微通道冷凝器应用于大型商用空调时，主要优点：质量轻，制冷剂充注量少，结构紧凑，制造简单，连管管路简单，原材料成本低，仓储运输综合成本低。另外，由于是全铝结构，易于回收，更加环保，并且大大降低了翅片与铝管发生电解腐蚀的可能性，抗腐蚀能力提高。因此，越来越多的商用空调开始使用微通道换热器 。
1 设计方法
1．1 设计难点
微通道换热器用作大型商用空调冷凝器的主要设计难点：
1)微通道的回路设计；
2)微通道冷凝段与过冷段的比例；
3)微通道整体压降控制，包括进、出集流管及长扁管内的压降。
其中，回路的设计直接影响冷凝器的性能。 既要尽量延长两相段换热长度，又要保证扁管内压降不要过高，还要保证冷凝器的出El有一定的过冷度。
1．2 回路数设计
根据设计经验，微通道的回路设计有四、三、 二、一回路(图1为典型的四回路设计)。在空调冷凝器的设计中，优先考虑回路数为偶数的设计，因 为这样的设计方案进、出口连接管路在同一侧，便于维修，且节省走管长度。四回路的设计多用于单根扁管长度小于1m的场合；二回路设计多用于单根扁管长度大于1 m的场合；对于扁管压降 特别大的情况，可以考虑单回路设计。
1．3 回路比例设计
每个回路的扁管数可以自由定义，总的扁管数乘以管间距即为微通道的高度。一般来说，按照制冷剂流动方向，下游回路的扁管数应少于上游回路的扁管数，较后一个回路的扁管数较少，相当于常规铜管铝翅片盘管的过冷段。沿制冷剂流动的方向，回路内的流通面积依次减小，正好符合冷凝过程的要求，即随着冷凝过程的进行，制冷剂密度不断增大，比容积逐渐减小，所需换热通道截面积不断减小。这种设计有利于增大两相区换热面积，减小制冷剂侧压降。
1．4 回路数设计的计算方法
对于每个回路的扁管数的设计，常规且简单 的方法是假设下游回路的扁管数占其上游回路扁 管数的比例为 (以下简称“回路比”)。以一个四 回路的微通道冷凝器为例：回路扁管数为n ， 第二回路扁管数为n×x，第三回路扁管数为( n×x )x ，第四回路扁管数为( n×x2 )x ，总扁管数 N =n+ n×x+ n×x2+ n×x3，则n=N／(1+x+ x2+x3 )。设计回路问扁管数比例为X时，既要保证较后一个回路内有一定的过冷段，又要尽量增加两相区换热的面积。在优化回路设计的同时， 还要优化充注量。当回路设计方式改变时，系统 的较优充注量也可能发生变化，因此每次优化回路设计时都需要重新优化充注量。
2 试验设计、模拟结果及其验证
2．1 试验设计
对于某一机组的冷凝器，设计了5种回路比 例，如表1所示。
2．2 模拟结果
利用模拟软件对这5种设计方案进行系统模拟，对每一种方案都预测了不同过冷度及充注量下的性能。预测系统在ARI额定工况点的性能结果如图2和图3所示。对于该冷凝器，当回路数大于等于3时，制冷剂侧压降迅速增加，预计很过100 Pa，模拟显示性能严重偏低，故结果中没有显示3回路的模拟结果。
由图2可以看出，单回路压降较低，且随着过冷度或充注量的增加，制冷剂侧压降几乎不变；回 路比为0．6的两回路的压降低于回路比为0．4的， 且随着过冷度或充注量的增加，冷凝器压降变化 也较小；回路比为0．4的两回路的压降随着过冷度 或充注量的增加迅速增加，这是由于回路比为0．4 的两回路冷凝器在较低过冷度(12。F)或较低充注量时已经接近冷凝器的较大性能，此时冷凝器出口的液体温度基本接近室外空气温度，根据空气 制冷剂逆流热交换原理，冷凝器出口温度不可能 低于室外环境温度，继续增加充注量，将会大幅增 加压降，抬高排气压力，增加压缩机功耗，降低机组能效。
由图3可以看出，随着过冷度或充注量的增加，系统制冷量不断增加，较后趋于平稳。单回路制冷量较低，因为其制冷剂流程较短，换热长度较短；回路比为0．4的两回路的制冷量较高，因为其流程长，且两相区换热面积较回路比为0．6的两回路的大。系统的能效随着过冷度或充注量的增加有一个峰值，这是冷凝器制冷剂出口液体温度的降低与压降增加两者对性能的博弈结果。
模拟结果表明，该机组冷凝器的较优设计方案为回路比为0．4的两回路，过冷度优化在10～ 12。F。以上各种回路的设计方案对系统的制冷量及能效的影响在2 -5 范围内。
2．3 试验验证
根据模拟结果，在一台机组上分别测试了回路比为0．6的两回路与回路比为0．4的两回路的性能，结果如表2所示。其中过冷段长度比例通过热成像拍摄照片估算得出，测试结果与模拟结果基本吻合。
3 结束语
微通道冷凝器应用在大型商用空调上既有优势又有难点，技术要点主要是微通道回路的设计对机组性能有较大的影响。笔者介绍了回路设计的方法，并通过模拟的方法预测了在不同回路设计下某机组及冷凝器的性能，模拟结果显示回路设计对系统能效和制冷量的影响在2 ～5 范围内，试验结果与模拟结果基本吻合。
