新型熱泵供暖裝置傳熱系數的計算和分析

邵月月 王月月 劉 宇 金 英

（1.中國制冷學會 北京 100142；2.國貿工程設計院 北京 100037；3.華商國際工程有限公司 北京 100069；4.捷通智慧科技股份有限公司 北京 100015）

0 引言

針對環境污染問題，近年來我國積極采取應對措施，其中“煤改電”政策的實施對京津冀重點地區PM2.5 減排效果明顯，PM2.5日均減少量分布在0.2～6.1μg/m3，減少比例分布在1.2%～7.8%[1]。中國“煤改氣”主要在北京、天津、河北、山西、山東等地開展，2017—2019年“煤改氣”合計削減散煤1.76 億噸，截至2020年10月全國合計完成“煤改氣”1643 萬戶[2]。

在減排取得顯著成效的背后是供暖技術的不斷提升，“煤改電”工程建設中主要應用熱泵技術。熱泵技術是一項能夠充分應用可再生能源、提升建筑綠色標準的節能技術[3]。熱泵機組每耗費1 份高品位電能，能夠產出3~6 份(甚至更高)高品位熱能，能夠大幅提高對自然能源和可再生能源的利用效率[4]。目前，相關領域的研究有：劉志斌等[5]介紹了冷水相變能熱泵和相變換熱器的工作原理，分析了相變換熱器的冷水流量、中介水流量及冰層厚度對換熱器傳熱系數的影響，研究表明，相變換熱器傳熱系數的波動范圍為0.52～0.63kW/（m2·℃），通過該數據確定換熱器兩側水流量和冰層厚度的最佳運行工況。戴恩乾等[6]提出一種新型太陽能驅動的吸收-噴射式熱泵系統（GAX-E），結果表明，標準工況下系統COP 達到1.52，系統對直射輻射強度要求較高，當太陽直射輻射輻照度不足550W/m2時，制熱效率不如槽式太陽能集熱器直接加熱高。郝英男等[7]研究了空氣源熱泵在北方寒冷地區的適用性，針對嚴寒地區代表城市沈陽進行冬季采暖的測試試驗，結果表明，穩定運行的測試期內，室內平均溫度為18.8℃，在極寒條件下（室外最冷溫度-23℃）室內溫度也能維持在18.5℃，均可以滿足北方地區冬季采暖要求，測試期的制熱性能系數COP 為1.73。

綜上所述，空氣源熱泵系統在供暖降耗方面仍具有較大的市場空間，進一步對新型設備的開發、優化，仍是供暖減排的關鍵。丁若晨等[8]對熱泵驅動熱管輻射供熱一拖一系統進行研究，研究表明，熱泵驅動熱管式供熱裝置啟動速度快，散熱器表面溫度分布均勻，系統制熱COP 最高達4.1，充分驗證了熱泵熱管耦合供熱系統的可行性。本文針對北方農村地區多房間供熱需求，提出了熱管散熱器串聯供熱裝置，散熱器串聯結構相比于并聯結構系統更簡單且不涉及制冷劑分流問題，秉承著由簡單到復雜的研究思路對該系統進行研究。本文將結合傳熱過程相關理論，以壓縮機定頻率運行時相關實驗數據對系統各傳熱過程的傳熱系數進行分析計算，并分析系統整體運行情況，為進一步開發應用提供理論基礎。

1 新型供暖裝置實驗研究

1.1 實驗系統

圖1 所示為新型空氣源熱泵供熱系統，該系統是由室外側和室內側（串聯散熱器）兩部分組成。室外側由額定工況下輸入功率為2.2kW 的壓縮機[9]、翅片管式蒸發器、軸流式風機、熱力膨脹閥等構成。室外側為8 臺串聯熱管散熱器構成，系統工質為R410A。工作過程如下：壓縮機排出的高溫高壓制冷劑氣體進入冷凝盤管，通過冷凝盤管與熱管散熱器中的工質（R134a）換熱，冷凝盤管中冷凝后的制冷劑液體經節流后進入蒸發器，在蒸發器中蒸發吸熱變為制冷劑氣體，再一次被吸入壓縮機。

圖1 新型空氣源熱泵供熱系統原理Fig.1 Principle of the new air source heat pump heating system

圖2 所示為熱管散熱器底部結構，熱管散熱器下集管部分實質上為冷凝-蒸發器。

圖2 冷凝-蒸發器原理Fig.2 Schematic diagram of the condenser-evaporator

1.2 測試方法

根據實驗需求，需要采集溫度、壓力、濕度、功率、流量等參數，本實驗通過使用安捷倫34970A進行數據采集，溫度傳感器使用PT100 及熱電偶，壓力測試采用高精度Huba 傳感器，制冷劑流量計采用首科實華的科式流量計。實驗用儀器儀表性能參數如表1 所示。

表1 實驗用儀器儀表性能參數Table 1 Perimental instrument performance parameters

溫度測點具體布置位置為：在每臺熱管散熱器的上、中、下位置裝有溫度傳感器；壓縮機吸氣口、排氣口、室內/外溫度測點均裝有溫度傳感器；各熱管散熱器端部以及壓縮機吸排氣口安裝壓力變送器。

