基于传热损失分析的四通换向阀优化设计

柴婷，胡海涛，丁国良

(上海交通大学制冷与低温工程研究所，上海 200240)

0 引言

当今世界能源供应形势日益紧张，节约能源势在必行。中国作为能源生产和消费大国，更是以“节能减排”为基本国策。空调能耗占我国能耗的比重很大，如在我国的城市夏季能耗中空调能耗占40%以上[1]。因此，提高空调产品性能、降低空调能耗对中国和世界的节能减排显得尤为重要。

在整个空调市场份额中，90%的空调器为热泵型。热泵型空调中均需安装四通换向阀，以实现空调制冷工况和制热工况的转换。四通换向阀的存在会导致热泵系统的性能损失。这个损失不仅存在于四通阀换向过程中，而且存在于系统整个运行过程的始终，从而导致四通换向阀损失对于热泵型空调器的损失不可忽略。W.E.Murphy 使用空气测试装置进行实验，得出四通阀使系统性能下降3%[2]。Krishnan假定四通阀各种损失可加，得出由于四通阀的存在，系统性能下降4%-6%[3]。G.D.S.Damasceno 用实测的方法得到了不同工况下四通换向阀的压降、传热及泄漏损失特性系数，在此基础上计算得出四通阀使系统性能下降9%[4]。因此减小四通换向阀的损失，对于降低空调的能耗具有重要的作用。

四通换向阀的损失包括高压侧制冷剂向低压侧的内部泄漏损失、不规则流道产生的流动阻力压降损失、高压高温侧向低压低温侧及环境的传热损失三部分。泄漏损失占四通换向阀总损失的比重小于15%[5,6]，对系统性能影响最小[7]。压降损失占四通换向阀总损失的25%左右[6]，合理设计四通换向阀流道结构能减小压降损失[7]。传热损失占四通换向阀总损失的60%左右[6,9]，导致热泵系统性能下降1%-5%[4,6,10]。由于四通阀的传热损失大于其它两项，减小四通换向阀的传热损失成为减小四通换向阀损失的关键。

综上所述，已有的研究一致表明，四通阀的存在会导致热泵系统性能不可忽略的损失，且其中的传热损失占的比重最大，成为降低四通阀损失中需要考虑的重点。但是已有的研究对于四通阀导致的损失在定量上有明显的偏差，且相关文献研究距今都为十年以上，造成这些定量的结论难以直接应用于现有的四通阀及应用四通阀的热泵系统。因此，需要对四通阀的传热损失进行实验和理论分析，并基于传热损失分析，提出四通阀的优化设计方案。

1 四通换向阀传热损失的实验与理论分析

1.1 传热损失实验

为了在国家标准测试工况下，得到现有常用四通换向阀的传热损失，采用如下的测量方法：1）在四通换向阀的四个进出口处布置温度和压力测点，如图 1所示；2）将布置测点后的在四通换向阀安装到热泵空调器中，放至标准焓差法实验台进行性能测试。

图1所示为安装温度和压力测点的四通阀。P、T分别为压力和温度测点，下标D、E、S、C分别表示高温进气、高温出气、低温出气和低温进气。实验测试得到四通阀低温进出口的温度TS、TE和压力PS、PE后，通过物性计算公式得到低温进出口焓hS和hE。所有测点布置在连接管距阀体10倍管径处。流过蒸发器的风量m’通过风速仪测量，流过蒸发器的空气进出口焓差 dH’ 通过热电偶和湿度传感器测得空气干湿球温度后计算得出，蒸发器进出口制冷剂焓差dH通过焓差实验台测试蒸发器进出口温度和压力后计算得出。测量仪表精度见表1。

