R417A熱泵熱水器性能及螺旋套管冷凝器換熱研究

(西安科技大學能源學院 西安 710054)

隨著社會經濟的快速發展和生活水平的不斷提高，人們對生活中的熱水需求越來越大。在發達國家中，衛生熱水、供熱和空調的能耗可占到社會總能耗的25%～30%。我國每年采暖、空調與生活熱水系統約占全國能源消耗總量的15%。城市的民用建筑洗澡熱水能耗接近20%[1]，而各類商業建筑熱水能耗約占總能耗的20%～42%[2]。目前，各種節能技術被積極的研究和推廣，其中熱泵技術的應用是很重要的一項。熱泵可實現將低溫位熱能輸送到高溫位，可大量利用自然資源和余熱中的熱量，有效減少空調、采暖、供熱水和工業加熱所需的一次能源。

根據《蒙特利爾議定書》規定，發達國家在2020年后禁止使用HCFC制冷劑[3]，發展中國家于其后的10年禁用。R22是當前熱泵熱水器中最成熟的工質，但由于環保要求的不斷提高，熱泵熱水器和其它制冷空調裝置同樣也面臨著工質替代問題[4-9]。冷凝器是熱泵熱水器中的關鍵部件，廣泛應用于制冷、空調及熱泵領域，其換熱效果直接影響熱泵系統的性能。套管換熱器具有結構緊湊、傳熱效率高、二次流和制作簡單等優點，在制冷空調、熱泵系統中有廣闊的應用前景[10]。關于R22制冷劑的替代國際上主要有兩種技術方案：1)以北歐國家和韓國為代表，主張采用天然工質作為替代物；2)以美國和日本為代表，主張采用HFCs作為替代物[11]。R417A是一種不消耗臭氧層的R22的長期替代工質，可應用于新型或現存的使用傳統R22潤滑油的直接膨脹式系統中[12]。賈榮林等[13]研究了R417A在空氣源熱泵熱水器中的性能，且與R22進行了對比實驗，測試了不同環境溫度下，R417A與R22的功率、冷凝壓力和壓縮機排氣溫度及系統COP等參數的變化。結果表明：在熱泵熱水器運行系統中，R417A的COP與R22較接近，排氣溫度低于R22，系統更加安全；冷凝壓力低于R22低，說明在冷凝壓力相同時，能夠加熱到溫度更高的熱水；R417A環保，比R22更適合在熱泵熱水器中使用。李曉燕等[14]在熱泵熱水系統中，對新型混合工質R417A進行理論制冷循環分析和灌注式替代R22的循環性能進行對比研究，結果表明，混合工質R417A的制熱量略低于R22，但壓縮機排氣的溫度、功耗和系統COP等循環性能指標均優于R22，且實驗過程中R417A性能更加穩定，運行正常，無需更換潤滑油。

本文以R417A為工質，在冷凝器不同進水溫度、不同進水體積流量時，實驗測試了空氣源熱泵熱水器的運行性能及螺旋套管冷凝器的換熱特性，為制冷空調及熱泵系統的工質替代提供參考。

1 實驗裝置

實驗裝置原理及實物分別如圖1和圖2所示，該裝置主要由制冷劑循環、水循環及實驗數據采集系統組成。水循環有兩種流程：1)水箱中水循環加熱，冷凝器進口水溫不斷升高，熱泵熱水器持續變工況運行，此時，通過閥門控制，蓄熱水箱9中的水在泵的作用下進入冷凝換熱實驗段，與制冷劑換熱后，溫度升高的水又回到蓄熱水箱9，如此持續運行，蓄熱水箱9中的水溫不斷升高至所需溫度；2)當需要熱泵熱水器在不同的設定冷凝器進水溫度下運行時，通過閥門控制，蓄熱水箱9中一定溫度的水在泵作用下進入冷凝換熱實驗段，與制冷劑換熱后，溫度升高的水回到蓄熱水箱10。

