張小艷，洪珊瑚

（西安科技大學 能源學院，陜西 西安 710054）

熱泵熱水器螺旋套管冷凝器中R22的凝結換熱性能

張小艷，洪珊瑚

（西安科技大學 能源學院，陜西 西安 710054）

螺旋套管換熱器因其優越的結構特性和高效的換熱效率在熱泵系統中得到了廣泛應用，本文通過實驗方法對螺旋套管冷凝器中R22的凝結換熱性能隨制冷劑干度、進水溫度、進水流量的變化情況進行了測試，得到R22的凝結換熱系數隨制冷劑干度、進水溫度、進水流量的變化關系。結果表明：R22的凝結換熱系數隨干度的減小而增大。R22的凝結換熱系數隨進水溫度的升高而減小，進水流量為0.4 m3/h時，當進水溫度由17 ℃上升至34 ℃，R22的凝結換熱系數由3 346 W·m-2·k-1減小至3 002 W·m-2·k-1.R22的凝結換熱系數隨進水流量的增大而增大。當進水溫度為17 ℃時，進水流量由0.4 m3/h增至0.53 m3/h，R22的凝結換熱系數由3 346 W·m-2·k-1增至4 168 W·m-2·k-1.通過對文獻中制冷劑在相似流動通道內換熱關系式進行合理修正，計算得到R22在螺旋環形通道內的凝結換熱系數，并與實驗結果進行比較。

螺旋環形空間；凝結換熱；換熱系數

0 引 言

工業的發展造成了全球性的能源危機，中國作為建筑能耗的大戶國家，這種能源的巨大消耗對于全球氣候變暖有著重要的影響，節能建筑的開發和利用也是關系國計民生的重大問題[1]。近幾年的調查顯示，熱水能耗在建筑能耗中比例越來越大，節能形勢尤為嚴峻。因此熱泵熱水器應勢而生，因其高效節能、安全系數大等突出優點，得到了快速發展和推廣。從節約能源和環境保護的觀點來看，熱泵熱水器具有其獨特的優點和市場前景[2-4]。螺旋盤管換熱器是在傳統管式換熱器的基礎上開發出來的一種新型高效的換熱器，因其優越的結構特性和高效的換熱效率廣泛應用于制冷空調、熱泵、余熱回收等系統之中[5-7]。目前，熱泵熱水器市場中，螺旋套管冷凝器具有良好的應用前景，充分研究螺旋套管冷凝器中制冷劑的凝結換熱過程具有重要的實用價值。

Uddin等人對R-134a在螺旋管中的局部凝結換熱系數及其與螺旋管的幾何結構參數的關系進行了實驗研究[8]。Zaki和Kang等人報道了R-134a在螺旋管中凝結換熱的實驗結果[9-10]。Han等人實驗研究了蒸汽過熱度對R-134a在螺旋管中凝結換熱特性的影響[11]。盡管如此，在國內對于制冷劑在螺旋套管的環形空間內的凝結換熱研究還很少，對于螺旋套管在制冷、空調及熱泵系統中的應用和推廣來講，所進行的研究還遠遠不足。

文中通過實驗手段對螺旋套管冷凝器中R22在螺旋環形通道內的凝結換熱性能進行實驗測試，得到R22的凝結換熱系數與制冷劑干度、進水溫度、進水流量之間的變化關系，為掌握熱泵熱水器中螺旋套管冷凝器的換熱性能提供基礎數據。也為螺旋套管換熱器的優化、設計提供參考，對制冷空調及熱泵系統的節能運行有一定的指導意義。

1 實驗裝置

實驗裝置如圖1所示，主要由制冷劑環路、冷卻水環路和有關的測試裝置及數據采集系統組成。制冷劑系統主要包括壓縮機、過濾器、流量計、冷凝換熱實驗段和貯液器，流量計置于過濾器與膨脹閥之間用于測量過冷制冷劑的流量。壓縮機排出的高溫、高壓的氣態制冷劑進入螺旋套管冷凝器環形空間，與內管中的水換熱后被冷凝為液態，進入儲液器，儲液器中液態制冷劑干燥、計量后，經膨脹閥節流后進入蒸發器，吸收周圍環境熱量后變為氣態被壓縮機吸入，進入下一輪循環。實驗采用的螺旋套管冷凝器結構參數如圖2所示，內管為外螺紋管。實驗段的溫度測點布置如圖3所示，用10個熱電偶分別測量螺旋環形通道中制冷劑的溫度變化，每半圈貼螺旋套管外側管壁布置一個熱電偶，因換熱器保溫良好，所測的外側管壁溫度即環形通道內的制冷劑溫度。