由以上测试所得实验数据，代入以下计算公式计算得出四通换向阀传热损失值。

式中：Q为四通换向阀低温端传热损失；m为热泵系统制冷剂流量；hS和hE分别为四通阀低温出气和低温进气的焓；PS和 PE分别为四通阀低温出气和低温进气的压力；TS和 TE四通阀低温出气和低温进气的温度；Q’为热泵系统制冷量；dH为蒸发器进出口制冷剂焓差；m’为流过蒸发器的风量；dH’为流过蒸发器的空气进出口焓差。

基于仪表精度与误差分析方法[11]，由公式(1)-(5)，得到传热损失的误差计算公式如下：

根据表1中的仪表精度，按照误差分析方法计算得出质量流量和各焓值误差，代入上式计算可得传热损失的误差为10.1%。

图1 四通换向阀实验测点布置示意图

表1 试验参数及其测量精度

为了确定四通换向阀传热损失量的范围，拟选用代表性的产品进行实验。1.5匹空调属于使用量较大的空调器，而现有四通换向阀的阀座材料基本采用黄铜，因此实验对象选用1.5匹热泵空调器，且安装采用黄铜为阀座材料的四通换向阀。

为了减少产品本身不一致性带来的不利影响，同时对于三个样本阀A1、阀A2、阀A3进行测试。实验结果见表2。

由表2可以看出，对于所有被测试的四通阀，传热损失导致的低温侧制冷剂温升都大于2 ℃，对应的传热损失均大于24 W；传热损失占系统制冷量的比例也均大于0.7%。

鉴于现有四通阀中存在明显的传热损失，如何降低四通阀中传热损失成为有价值的研究工作。

表2 常用典型四通换向阀实验结果

2 基于传热损失分析的四通阀优化设计思路的提出

2.1 传热损失影响因素的理论分析

为了降低四通换向阀的传热损失、找出最可行的降低传热损失的方案，需要对影响四通阀传热损失的各因素进行理论分析。

四通换向阀的传热损失 Q是由四通换向阀内部流动的低温制冷剂的得热引起的，主要由三部分组成，包括高温流体通过阀座和阀体向低温流体的传热 Q1、环境通过铜管壁向低温流体的传热 Q2、高温流体通过滑块向低温流体的传热Q3。这三部分传热示意见图2。

图2 四通换向阀流动及传热示意图

四通换向阀传热损失的计算公式如下：

式中：Q阀座、Q阀体分别为高温流体通过阀座、阀体传给低温流体的得热量；λ阀座、λ阀体、λ铜管和λ滑盖分别为阀座材料、阀体材料、铜管和滑盖的导热系数；A阀座、A阀体、A铜管和A滑盖分别为阀座、阀体、铜管和滑盖的面积；TDa、TSa和Tair分别为高温流体、低温流体和周围空气的平均温度；δ阀座、δ阀体、δ铜管、δ滑盖分别为阀座、阀体、铜管和滑盖的厚度；h1、h2、h3、h4、h5、h6、h7和 h8分别为阀座与高温流体间、阀座与低温流体间、阀体与高温流体间、阀体与低温流体间、铜管与周围环境间、铜管与低温流体间、滑盖与高温流体间和滑盖与低温流体间的对流换热系数。

前面所列出的影响四通阀传热损失的因素有：高低温流体和环境温度；各流动换热系数；阀座、阀体、铜管及滑块的厚度、面积、导热系数。其中，高低温流体和环境温度、各流动换热系数都是随空调工况变化而变化的，不属于结构设计中可控制的参数；阀座、阀体、铜管及滑块的厚度增大、面积减小，传热损失将减小，但是同时会减小阀内有效流通面积，导致压降损失增大；因此需要重点关注通过减少阀座、阀体、铜管及滑块的导热系数来降低传热损失，其中需重点关注通过降低阀座的导热系数来降低传热损失，这是因为：滑块一般为绝热材料，导热系数已很低，不需要再考虑优化；而阀体与铜管不易加工更换；只有阀座易于加工更换。