實驗采用的SCE05螺旋套管換熱器結構如圖3所示。總圈數為4，外徑為230 mm，內徑為174 mm，外層為厚10 mm的保溫棉，制冷量為5.5 kW，制熱量為6.4 kW。內管由外徑為19 mm的外螺紋銅管制成，外管由外徑為28 mm的鋼管制成。螺旋套管冷凝換熱段均勻布置了12個溫度測點，蒸發器進出口各1個，壓縮機進出口各1個，水箱內測水溫1個，總共17個溫度測點。

1壓縮機；2油分離器；3冷凝換熱實驗段；4儲液器；5干燥過濾器；6渦輪流量計;7熱力膨脹閥；8蒸發器；9, 10蓄熱水箱；11水泵；12浮子流量計；ΔP壓差測點。圖1 實驗裝置原理Fig.1 The principle of experimental device

圖2 實驗裝置實物圖Fig.2 Physical diagram of experimental device

圖3 螺旋套管換熱器結構(單位：mm)Fig. 3 The structure of spiral tube heat exchanger

2 實驗數據處理

螺旋套管冷凝器的總換熱量Q由式(1)計算[15]：

Q=AKΔtm=AFwρwcw(Tw,out-Tw,in)Δtm

(1)

螺旋套管冷凝器的傳熱系數K為：

(2)

式中：Fw為冷卻水的體積流量，m3/s；ρw為冷卻水的密度，kg/m3；cw為冷卻水的比熱容，J/(kg·K)；Tw,out和Tw,in分別為冷卻水進、出口溫度，℃；K為傳熱系數，W/(m2·K)；A為傳熱面積，m2；Δtm為對數平均溫差，℃。

實驗所用換熱器為新制作，忽略換熱壁面兩側的熱阻，則傳熱系數K為：

(3)

式中：hh和hc分別為制冷劑側和水側的表面傳熱系數，W/(m2·K)；δ為換熱壁面厚度，m；λ為換熱壁面導熱系數，W/(m·K)。由于銅的導熱系數大，故忽略導熱熱阻δ/λ，則有：

(4)

水側表面傳熱系數根據修正的威爾遜方法實驗確定[16-17]。根據所得威爾遜實驗數據通過回歸方法得到在不同水體積流量和水溫度條件下確定水側表面傳熱系數的實驗關聯式。

熱泵熱水器的制熱量由式(5)計算：

(5)

式中：ρ為冷卻水密度，kg/m3；cp為冷卻水定壓比熱容，kJ/(kg·℃)；V為水箱容積，m3；tw1、tw2分別為單位時間間隔內，加熱前、后的水溫，℃;Δt為單位時間間隔，s。

熱泵熱水器的性能系數采用式(6)計算：

(6)

式中：W0為單位時間內消耗的電功率，kW；ΔP為單位時間間隔內的平均功率，kW。

3 實驗結果與分析

3.1 螺旋套管冷凝器入口水溫的影響

3.1.1螺旋套管冷凝器的換熱性能

圖4所示為冷凝器總換熱量隨入口水溫的變化。由圖4可知，冷凝器總換熱量隨入口水溫的升高而減小，當環境溫度為29 ℃，循環水體積流量為0.6 m3/h，冷凝器入口水溫由20 ℃升至55 ℃時，冷凝器總換熱量由5 737.6 W降至3 249.1 W。實驗工況范圍內，環境溫度為15 ℃時冷凝器總換熱量比環境溫度為29 ℃時低4.3%～8.8%。在相同冷凝器入口水溫條件下，隨著循環水體積流量的增大，冷凝器換熱量隨之增大。

圖4 冷凝器總換熱量隨入口水溫的變化Fig.4 The total heat transfer capacity of condenser changes with inlet water temperature

圖5所示為冷凝器總傳熱系數隨入口溫度的變化。由圖5可知，冷凝器總傳熱系數隨入口水溫的升高而減小，當環境溫度為29 ℃，循環水體積流量為0.6 m3/h，冷凝器入口水溫由20 ℃升至55 ℃時，冷凝器總傳熱系數由2 508.4 W/(m2·K)降至1 676.2 W/(m2·K)。實驗工況范圍內，環境溫度為15 ℃時冷凝器總傳熱系數比環境溫度為29 ℃時低2.5%～15.8%。在相同冷凝器入口水溫條件下，隨著循環水體積流量的增大，冷凝器傳熱系數也隨之增大，且水體積流量越大，環境溫度對冷凝器傳熱系數的影響更顯著。

