風(fēng)道的室內(nèi)蒸發(fā)器側(cè)模式風(fēng)門關(guān)閉、室內(nèi)冷凝器側(cè)模式風(fēng)門開啟，電磁閥1 關(guān)閉、電磁閥2 開啟。
圖1 實(shí)驗(yàn)裝置及測(cè)試系統(tǒng)(制熱模式)
Fig.1 Experimental device and test system(in heating mode) 壓縮機(jī)、室外換熱器、室內(nèi)冷凝器的制冷劑側(cè)進(jìn)出口布置有Pt100 鉑電阻和壓力傳感器來測(cè)量制冷劑的溫度和壓力，采用科氏質(zhì)量流量計(jì)測(cè)量制冷劑質(zhì)量流量，采用功率計(jì)測(cè)量壓縮機(jī)功耗。為測(cè)量制熱運(yùn)行時(shí)室外換熱器表面各區(qū)域的溫度變化和分布情況，在迎風(fēng)面距扁管端面2 mm 處布置了12 個(gè)K 型熱電偶，具體位置如圖2所示。從左至右標(biāo)記為第一至第四流程，每個(gè)流程靠近中軸的上中下3 個(gè)位置分別布置3 個(gè)溫度測(cè)點(diǎn)。測(cè)量精度見表2，實(shí)驗(yàn)中所有數(shù)據(jù)由自編軟件讀取并儲(chǔ)存，取樣時(shí)間間隔設(shè)置為6 s。 表1 熱泵系統(tǒng)參數(shù)
Tab.1 Specifications of heat pump system
?
圖2 室外換熱器結(jié)構(gòu)及測(cè)點(diǎn)布置
Fig.2 Structure of outdoor heat exchanger and layout of measuring points 表2 主要參數(shù)測(cè)量精度
Tab.2 Main measured parameters and the precision
另外，經(jīng)手持溫濕度測(cè)量?jī)x的測(cè)試，實(shí)驗(yàn)中室外換熱器迎風(fēng)表面相對(duì)濕度能維持在80%～85%，相對(duì)濕度誤差的來源為:因獨(dú)立加濕器產(chǎn)生的誤差5%，以及手持溫濕度計(jì)的儀器誤差±3%。采用R．J．Moffat提出的誤差傳遞方法進(jìn)行分析，上述兩個(gè)誤差分量相互獨(dú)立，故按均勻分布考慮，相對(duì)濕度的總體誤差為5．8%。
1.2 實(shí)驗(yàn)方法
此熱泵系統(tǒng)制冷劑充注量為650 g。Qu Xiaohua等研究表明，蒸發(fā)器易在高濕、非極低環(huán)境溫度、高換熱量和低風(fēng)速下結(jié)霜。因此選取如表3所示的實(shí)驗(yàn)工況，其中由于室外側(cè)采用獨(dú)立加濕器輔助加濕，故雖為全新風(fēng)工況，但室內(nèi)側(cè)的相對(duì)濕度不同于室外側(cè)，與實(shí)車運(yùn)行時(shí)有所區(qū)別。實(shí)驗(yàn)中每隔5 min拍照記錄結(jié)霜現(xiàn)象。 表3 實(shí)驗(yàn)工況
Tab.3 Test conditions
為定性分析室外換熱器表面霜層覆蓋率對(duì)熱泵系統(tǒng)性能和各相關(guān)參數(shù)的影響，用ImageJ 軟件(版本1．52a)對(duì)實(shí)驗(yàn)中所拍攝的室外換熱器結(jié)霜過程圖片進(jìn)行處理。ImageJ 是一款科學(xué)圖像分析工具，除可計(jì)算選定區(qū)域內(nèi)分析對(duì)象的幾何特征外，還可進(jìn)行圖片的區(qū)域和像素統(tǒng)計(jì)，實(shí)現(xiàn)數(shù)據(jù)的可視化。ImageJ通過閾值法將原始圖片轉(zhuǎn)換成灰度模式，進(jìn)而轉(zhuǎn)化成二值圖像。閾值法可對(duì)不同屬性的像素進(jìn)行劃分，引入一個(gè)二值圖像函數(shù)f(x，y)，若像素點(diǎn)灰度值高于設(shè)定的灰度閾值T，則記為最大灰度值Tmax，否則，記為最小灰度值Tmin。 此處理方法能使霜層有效地獨(dú)立于背景，但灰度閾值的選擇對(duì)于霜覆蓋率的計(jì)算有較重要的影響。由于本實(shí)驗(yàn)采取定性分析法，故通過對(duì)一組實(shí)驗(yàn)的結(jié)霜過程圖片進(jìn)行預(yù)處理，最終選定一個(gè)合適的灰度閾值，并應(yīng)用于所有圖片的處理。