因此，本文将重点关注四通换向阀阀座材料导热系数对传热损失的影响。

2.2 四通换向阀优化思路的提出

由2.1节可知四通阀阀座材料导热系数对传热损失的影响需重点关注。基于以上传热损失分析，本文提出以降低传热损失为优化目标和以降低成本并保证性能为优化目标的两种优化思路，分别为：改变阀座材料以降低传热损失的四通阀优化、同时改变阀座材料和阀的尺寸以降低成本的四通阀优化。

1) 改变阀座材料以降低传热损失的四通阀优化

优化目标为降低四通阀的传热损失。考虑到不增加压降损失以及四通阀结构设计、加工工艺的限制，改变阀座材料是可行的优化方向。当四通阀阀座材料导热系数λ阀座减小时，四通阀传热损失减小。

因此，提出以降低四通阀传热损失为优化目标的优化思路：改变四通阀的阀座材料，提高阀座材料热阻，采用导热系数小的材料代替原阀座材料。

2) 同时改变阀座材料和阀的尺寸以降低成本的四

通阀优化

优化目标为在保证系统性能的前提下降低四通阀成本。降低四通阀阀座材料导热系数，能够减小传热损失、提高系统性能。同时，减小四通阀尺寸，会增大压降损失、恶化系统性能。综合考虑两种损失，同时降低材料导热系数并减小尺寸，寻找一平衡点，使得更换四通阀前后的系统制冷量不变、系统COP不减小。这样，就保证了系统性能，并通过减小四通阀耗材的方法降低了制造成本。

因此，提出以保证性能且降低成本为优化目标的优化思路：改变四通阀阀座材料，采用导热系数小的材料代替原阀座材料；同时减小四通阀尺寸。

3 改变阀座材料以降低传热损失的四通阀优化

3.1 优化对象与优化方案

1.5匹空调属于使用量较大的空调器，且1.5匹空调中多采用普通黄铜材料9型四通换向阀。因此，本节以9型普通黄铜材料四通阀(简称阀A)为优化对象，进行以降低传热损失为优化目标的四通阀优化。优化对象阀的各部件导热系数见表3中阀A的材料导热系数。9型四通换向阀的具体尺寸见标准JB/T 8592-1997。

由于导热系数为60 W/(m·K)的铜合金Z较易加工为四通换向阀阀座，且其与导热系数为 110 W/(m·K)的黄铜材料相比成本不增加，则由2.2节中提出的优化思路，提出降低传热损失的四通阀优化方案为：将四通阀阀座材料由原有的导热系数为110 W/(m·K)的黄铜材料改为导热系数为 60 W/(m·K)的铜合金 Z。根据优化方案制作新材料四通阀阀B，阀B的各部件导热系数见表3。

表3 优化前后四通阀各部件导热系数表

3.2 优化方案的实验验证

将9型新材料四通阀B安装在1.5匹空调中进行实验测试，测试实验台和实验测试方法见第一节。实验数据如表4所示。

表4 优化前后四通换向阀实验结果对比

由表4可以得出：对于优化后的新材料四通阀B，相比于优化前的四通阀 A，低温端进出口温差减小0.6℃，传热损失减小21%。

3.3 优化后的系统节能效果

为了分析四通换向阀对热泵系统性能的影响，将实验数据代入到热泵系统稳态仿真模型[8]中进行计算，结果见表5。

表5 优化前后四通阀的热泵系统性能

由表5可以得出：四通换向阀阀座材料导热系数由 110 W/(m·K)降为 60 W/(m·K)后，热泵系统COP由3.61提高到3.624，提高了0.4 %。

4 同时改变阀座材料和阀的尺寸以减小成本的四通阀优化

4.1 优化对象介绍

同3.1节，本节以9型普通黄铜材料四通换向阀A为优化对象，进行以降低成本并保证性能为优化目标的四通换向阀优化。优化对象阀的各部件导热系数见表3中阀A的材料导热系数，表征优化对象阀尺寸的阀低温端管径为12.7 mm。