圖5 冷凝器總傳熱系數隨入口水溫的變化Fig.5 The total heat transfer coefficient of condenser changes with inlet water temperature

分析認為：當進水體積流量一定時，隨著冷凝器入口水溫的升高，冷凝器內制冷劑與水的傳熱溫差減小，凝結液膜熱阻變大，導致傳熱系數下降，換熱量減少。當環境溫度為15 ℃時，熱泵熱水器蒸發溫度降低，傳熱系數下降，總換熱量隨之下降。因此在實際運行中，熱泵保持較高的蒸發溫度，可保證獲得較大的制熱量和較好的經濟性。

3.1.2熱泵熱水器的運行性能

圖6所示為循環水體積流量為0.6 m3/h時壓縮機吸、排氣壓力隨冷凝器入口水溫的變化。由圖6可知，壓縮機排氣壓力隨冷凝器入口水溫的升高明顯增大，而吸氣壓力變化不明顯。當環境溫度為29 ℃，冷凝器冷卻水體積流量為0.6 m3/h，冷凝器入口水溫由20 ℃升至55 ℃時，壓縮機吸氣壓力由0.72 MPa升至0.75 MPa，排氣壓力由1.36 MPa升至2.45 MPa。隨著環境溫度的降低，吸、排氣壓力下降，吸氣壓力下降較為明顯。實驗工況范圍內，環境溫度為15 ℃時壓縮機的排氣壓力比環境溫度為29 ℃時低0.17 MPa，降低了5.6%～11.3%，吸氣壓力低0.3 MPa，降低了41.7%～47.4%。分析認為：隨著循環加熱的不斷進行，水箱水溫不斷升高，冷凝器換熱環境逐漸惡化，導致壓縮機排氣壓力升高。

圖6 壓縮機吸、排氣壓力隨冷凝器入口水溫的變化Fig.6 The suction and exhaust pressure of compressor changes with inlet water temperature of condenser

圖7所示為壓縮機輸入功率隨冷凝器入口水溫的變化。由圖7可知，壓縮機輸入功率隨冷凝器入口水溫升高明顯增大。當環境溫度為29 ℃，冷凝器進水體積流量為0.6 m3/h，冷凝器入口水溫由20 ℃升至55 ℃時，壓縮機輸入功率由1.48 kW升至2.76 kW。實驗工況范圍內，環境溫度為15 ℃時壓縮機輸入功率比環境溫度為29 ℃時低6%～18%。分析認為：隨著循環加熱的不斷進行，冷凝器入口水溫升高，冷凝溫度、冷凝壓力升高，壓縮比增大，導致壓縮機輸入功率增大。

圖7 壓縮機輸入功率隨冷凝器入口水溫的變化Fig.7 The compressor input power changes with inlet water temperature of condenser

圖8所示為熱泵熱水器制熱量隨冷凝器入口水溫的變化。由圖8可知，熱泵熱水器制熱量隨冷凝器入口水溫升高明顯下降。當環境溫度為29 ℃，冷凝器進水體積流量為0.6 m3/h，冷凝器入口水溫由25 ℃升至55 ℃時，熱泵熱水器制熱量由10.13 kW降至4.22 kW。此外，環境溫度越高，制熱量越大，實驗工況范圍內，與環境溫度為29 ℃時的制熱量相比，環境溫度為15 ℃時的制熱量低16%～29.2%。分析認為：冷凝器入口水溫持續升高，傳熱溫差逐漸減小，換熱效果變差。此外，冷凝溫度升高，壓縮機吸氣比容增大，吸氣量減少，導致制熱量減少。環境溫度降低，熱泵從較低溫度環境中吸熱困難，同時壓縮機吸氣溫度下降，吸氣比體積增加，使工質質量流量下降，導致實際制熱量較少。