2 實(shí)驗(yàn)結(jié)果及分析
2.1 霜層生長(zhǎng)模式及霜量表征
圖3所示為此熱泵系統(tǒng)在制熱模式下運(yùn)行時(shí)，外環(huán)境溫度為0 ℃和3 ℃時(shí)，室外換熱器表面的霜層生長(zhǎng)照片，集液管水平放置，制冷劑上進(jìn)上出。另外，為凸顯霜層生長(zhǎng)與換熱器流程分布的關(guān)系，在其中兩張照片上框示出了換熱器的4 個(gè)流程，箭頭方向?yàn)橹评鋭┝飨?。由于環(huán)境溫度0、3、5 ℃下室外換熱器處進(jìn)風(fēng)均為高濕度，故環(huán)境溫度越低霜層生長(zhǎng)越快，最終的霜覆蓋率也越高，但是霜層生長(zhǎng)模式呈現(xiàn)相同的規(guī)律。 ? 圖3 室外換熱器表面霜層生長(zhǎng)照片
Fig.3 Photos of frost growth on surface of outdoor heat exchanger 第一流程霜層均勻分布，因液態(tài)制冷劑占比較高、流程扁管數(shù)較少，且扁管和集液管內(nèi)流阻所產(chǎn)生的壓降最低、整體流速最高，氣態(tài)和液態(tài)制冷劑不易分離。進(jìn)入第二流程時(shí)，右半流道先結(jié)霜，因?yàn)樵谙路郊汗苤袣庖悍謱樱瑲鈶B(tài)制冷劑密度較小，更易上升進(jìn)入垂直扁管，所以氣態(tài)制冷劑主要集中在左半流道，使得該區(qū)域幾乎沒有制冷劑蒸發(fā)吸熱，直觀表現(xiàn)為前期表面無霜層生長(zhǎng)。
進(jìn)入第三流程時(shí)，左半流道先結(jié)霜，這是由于氣態(tài)制冷劑與液態(tài)制冷劑相比有更高的流速，液態(tài)制冷劑在重力的作用下更易進(jìn)入靠近入口的扁管，使得氣液分離。進(jìn)入第四流程時(shí)的現(xiàn)象和原因與第二流程相同，但無霜層生長(zhǎng)的區(qū)域面積率更大，因?yàn)榈谒牧鞒瘫夤軘?shù)更多，且此時(shí)為制冷劑在室外換熱器中蒸發(fā)吸熱的最后階段，氣態(tài)制冷劑占比較液態(tài)制冷劑高。另外，在制熱運(yùn)行后期，換熱器表面原來無霜層生長(zhǎng)部分也均逐漸由外邊緣至內(nèi)部覆蓋霜層。原因是由于扁管的導(dǎo)熱作用使得冷量逐漸由結(jié)霜區(qū)域向未結(jié)霜區(qū)域傳遞，同時(shí)霜層覆蓋區(qū)域翅片空隙被堵，制冷劑在換熱器中換熱不足，導(dǎo)致液態(tài)制冷劑占比提高而結(jié)霜區(qū)域擴(kuò)大。J．Benouali等對(duì)四流程的豎直扁管型微通道換熱器中制冷劑的流動(dòng)分布進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)研究，制冷劑同樣為上進(jìn)上出，據(jù)紅外熱像圖顯示的兩相制冷劑分布與本實(shí)驗(yàn)的現(xiàn)象及解釋具有一致性。 圖4所示為環(huán)境溫度0 ℃下室外換熱器迎風(fēng)表面12 個(gè)測(cè)點(diǎn)的溫度變化趨勢(shì)，系統(tǒng)運(yùn)行5 min 時(shí)各測(cè)點(diǎn)溫度已低于0 ℃。
測(cè)點(diǎn)1～9 的溫度從10 min 開始進(jìn)入快速下降階段，直至25 min 后趨勢(shì)減緩，此過程中各測(cè)點(diǎn)所在區(qū)域的霜層從較薄狀態(tài)逐漸長(zhǎng)至較厚狀態(tài)。而測(cè)點(diǎn)10～12 的溫度在起始35 min 內(nèi)基本維持在-2 ℃，從35 min 才開始快速下降且速率大于測(cè)點(diǎn)1～9，直至40 min 時(shí)所在流道被薄霜覆蓋，此后降溫速度放緩、霜層增厚。上述現(xiàn)象反映了室外換熱器表面霜層生長(zhǎng)和表面溫度下降兩個(gè)因素之間的聯(lián)動(dòng)關(guān)系，即表面溫度下降為霜層生長(zhǎng)提供條件，而霜層的生長(zhǎng)又加劇了表面溫度的下降。 圖4 環(huán)境溫度0 ℃時(shí)室外換熱器迎風(fēng)表面測(cè)點(diǎn)溫度隨時(shí)間變化 Fig.4 Variations of temperature at measured points on windward surface of outdoor heat exchanger in ambient temperature of 0 ℃with time 換熱器表面溫度分布反映了扁管內(nèi)制冷劑溫度分布。