4.2 同时改变阀座材料和阀的尺寸以减小成本的四通阀优化方法

由2.2节提出的优化思路，本节以降低成本并保证性能为优化目标对四通阀进行优化计算。优化方案为：将空调系统中的普通黄铜材料(110W/(m·K))大尺寸四通阀（阀 A）换为低导热系数材料(60W/(m·K))小尺寸的四通阀（简称阀 C）。约束条件为：1) 采用阀C的系统制冷量与采用阀A的系统制冷量相等；2) 采用阀C的系统COP不小于采用阀A的系统COP。优化思路见图3。

图3 同时改变阀座材料和阀的尺寸以减小成本的四通阀优化思路图

优化计算时采用以下假设：1）由于四通换向阀位于蒸发器的出口、压缩机的入口，主要影响的是压缩机的入口状态，且制冷系统存在负反馈效应，四通换向阀内传热压降的变化对蒸发温度的影响很小，故假设四通换向阀优化前后，蒸发器进出口焓差∆h不变；2）四通换向阀的低温端出口接近压缩机入口，故假设四通阀低温端出口制冷剂流速等于压缩机入口制冷剂流速，又压缩机转速不变，故优化前后四通阀低温端出口制冷剂流速v不变；3）阀B和阀C的尺寸不同而材料相同，而阀的传热损失主要受阀的材料影响，在阀的进口状态一致的前提下阀的出口温度取决于阀的传热损失，故假设阀B和阀C的出口温度Tout一样。

由前实验已知阀A和阀B的进出口状态，令优化前后四通换向阀的进口状态一致，则已知pA,in，TA,in，pA,out，TA,out，dA，TB,out，pC,in，ρA,out。优化计算的推导如下：

优化约束为：

空调系统制冷量Q的计算公式为

由公式(11)(12)和假设1)可得

由公式(13)(14)和假设2)可得

由物性计算公式有

又由管径与压降的关系有

由公式(15)(16) (17)和假设3)可得

式中，Q为系统制冷量，m为质量流量，∆h为蒸发器进出口焓差，ρ为密度，V为体积流量，v为流速，d为四通阀低温端管径，p为压力，T为温度，∆p为四通阀低温端进出口压降，g表示由温度、压力求密度的物性计算函数关系，下标A表示普通黄铜材料(110W/(m·K))大尺寸四通阀，下标B表示低导热系数材料(60W/(m·K))大尺寸四通阀，下标C表示低导热系数材料(60W/(m·K))小尺寸四通阀，下标in和out分别表示四通阀低温端进口和出口。

将已知条件和设定初值 dC0代入公式(18)进行迭代求解，即可计算得出以降低成本保证性能为目标对阀A进行优化后得到的阀C的当量管径dC。

4.3 优化结果及优化效果

以4.1节中所述的四通阀A为优化对象，选用表 4中的实验数据作为已知条件，根据公式(18)进行迭代计算得出优化后的四通阀C低温端管径dC，优化约束、中间计算量及优化结果见表6。

表6 同时改变阀座材料和阀的尺寸的四通阀优化结果

由表6可知，对于改变阀座材料和阀的尺寸以降低成本的四通阀优化，原9型黄铜材料四通阀A优化为小尺寸导热系数为 60 W/(m·K)的四通阀 C后，低温端管径需由12.7 mm减小到11.6 mm。整个四通换向阀各部件壁厚不变，长度宽度方向整体对应减小相同比例，即壁厚不变的情况下四通阀整体缩小0.913倍。

在保证系统制冷量不变的前提下，四通换向阀成本降低。为了评价优化效果，下面给出优化后系统COP及四通换向阀成本的计算。

假定四通换向阀优化前后压缩机排气压力不变，压缩机压缩过程为等熵压缩，则空调系统能效比的计算公式为

式中，W为压缩机耗功，h为焓，s为熵，f表示由压力、温度求焓的物性计算函数关系，k表示由压力、熵求焓的物性计算函数关系，i表示由压力、温度求熵的物性计算函数关系，下标com,in表示压缩机进口，下标com,out表示压缩机出口。