圖8 熱泵熱水器制熱量隨冷凝器入口水溫的變化Fig.8 Variation of heat capacity of heat pump water heater with inlet water temperature of the condenser

圖9所示為熱泵熱水器制熱性能系數COP隨冷凝器入口水溫的變化。由圖9可知，COP隨冷凝器入口水溫升高明顯下降，當環境溫度為29 ℃時，冷凝器進水體積流量為0.6 m3/h，冷凝器入口水溫由25 ℃升至55 ℃時，COP由6.6降至3.2。實驗工況范圍內，與環境溫度為29 ℃時的COP相比，環境溫度為15 ℃時的COP低15.4%～48.5%。分析認為：隨著水箱水溫的不斷升高，冷凝溫度、冷凝壓力升高，壓縮比增大，功耗增加，使熱泵系統的制熱效率下降。環境溫度升高，蒸發溫度升高，蒸發器更容易從周圍大氣吸取熱量，COP提高。

圖9 熱泵熱水器制熱性能系數COP隨冷凝器入口水溫的變化Fig.9 Variation of heating coefficient of performance (COP) in heat pump water heater with inlet water temperature of the condenser

3.2 冷凝器進水體積流量的影響

3.2.1螺旋套管冷凝器的換熱性能

圖10所示為冷凝器總換熱量隨進水體積流量的變化。由圖10可知，冷凝器總換熱量隨進水體積流量的增加而增大，當環境溫度為29 ℃，冷凝器入口水溫為20 ℃時，冷凝器進水體積流量由0.6 m3/h升至1.0 m3/h，總換熱量由5 737.6 W增至7 129.3 W。分析認為：冷凝器進水體積流量增加，水流速度增加，雷諾數Re增大，傳熱系數提高，換熱量增大。當冷凝器進水體積流量相同時，隨著冷凝器進水溫度的升高，冷凝器總換熱量減小。

圖10 冷凝器總換熱量隨進水體積流量的變化Fig.10 The total heat transfer of the condenser changes with the influent volume flow rate

圖11所示為冷凝器總傳熱系數隨進水體積流量的變化。由圖11可知，冷凝器總傳熱系數隨進水體積流量的增加而增大。當環境溫度為29 ℃，冷凝器入口水溫為20 ℃時，冷凝器進水體積流量由0.6 m3/h升至1.0 m3/h，總傳熱系數由2 508.4 W/(m2·K)增至3537.8 W/(m2·K)。冷凝器進水體積流量一定時，隨著冷凝器進水溫度的升高，冷凝器總傳熱系數減小。分析認為：冷凝器進水體積流量增加，水流速增大，管內水的擾動增強，湍流度加大，邊界層變薄，管內換熱增強，傳熱能力提高，故冷凝器總換熱量和總傳熱系數均隨進水體積流量的增加而增大。

圖11 冷凝器總傳熱系數隨進水體積流量的變化Fig.11 The total heat transfer coefficient of the condenser changes with the influent volume flow rate

3.2.2熱泵熱水器運行性能

圖12 壓縮機排氣壓力隨冷凝器進水體積流量的變化Fig.12 Compressor exhaust pressure changes with the inlet flow of the condenser

圖12所示為壓縮機排氣壓力隨冷凝器進水體積流量的變化。由圖12可知，冷凝器入口水溫一定，壓縮機排氣壓力隨冷凝器進水體積流量的增加而減小，當環境溫度為29 ℃，冷凝器入口水溫為20 ℃時，冷凝器進水體積流量由0.6 m3/h增至1.0 m3/h時，壓縮機排氣壓力由1.46 MPa降至1.30 MPa，環境溫度升高，壓縮機排氣壓力升高。

圖13所示為壓縮機輸入功率隨冷凝器進水體積流量的變化。由圖13可知，冷凝器入口水溫一定，壓縮機輸入功率隨進水體積流量的增加而減小，且環境溫度越高，壓縮機輸入功率越大。當冷凝器入口水溫為20 ℃，冷凝器進水體積流量由0.6 m3/h升至1.0 m3/h，環境溫度為15 ℃時，壓縮機輸入功率由1.39 kW降至1.19 kW，環境溫度為29 ℃時壓縮機輸入功率由1.48 kW降至1.32 kW。當冷凝器進水體積流量相同時，入口水溫升高，壓縮機輸入功率增大。分析認為：隨著冷凝器進水體積流量的增加，管內水流速度增大，流體擾動增強，冷凝器換熱增強，冷凝溫度及冷凝壓力降低，壓縮機排氣壓力降低，壓縮比減小，壓縮機功率減小。