以20 min 時(shí)各點(diǎn)溫度為例，對(duì)各流程3 個(gè)溫度點(diǎn)取平均值，第一流程至第四流程的平均溫度值分別為-12．7、-8．8、-11．7、-2．3 ℃，最大溫度差值達(dá)10．4 ℃，因?yàn)榱鲃?dòng)過程中氣態(tài)和液態(tài)制冷劑分離，且氣態(tài)制冷劑處于過熱態(tài)，溫度高于蒸發(fā)溫度。這表明室外換熱器存在兩相制冷劑流動(dòng)分布不均的問題，且由于氣態(tài)制冷劑與空氣之間的傳熱溫差小、傳熱效率低，氣態(tài)制冷劑所在區(qū)域的面積未得到充分利用，使得換熱器的換熱能力降低。 圖5所示為各溫度下霜覆蓋率隨系統(tǒng)運(yùn)行時(shí)長(zhǎng)的變化趨勢(shì)。霜覆蓋率定義為霜層覆蓋面積和室外換熱器面積的比值，其值由ImageJ 處理得出。 圖5 霜覆蓋率變化 Fig.5 Change of frost coverage rate 由圖5 可知，霜覆蓋率均呈增長(zhǎng)狀態(tài)，環(huán)境溫度越低則霜生長(zhǎng)速度越快。系統(tǒng)在0 ℃、3 ℃環(huán)境溫度下定時(shí)運(yùn)轉(zhuǎn)50 min，前者霜覆蓋率已接近100%，而后者不足80%，5 ℃環(huán)境溫度下尚不足50%，霜分布特征及對(duì)系統(tǒng)參數(shù)的影響還不明顯，故持續(xù)運(yùn)轉(zhuǎn)至130 min。若以環(huán)境溫度3 ℃下77．4%的霜覆蓋率為基準(zhǔn)，各溫度下霜覆蓋率達(dá)到該程度的時(shí)長(zhǎng)分別為25、50、100 min，此后將對(duì)比各環(huán)境溫度下系統(tǒng)從啟動(dòng)到運(yùn)行至以上時(shí)長(zhǎng)的部分參數(shù)變化趨勢(shì)。
2.2 結(jié)霜對(duì)室外換熱器制冷劑側(cè)參數(shù)的影響
圖6所示為室外換熱器制冷劑側(cè)進(jìn)出口溫度隨時(shí)間的變化趨勢(shì)。由圖6 可知，各環(huán)境溫度下進(jìn)出口溫度均呈下降趨勢(shì)，且環(huán)境溫度越低則下降速率越快。進(jìn)出口溫度呈下降趨勢(shì)是因霜層的生長(zhǎng)引起空氣側(cè)對(duì)流換熱表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)和導(dǎo)熱系數(shù)降低，使得流經(jīng)換熱器的制冷劑吸熱量減少，蒸發(fā)溫度降低，即制冷劑側(cè)進(jìn)出口溫度降低。而環(huán)境溫度越低下降速率越快，則是因環(huán)境溫度越低，蒸發(fā)溫度越低，故換熱器表面的溫度越低、霜層越易于生長(zhǎng)，而霜層生長(zhǎng)又促進(jìn)了蒸發(fā)溫度的進(jìn)一步降低。 ? 圖6 室外換熱器制冷劑側(cè)進(jìn)出口溫度變化
Fig.6 Change of inlet and outlet temperature of outdoor heat exchanger in refrigerant side 另外，環(huán)境溫度3 ℃和5 ℃下制冷劑側(cè)的溫度較為接近，而環(huán)境溫度0 ℃和3 ℃下的則相差較大。以各環(huán)境溫度下的初始狀態(tài)點(diǎn)的進(jìn)口處制冷劑溫度進(jìn)行對(duì)比，環(huán)境溫度3 ℃時(shí)比5 ℃時(shí)低1．5 ℃，而環(huán)境溫度0 ℃時(shí)比3 ℃低4．3 ℃，環(huán)境溫度下降1 ℃引起的制冷劑側(cè)溫度下降量分別為0．75 ℃和1．43 ℃。可知，環(huán)境溫度影響室外換熱器制冷劑側(cè)的溫度，且環(huán)境溫度越低，同等環(huán)境溫度下降量引起的制冷劑側(cè)溫度下降量越大。
2.3 結(jié)霜對(duì)壓縮機(jī)參數(shù)及制熱量的影響