以降低成本并保证性能为优化目标对四通换向阀进行优化后，四通换向阀的材料导热系数减小、阀的尺寸整体减小。由于四通换向阀耗材减少，其成本降低。四通换向阀各部件壁厚不变，在长度宽度上按照低温端管径d的比例整体减小，则成本CC估算公式如下：

将表4和表5中的数据代入公式(19)-(25)进行计算，得到的优化效果见表7。

表7 优化效果对比表

由表7可知，对于改变阀座材料和阀的尺寸以降低成本的四通阀优化，阀座材料导热系数由 110 W/(m·K)降为 60 W/(m·K)、阀尺寸整体缩小 0.913倍后，系统制冷量不变、系统COP提高0.28%，四通换向阀成本降低16.6%。

5 结论

1) 在现有热泵系统中，四通换向阀的传热损失大于24 W，占系统制冷量比例超过0.7%。

2) 考虑结构设计和加工工艺等限制条件，基于传热损失分析，提出以降低传热损失为优化目标的采用低导热系数的阀座材料替代原阀座材料的优化方案。降低四通换向阀阀座材料的导热系数，可以减小四通阀的传热损失、提高热泵系统COP。四通阀阀座材料导热系数由110 W/(m·K)降为60 W/(m·K)后，四通阀传热损失减小21%，热泵系统COP提高0.4 %。

3) 基于传热损失分析，提出以保证性能且降低成本为优化目标的同时降低阀座材料导热系数和阀的尺寸的优化方案。降低四通换向阀阀座材料的导热系数并适当减小四通阀尺寸，能够保证系统性能并减小四通换向阀成本。四通换向阀阀座材料导热系数由 110 W/(m·K)降为 60 W/(m·K)、阀尺寸整体缩小0.913倍后，系统制冷量不变、系统 COP提高 0.28%，四通换向阀成本降低16.6%。

[1] Ding G L. Recent development in simulation techniques for vapour-compression refrigeration systems [J].International Journal of Refrigeration, 2007, 30(7):1119-1133.

[2] Murphy W W. Analysis of the performance improvements of central air conditioners for residences [D]. Purdue University, 1978.

[3] Krishnan R R. Evaluating reversing valve performance in heat pump systems [J]. ASHRAE Transaction, 1986,92(2B): 71-80.

[4] Damasceno G D S, Lee W N T, Rooke S P. Performance of heat pump reversing valves and comparison through characterizing parameters [J]. ASHRAE Transaction,1988, 94(1): 304-317.

[5] Goldschmidt V M, Scharf R R R, White L. Measurement of refrigerant leakage in reversing valves [J]. ASHRAE Transaction, 1984, 90(1): 185-195.

[6] 葛宏明，宋俆辉，于兵等. 四通换向阀传热、压降及制冷剂泄漏损失对家用热泵性能的影响[J]. 流体机械,1998, 26(3): 48-51.

[7] Lee W N T, Damasceno G D S, Goldschmidt V M. Heat transfer in heat pump reversing valve bodies [J]. International Journal of Referigeration, 1988(11): 159-163.

[8] 葛宏明. 热泵系统四通换向阀特性研究[D].上海交通大学, 1998.

[9] Young D J. Development of a northern climate residential air-source heat pump [J]. ASHREA Transaction, 1980,86(1): 671-684.

[10] Hargraves D P. A refrigerant enthalpy method for measuring reversing valve heat transfer [J]. ASHREA Transaction, 1986, 92(2B): 88-93.

[11] Moffat R J. Describing the uncertainties in experimental results [J]. Experimental Fluid and Thermal Science,1998(1): 3-17.