圖1 實驗原理圖Fig.1 Schematic diagram of the test facility

圖2 螺旋套管冷凝器的結構參數Fig.2 Structural parameters of spiral tube-in-tube condenser

圖3 螺旋套管冷凝器的溫度測點布置圖Fig.3 Temperature measurement layout diagram of spiral tube-in-tube condenser

2 實驗數據的處理

螺旋套管冷凝器總的換熱量可由下式計算[12]

Q=AKΔtm=AFwρwcw（Tw,out-Tw,in）Δtm,

（1）

螺旋管冷凝器的傳熱系數K為

（2）

其中Fw，ρw，cw，Tw，out和Tw，in分別是冷卻水的體積流量、密度、比熱和進出口溫度；K，A和Δtm分別是傳熱系數、換熱面積和對數平均溫差。

實驗所用套管換熱器為新制作，忽略換熱壁面兩側的熱阻，則傳熱系數公式為

（3）

式中h為流體的傳熱系數；其中下標h，c分別表示制冷劑、冷水；δ為換熱壁面厚度；λ為換熱面壁面導熱系數。由于銅的導熱系數大，故忽略壁厚熱阻δ/λ，則有

（4）

水側對流換熱系數是根據修正的威爾遜方法實驗確定的[13-14]。根據得到的威爾遜實驗數據，通過回歸方法得到在不同水流量和水溫度條件下確定水側換熱系數的實驗關聯式。

3 實驗結果及分析

3.1 螺旋環形空間R22的沿程溫度變化

圖4所示為螺旋套管冷凝器內管不同進水溫度時各測點制冷劑溫度的變化情況。圖示表明，當螺旋套管冷凝器進水溫度升高時，制冷劑溫度隨之升高。進水流量為0.4m3/h，進水溫度由17 ℃上升至34 ℃，測點1處制冷劑溫度由59 ℃升高至88 ℃，測點5處制冷劑由47 ℃升高至59 ℃，測點10處制冷劑溫度由42 ℃升高至53 ℃；且制冷劑在換熱的初始段溫度變化較大，隨著換熱的進行制冷劑的溫度逐漸趨于平緩。螺旋環形通道內制冷劑與內管中的水是逆向流動換熱的，隨著制冷劑與水的不斷逆流換熱，各測點制冷劑的溫度逐漸降低。當螺旋套管內管中進水溫度不斷升高時，換熱溫差減小，換熱性能降低，因此各測點所對應的制冷劑溫度隨進水溫度的升高而升高。

圖4 螺旋環形空間R22的溫度變化Fig.4 Variation of temperature for R22 in spiral annular space

3.2 螺旋環形空間R22的局部凝結換熱系數隨進水流量的變化

圖5所示為各進水溫度時螺旋環形空間R22的局部凝結換熱系數隨冷凝器進水流量的變化情況。圖示表明，R22的局部凝結換熱系數隨進水流量的增加而增大。如圖 5（a）所示，進水溫度為17 ℃，當進水流量由0.4m3/h變為0.53m3/h時，測點2處R22的凝結換熱系數由2 896W·m-2·k-1變為3 630W·m-2·k-1，測點9處的凝結換熱系數由3 339W·m-2·k-1變為4 133W·m-2·k-1.如圖 5（d）所示，進水溫度為34 ℃，當進水流量由0.4m3/h變為0.53m3/h時，測點2處的凝結換熱系數由2 607W·m-2·k-1變為3 215W·m-2·k-1，測點9處的凝結換熱系數由2 983W·m-2·k-1變為3 584W·m-2·k-1.另外，圖示還表明，一定進水溫度、一定進水流量時，螺旋環形空間R22的凝結換熱系數隨干度的減小而增大。如圖 5（a）所示，進水溫度為17 ℃，進水流量為0.53m3/h時，隨著冷凝過程的進行，由測點2至測點9，干度逐漸減小，R22的凝結換熱系數由3 630W·m-2·k-1變為4 133W·m-2·k-1.