圖13 壓縮機輸入功率隨冷凝器進水體積流量的變化Fig.13 Compressor input power varies with the inlet flow of the condenser

圖14所示為熱泵熱水器制熱量隨冷凝器進水體積流量的變化。由圖14可知，熱泵熱水器制熱量隨進水體積流量的增加而增大，且環境溫度越高熱泵制熱量越大。當冷凝器入口水溫為20 ℃時，冷凝器進水體積流量由0.6 m3/h升至1.0 m3/h，環境溫度為15 ℃時熱泵熱水器制熱量由8.25 kW增至9.52 kW，環境溫度為29 ℃時熱泵熱水器制熱量由10.13 kW增至11.29 kW。

圖15所示為熱泵熱水器制熱性能系數COP隨冷凝器進水體積流量的變化。由圖15可知，COP隨冷凝器進水體積流量的增加而增大。當冷凝器入口水溫為20 ℃時，冷凝器進水體積流量由0.6 m3/h升至1.0 m3/h，環境溫度為29 ℃時的COP由6.52增至7.32，環境溫度為15 ℃時的COP由5.28增至6.36。分析認為：隨著冷凝器進水體積流量的增大，擾動增強，冷凝器換熱增強，制熱量增加；冷凝溫度及冷凝壓力相應降低，壓縮機排氣壓力降低，壓縮比減小，壓縮機功率減小，故冷凝器進水體積流量增大，COP增大。

圖14 熱泵熱水器制熱量隨冷凝器進水體積流量的變化Fig.14 Variation of heating capacity of heat pump water heater with condenser inlet flow

圖15 熱泵熱水器制熱性能系數COP隨冷凝器進水體積流量的變化Fig.15 Variation of heating coefficient of performance (COP) in heat pump water heater with inlet flow of condenser

4 實驗結果的不確定度分析

實驗測量誤差可以得出結果的不確定度，表示被測量真值在測量結果附近的一個范圍內的評定。這種誤差主要包括精度和偏差兩方面。不確定度的計算方法有多種，常用的是通過線性和算法計算精度和偏差，得到不確定度，置信概率為99%，以精度和偏差兩者的均方根算法得到的不確定度，其置信概率為95%。

根據理論對誤差的分析，本實驗的間接測量值的誤差分析計算如下：

1)實驗段表面積

實驗所使用的鋼管直徑d=0.028 m，測量誤差為1×10-5m。實驗段的有效長度L=2.91 m，表面積S=0.256 m2。

表面積公式：

A=πdL

(7)

表面積的不確定度為：

δA=[(1×10-3πd)2+(1×10-5πL)2]0.5=

9.179 6×10-4

(8)

因此螺旋套管換熱器表面積的不確定度為9.179 6×10-4m2；經計算螺旋套管表面積的相對不確定度為：(9.179 6×10-4/0.256)×100%=3.6%。

2)溫度測量

溫度測量采用銅-康銅熱電偶，實驗測量范圍內測溫誤差σ1=±0.004t=0.2 ℃，溫度采集系統的誤差在0.5 ℃之內，計算溫度測量的總誤差為：

(9)

實驗測量的溫度范圍為15～100 ℃，可得到溫度最大相對不確定度為：

(10)

3)體積流量

實驗中采用浮子流量計測量水體積流量，其測量精度為4%，所使用得流量計范圍為0.6～1.0 m3/h，流量測量總誤差為：

δi=1×4%=0.04 m3/h

(11)

4)總換熱量Q與總傳熱系數K

實驗中總換熱量Q、總傳熱系數K可根據所測量進出口水溫、流量變化計算得到，由式(1)～式(2)可得：

(12)