圖7所示為壓縮機(jī)的吸排氣壓力隨時(shí)間的變化趨勢(shì)。由圖7 可知，各環(huán)境溫度下壓縮機(jī)吸排氣壓力均呈下降趨勢(shì)。環(huán)境溫度0、3、5 ℃下初始狀態(tài)的吸氣壓力分別為0．13、0．18、0．19 MPa，至霜覆蓋率達(dá)77．4%時(shí)的下降量均為0．06 MPa，降幅分別為33．4%、24．0%、24．7%，而排氣壓力降幅為12．1%、12．0%、13．0%。
圖7 壓縮機(jī)吸、排氣壓力變化
Fig.7 Change of suction and discharge pressure of compressor 吸氣壓力降低是因其受室外換熱器出口處制冷劑壓力的影響，而室外換熱器出口處制冷劑壓力又隨霜覆蓋率的提高而降低。排氣壓力降低是因壓縮機(jī)定轉(zhuǎn)速運(yùn)轉(zhuǎn)而能力有限導(dǎo)致，其值降低意味著系統(tǒng)的冷凝溫度降低，同時(shí)，由于壓縮機(jī)吸氣密度降低，制冷劑質(zhì)量流量也呈降低趨勢(shì)。 圖8所示為制熱量及壓縮機(jī)單位功耗隨時(shí)間的變化趨勢(shì)，環(huán)境溫度0、3、5 ℃下，制熱量在起始階段均呈平穩(wěn)或略微增長(zhǎng)趨勢(shì)，而后均呈下降趨勢(shì)，降幅分別為25．8%、20．7%、20．5%；環(huán)境溫度對(duì)制熱量有較大影響，以過程中各環(huán)境溫度對(duì)應(yīng)的最大制熱量為例，分別為2．4、3．1、3．3 kW。壓縮機(jī)單位功耗則呈增長(zhǎng)趨勢(shì)，漲幅分別為32．0%、28．5%、20．9%，因室外換熱器結(jié)霜過程中壓比增長(zhǎng)，壓縮機(jī)運(yùn)行偏離高效狀態(tài)，這里采用單位功耗表征壓縮機(jī)的運(yùn)轉(zhuǎn)效率是為了排除制冷劑質(zhì)量流量降低對(duì)功耗的影響。綜上所述，室外換熱器結(jié)霜會(huì)導(dǎo)致系統(tǒng)能效降低，制熱量無法滿足制熱負(fù)荷要求。
圖8 制熱量及壓縮機(jī)單位功耗變化
Fig.8 Change of heating capacity and unit power consumption of compressor
3 結(jié)論
本文搭建了熱泵型電動(dòng)汽車空調(diào)系統(tǒng)實(shí)驗(yàn)臺(tái)，研究了熱泵系統(tǒng)在制熱模式運(yùn)行時(shí)，室外換熱器的霜層生長(zhǎng)分布特性及結(jié)霜對(duì)系統(tǒng)重要參數(shù)的影響，得出結(jié)論如下: 1)在實(shí)驗(yàn)所測(cè)試的工況下，環(huán)境溫度越低霜層生長(zhǎng)越快，最終的霜覆蓋率也越高，但霜層生長(zhǎng)模式呈現(xiàn)相同的規(guī)律，即各流道霜層分布呈不均勻狀態(tài)，原因?yàn)槠鋬?nèi)兩相制冷劑密度不同且受重力影響，導(dǎo)致產(chǎn)生氣液相分離、在流道內(nèi)分布不均的狀況。 2)室外換熱器結(jié)霜會(huì)導(dǎo)致室外換熱器制冷劑側(cè)溫度降低，其表面霜層生長(zhǎng)和表面溫度下降兩個(gè)因素之間為聯(lián)動(dòng)關(guān)系，即表面溫度下降為霜層生長(zhǎng)提供條件，而霜層的生長(zhǎng)又加劇了表面溫度的下降。 3)室外換熱器結(jié)霜會(huì)導(dǎo)致壓縮機(jī)的吸排氣壓力和系統(tǒng)制熱量降低，從而導(dǎo)致壓縮機(jī)單位功耗增長(zhǎng)。在本實(shí)驗(yàn)工況下，當(dāng)霜覆蓋率達(dá)77．4%時(shí)，環(huán)境溫度0、3、5 ℃下的吸排氣壓力降幅分別為33．4%和12．1%、24．0%和12．0%、24．7%和13．0%，制熱量降幅分別為25．8%、20．7%、20．5%，而壓縮機(jī)單位功耗增幅分別為32．0%、28．5%、20．9%，即環(huán)境溫度越低，系統(tǒng)各參數(shù)及性能受結(jié)霜影響越大。其中，吸氣壓力的大幅降低會(huì)極大影響系統(tǒng)運(yùn)行的穩(wěn)定性。
作者：包佳倩 蘇林 劉明康 方奕棟 李康
編輯：黃飛
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評(píng)論