3.3 螺旋環形空間R22的局部凝結換熱系數隨進水溫度的變化

圖6所示為各進水流量時螺旋環形空間R22的局部凝結換熱系數隨冷凝器進水溫度的變化情況。圖示表明，R22的局部凝結換熱系數隨進水溫度的升高而減小。如圖 6（a）所示，進水流量為0.4m3/h，當進水溫度由17 ℃變為34 ℃時，測點2處R22的凝結換熱系數由2 896W·m-2·k-1變為2 607W·m-2·k-1，測點9處的凝結換熱系數由3 339W·m-2·k-1變為2 983W·m-2·k-1.如圖 6（c）所示，進水流量為0.53m3/h，當進水溫度由17 ℃變為34 ℃時，測點2處的凝結換熱系數由3 630W·m-2·k-1變為3 215W·m-2·k-1，測點9處的凝結換熱系數由4 133W·m-2·k-1變為3 584W·m-2·k-1.

圖5 螺旋環形空間R22的局部凝結換熱系數隨進水流量的變化Fig.5 Variation of local heat transfer coefficient with water flow rate for R22 condensing in spiral annular space

圖6 螺旋環形空間R22的凝結換熱系數隨進水溫度的變化Fig.6 Variation of local heat transfer coefficient with water temperature for R22 condensing in spiral annular space

3.4 螺旋環形空間R22的平均凝結換熱系數隨進水流量與進水溫度的變化

圖7給出了螺旋環形空間R22的平均凝結換熱系數隨進水流量與進水溫度的變化關系。圖示表明，同一進水溫度下，R22的平均凝結換熱系數隨進水流量的增加而增大，進水溫度為17 ℃，進水流量由0.4m3/h增加至0.53m3/h時，R22的平均凝結換熱系數由3 346W·m-2·k-1增大至4 168W·m-2·k-1.同一進水流量時，R22的平均凝結換熱系數隨進水溫度的升高而減小，進水流量為0.53m3/h，進水溫度由17 ℃上升至34 ℃時，R22的平均凝結換熱系數由4 168W·m-2·k-1減小至3 602W·m-2·k-1.

圖7 螺旋環形空間R22的平均凝結換熱系數隨進水流量與進水溫度的變化Fig.7 Variation of average heat transfer coefficient with water flow rate and water temperature for R22 condensing in spiral annular space

4 實驗結果與計算結果的比較

張兵等[15]以R22為工質在水平套管式冷凝器中對低翅片管外飽和蒸汽狀態下冷凝傳熱性能進行實驗研究，得出R22蒸汽在水平套管式冷凝器低翅片管外的凝結換熱關系式

（5）

式中B為制冷劑的物性幾何參數（kg·W·m-7/4·k-3/4·s-1/4）；γs為制冷劑潛熱，J/kg，見表1；db為基管的直徑，m；tk為冷凝溫度；two為管壁溫度；換熱增強系數φ實際上是低翅片管外表面結構幾何參數的函數。

對于本研究的螺旋套管冷凝器低翅片管外螺旋環形空間內R22的凝結換熱，由于沒有合適的換熱關系式，故應用上述水平套管式冷凝器低翅片管外的凝結換熱關系式（5）計算得到R22凝結換熱系數的計算值，并與實驗結果進行比較。圖8所示為進水溫度17 ℃，進水流量分別為0.4，0.49和0.53 m3/h時，R22在螺旋套管環形空間凝結換熱系數實驗結果與R22在水平套管式冷凝器低翅片管外凝結換熱系數計算結果的比較。圖示表明：對于不同的進水流量，實驗得到的R22在螺旋環形空間的凝結換熱系數均高于計算得到的凝結換熱系數。這是因為實驗采用的螺旋環形通道內，流體方向是連續改變的，有利于產生二次環流，并增加了對流體的擾動，增強了換熱，所以實驗換熱系數要高于應用水平套管式冷凝器低翅片管外凝結換熱關系式計算得到的換熱系數。

冷凝溫度tk/℃01020304050γ1/4s/（J·kg-1）21.2621.03920.79220.51320.19219.811B/（kg·W·m-7/4·k-3/4·s-1/4）86.6883.3079.6575.8171.6566.84

圖8 實驗結果與計算結果的比較（1 實驗換熱系數 2 計算換熱系數）Fig.8 Comparison of experimental results and calculation results

5 結 論

對螺旋套管冷凝器中R22在螺旋環形空間的凝結換熱系數隨制冷劑干度、進水溫度、進水流量的變化情況進行實驗測試，得出如下結論

1）螺旋套管冷凝器進水溫度升高時，制冷劑溫度隨之升高。進水流量為0.4 m3/h，進水溫度由17 ℃上升至34 ℃，測點1處制冷劑溫度由59 ℃升高至88 ℃，測點5處制冷劑由47 ℃升高至59 ℃，測點10處制冷劑溫度由42 ℃升高至53 ℃；且制冷劑在換熱的初始段溫度變化較大，隨著換熱的進行制冷劑的溫度逐漸趨于平緩；

