空调器内机制冷气流声的控制

1、空调器内机制冷气流声的控制关键词：空调器内机、气流声一、 问题描述 2008年7月，在薄客三代开发过程中，噪音室测试噪音时，发现制冷低风运行时，室内机存在明显的冷媒气流声，在低静压风管机测试时也出现同样的冷媒气流声。二、 原因分析分析过程中我们发现，出现冷媒气流声的机组中，蒸发器分路相对较少，分流毛细管内径均为2.0，因此制冷时冷媒在分流毛细管内的流速相对较高，并且低风时，机组的吸排气压力比较低，导致节流后的冷媒干度比较大，从而产生明显的气流声。当室内风速高时，由于机组的吸排气压力比较高，导致节流后的冷媒干度较小，此时产生的气流声相对较小。三、 解决措施降低分流管内的冷媒流速，具体措施有以下两

2、种：1. 加大分流毛细管内径，蒸发器分路不变；2. 分流毛细管内径不变，增加蒸发器分路数。分流管内的冷媒流速应该是多少比较合适呢？四、 理论计算a、标准制冷工况作为设计条件根据GB/T 18836-2002风管送风式空调(热泵)机组的要求，名义制冷工况：室内侧入口空气状态干球温度27，湿球温度19，室外侧入口空气状态干球温度35，湿球温度24。b、 热力计算根据名义制冷工况：室内侧入口空气状态干球温度27，湿球温度19，室外侧入口空气状态干球温度35，湿球温度24，初步确定：冷凝温度tk为47，对应的冷凝压力Pk为18.12bar（绝对压力，下同）；蒸发温度t0为4，对应的蒸发压力P0为5.6

3、6bar，并做如下假设：冷凝器过冷度为4，蒸发器过热度为4，蒸发器出口到压缩机入口的温升为2，冷凝器出口到膨胀阀前的温降为1。压缩机的指示效率i为0.8，忽略系统中的压力损失，循环参数及压焓图如下图1: 图1 制冷循环压焓图421”11543473lgph2s50554113 制冷循环压焓图1蒸发器出口状态点 1”压缩机吸气状态点2s压缩机排气状态点（理论点） 2压缩机实际排气状态点3冷凝器出口状态点 4节流阀前状态点5蒸发器进口状态点 查R22热力性质图表得：t0tkt1 t1” t2st2t4t3v1” ()() () ()()()()()(m3/Kg)4.00 47.00 8.00 10

4、.00 73.983.5940.00 41.00 0.0435p0pkh1h1”h2sh2h4h3v2(bar)(bar)(kJ/)(kJ/)(kJ/)(kJ/)(kJ/)(kJ/)(m3/Kg)5.6600 18.1200 409.8411.3443.12450.7350 243.82248.550.01593制冷量：Q0=2.6kW单位质量制冷量：q0=h1-h4=409.8-243.82=165.98kJ/制冷剂循环质量流量：qm=Q0/q0=2.6/165.98=0.0156645/sc、 节流后两相制冷剂密度根据R22制冷剂热力性质查得=0.22884假设蒸发器入口处的压力为0.6M

5、pa。根据R22热力性质查得在0.6Mpa下，饱和液态、气态密度为=1260.8 kg /m3，”= 25.56kg /m3，则两相制冷剂密度为： 蒸发器分路数n=2，分流毛细管内径di=2.0mm,假设每个回路的制冷剂质量流量相同，则制冷剂在分流毛细管内的流速： 查表可得R22液体在0.6Mpa的动力粘度=204.4×10-6kg/(m.s)运动粘度因此雷诺数 按以上方法可算出不同机组在不同路数、不同管径下冷媒的流速和雷诺数。理论计算表.xlsx4000时流动变成湍流形成湍流后由于（流体的变形）其质点作不规则运动，互相碰撞，产生大大小小的旋涡，流体易变形。管道截面上某一固定点的流体质点在沿管轴方向运动的同时，还有径向运动（脉动），而径向运动速度的大小和方向也是不断变化的,从而引起轴向速度的大小和方向也随时而变。即在湍流中流体