計算得：

(13)

(14)

=5.7%

(15)

5 結論

當冷凝器入口水溫為20～55 ℃，冷凝器進水體積流量為0.6～1.0 m3/h，環境溫度分別為15 ℃、29 ℃時，本文對以R417A為工質的空氣源熱泵熱水器的運行性能、螺旋套管冷凝器的換熱特性進行實驗研究，得到如下結論：

1)冷凝器進水體積流量一定時，冷凝器總換熱量、總傳熱系數均隨入口水溫的升高而減小，當環境溫度為29 ℃，冷凝器進水體積流量為0.6 m3/h，冷凝器入口水溫由20 ℃升至55 ℃時，冷凝器總換熱量由5 737.6 W降至3 249.1 W，冷凝器總傳熱系數由2 508.4 W/(m2·K)降至1 676.2 W/(m2·K)。實驗工況范圍內，環境溫度為15 ℃時冷凝器總換熱量比環境溫度為29 ℃時低4.3%～8.8%，環境溫度為15 ℃時冷凝器總傳熱系數比環境溫度為29 ℃時低2.5%～15.8%。

2)冷凝器進水體積流量一定時，壓縮機排氣壓力、壓縮機輸入功率均隨冷凝器入口水溫的升高明顯增大，而吸氣壓力變化不明顯。當環境溫度為29 ℃，冷凝器進水體積流量為0.6 m3/h，冷凝器入口水溫由20 ℃升至55 ℃時，壓縮機吸氣壓力由0.72 MPa升至0.75 MPa，排氣壓力由1.36 MPa升至2.45 MPa，壓縮機輸入功率由1.48 kW升至2.76 kW。實驗工況范圍內，環境溫度為15 ℃時壓縮機的排氣壓力比環境溫度為29 ℃時低5.6%～11.3%，吸氣壓力低41.7%～47.4%，壓縮機輸入功率低6%～18%。

3)當冷凝器進水體積流量一定時，熱泵熱水器制熱量、制熱性能系數COP隨冷凝器入口水溫升高明顯下降。當環境溫度為29 ℃，冷凝器進水體積流量為0.6 m3/h，冷凝器入口水溫由25 ℃升至55 ℃時，熱泵熱水器制熱量由10.13 kW降至4.22 kW，COP由6.6降至3.2。實驗工況范圍內，環境溫度15 ℃時的制熱量低于環境溫度29 ℃時16%～29.2%，環境溫度為15 ℃時熱泵熱水器的COP比環境溫度為29 ℃時低15.4%～48.5%。

4)冷凝器入口水溫一定時，冷凝器總換熱量、總傳熱系數隨進水體積流量增加而增大。當環境溫度為29 ℃，冷凝器入口水溫為20 ℃時，冷凝器進水體積流量由0.6 m3/h升至1.0 m3/h，總換熱量由5 737.6 W增至7 129.3 W，總傳熱系數由2 508.4 W/(m2·K)增至3 537.8 W/(m2·K)。

5)當冷凝器入口水溫一定時，壓縮機排氣壓力、輸入功率隨冷凝器進水體積流量的增加而減小。當環境溫度為29 ℃，冷凝器入口水溫為20 ℃時，冷凝器進水體積流量由0.6 m3/h增至1.0 m3/h時，壓縮機排氣壓力由1.46 MPa降至1.30 MPa，壓縮機輸入功率由1.48 kW降至1.32 kW。當冷凝器進水體積流量相同時，入口水溫升高，壓縮機輸入功率增大。

6)當冷凝器入口水溫一定時，熱泵熱水器制熱量、COP隨進水體積流量的增加而增大，且環境溫度越高熱泵制熱量、COP越大。冷凝器入口水溫為20 ℃時，冷凝器進水體積流量由0.6 m3/h升至1.0 m3/h，當環境溫度為29 ℃時，熱泵熱水器制熱量由10.13 kW增至11.29 kW，COP由6.52增至7.32。環境溫度為15 ℃時，熱泵熱水器制熱量由8.25 kW增至9.52 kW，COP由5.28增至6.36。