2） 螺旋環形空間R22的局部凝結換熱系數隨進水流量的增加而增大。進水溫度為17 ℃，當進水流量由0.4 m3/h變為0.53 m3/h時，測點2處R22的凝結換熱系數由2 896 W·m-2·k-1變為3 630 W·m-2·k-1，測點9處的凝結換熱系數由3 339 W·m-2·k-1變為4 133 W·m-2·k-1；

3） 螺旋環形空間R22的局部凝結換熱系數隨干度的減小而增大。進水溫度為17 ℃，進水流量為0.53 m3/h時，隨著冷凝過程的進行，由測點2至測點9，干度逐漸減小，R22的凝結換熱系數由3 630 W·m-2·k-1變為4 133 W·m-2·k-1；

4） 螺旋環形空間R22的局部凝結換熱系數隨進水溫度的升高而減小。進水流量為0.4 m3/h，當進水溫度由17 ℃變為34 ℃時，測點2處R22的凝結換熱系數由2 896 W·m-2·k-1變為2 607 W·m-2·k-1，測點9處的凝結換熱系數由3 339 W·m-2·k-1變為2 983 W·m-2·k-1；

5） 螺旋環形空間R22的平均凝結換熱系數隨進水流量的增加而增大，進水溫度為17 ℃，進水流量由0.4 m3/h增加至0.53 m3/h時，R22的平均凝結換熱系數由3 346 W·m-2·k-1增大至4 168 W·m-2·k-1.R22的平均凝結換熱系數隨進水溫度的升高而減小，進水流量為0.53 m3/h，進水溫度由17 ℃上升至34 ℃時，R22的平均凝結換熱系數由4 168 W·m-2·k-1減小至3 602 W·m-2·k-1；

6） 應用文獻中水平套管式冷凝器低翅片管外的凝結換熱關系式計算得到R22凝結換熱系數的計算值，并與實驗結果進行比較，結果顯示：實驗得到的R22在螺旋環形空間的凝結換熱系數均高于計算得到的凝結換熱系數。這是因為實驗采用的螺旋環形通道有利于產生二次環流，并增加對流體的擾動，增強了換熱。

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Condensation heat transfer performance for R22 flowing in spiral tube-in-tube condenser of heat pump water heater

ZHANG Xiao-yan，HONG Shan-hu

（CollegeofEnergyScienceandEngineering,Xi’anUniversityofScienceandTechnology,Xi’an710054,China）

Because of their superior structure property and high heat exchange efficiency, spiral tube-in-tube heat exchanger are widely used in heat pump system.The variation of heat transfer coefficient with refrigerant dryness，inlet water temperature，water flow rate for R22 condensing in spiral tube-in-tube condenser was experimentally tested, and the relationship of heat transfer coefficient with refrigerant dryness，inlet water temperature，water flow rate was obtained. The results indicate:the condensation heat transfer coefficient of R22 increases with the decrease of the dryness.Condensation heat transfer coefficient of R22 decreases with the increase of inlet water temperature, when water flow rate is 0.4 m3/h, Condensation heat transfer coefficient of R22 decreases from 3 346 W·m-2·k-1to 3 002 W·m-2·k-1with inlet water temperature increasing from 17 ℃ to 34 ℃. Condensation heat transfer coefficient of R22 increases with the increase of water flow rate, when inlet water temperature is 17 ℃,condensation heat transfer coefficient of R22 increases from 3 346 W·m-2·k-1to 4 168 W·m-2·k-1with water flow rate increasing from 0.4 m3/h to 0.53 m3/h. And condensation heat transfer coefficient of R22 in spiral annular space was calculated by correlation for similar passage in literature,which was modified according to the actual condition in this study, the calculations were compared with the experimental results.

spiral annular space；condensation heat transfer；heat transfer coefficient

2015-04-12 責任編輯：高 佳

陜西省教育廳科研計劃項目資助（2013JK1005）

張小艷（1972-），女，陜西華陰人，副教授，E-mail: zhangxy0629@ xust.edu.cn

10.13800/j.cnki.xakjdxxb.2015.0510

1672-9315（2015）05-0584-07

TK 172

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