通過溫度測點及壓力測點的布置來監測系統運行狀態、熱管散熱器表面溫度分布及變化情況、熱管散熱器內部壓力變化及分布情況等。系統還將流量計安裝在儲液器后的制冷劑主管路上，可以最大限度的保證流經流量計的制冷劑為液態以提高測量精度。

1.3 實驗方案

本實驗將針對壓縮機定頻運行條件下系統的性能進行研究。運行工況如表2所示，本實驗在焓差室中進行，控制室外側相對濕度為50%，實驗測試階段未發生室外機結霜現象。室內側和室外側溫度穩定后開啟供熱裝置，同時開啟數據采集系統。

表2 測試工況Table 2 Test conditions

2 系統傳熱過程中傳熱系數的確定

根據傳熱過程相關理論及相關實驗數據對系統各傳熱過程的傳熱系數進行分析計算。

2.1 自然對流換熱表面傳熱系數

根據室內散熱器表面溫度和室內溫度之差可以推導出散熱器表面與空氣換熱過程的傳熱系數，其中實驗測試各個串聯散熱器表面平均溫度分布情況如圖3所示。由圖3可知，各串聯散熱器表面溫度不同，1#散熱器表面溫度最高，2~8#溫度相差較小；壓縮機不同運行頻率下，散熱器表面溫度不同，隨著壓縮機運行頻率的增大，散熱器表面溫度升高。

圖3 各散熱器表面溫度分布情況Fig.3 Surface temperature distribution of radiators

在散熱器散熱過程中，隨著壓縮機頻率的變化總散熱量中對流散熱量占比不斷變化，具體分布如圖4所示。

圖4 散熱量隨壓縮機頻率的變化Fig.4 Variation of heat dissipation varies with the frequency of the compressor

在室內溫度為20℃、室外溫度為-10℃條件下，壓縮機運轉頻率為50、60、70、80Hz時，系統總散熱量（即總制熱量）分別為8.42、9.44、10.57、11.58kW，對流散熱量分別為4.64、4.62、5.24、5.81kW。

對流換熱表面傳熱系數hc由下式計算：

式中：hc為對流換熱表面傳熱系數，W/(m2·K)；Qc為自然對流散熱量，kW；A 為散熱器總傳熱面積，取26m2；Tb為散熱器壁面溫度，℃，計算中取固定頻率下8 片散熱器平均溫度；Ts為室內溫度，℃，取20℃。

自然對流換熱過程中不同壓縮機頻率下表面傳熱系數計算結果如圖5 所示。

圖5 對流換熱表面傳熱系數隨壓縮機頻率的變化Fig.5 Variation of surface heat transfer coefficient of convective heat transfer with compressor frequency

由圖5 可知，熱管散熱器進行自然對流換熱時表面傳熱系數隨著系統運行頻率變化而變化，系統測試過程中壓縮機運行頻率范圍在50~80Hz 時，50Hz 時表面傳熱系數最大達到10.95W/(m2·K)，當壓縮機運行頻率為80Hz 時表面傳熱系數最小也可達到9.61W/(m2·K)。

2.2 凝結換熱表面傳熱系數

冷凝器管束內部的凝結傳熱為橫管束的膜狀傳熱，根據凝結換熱計算公式對表面傳熱系數進行計算。系統散熱量及表面平均溫度、熱泵冷凝溫度分布情況如表3 所示。熱泵飽和溫度下各參數取值及凝結換熱表面傳熱系數如表4 所示。

表3 系統散熱量及表面平均溫度、熱泵冷凝溫度Table 3 System heat dissipation,surface average temperature,heat pump condensation temperature distribution

表4 熱泵飽和溫度下各參數取值及凝結換熱表面傳熱系數Table 4 Parameter values and condensation heat transfer coefficient calculation results at the heat pump saturation temperature

式中：hn為凝結換熱表面傳熱系數，W/(m2·K)；C1為凝結換熱參數，取0.729；r 為制冷劑的汽化潛熱，kJ/kg；g 為重力加速度，9.8m/s；λl為液體的導熱系數，W/(m·K)；ρl為液體的密度，kg/m3；ηl為液體的黏度，Pa·s；d 為管內徑，m；ts1為熱泵工質飽和溫度，℃；tw1為冷凝盤管內壁溫度，℃。

由表4 可知，散熱器內部冷凝盤管進行凝結換熱時，凝結換熱表面傳熱系數隨壓縮機頻率的變化而變化，當系統測試過程中壓縮機運行頻率范圍在50~80Hz 時，運行頻率為50Hz 時凝結換熱表面傳熱系數最大，為4039.54W/(m2·K)，當壓縮機運行頻率為80Hz 時表面傳熱系數最小也達3290.13W/(m2·K)。

2.3 沸騰換熱表面傳熱系數

冷凝器管束外部的沸騰換熱表面傳熱系數按照大容器飽和核態沸騰的無量綱關聯式計算。

式中：hf為沸騰換熱表面傳熱系數，W/(m2·K)；C2為沸騰換熱參數，取0.62；λl為飽和液體的導熱系數，W/(m·K)；ρl為飽和液體的密度，kg/m3；ρv為飽和氣體的密度，kg/m3；ηl為飽和液體的黏度，Pa·s；ts2為散熱器內工質飽和溫度，℃；tw2為冷凝盤管外壁溫度，℃。

由表5 可知，熱管散熱器內部工質在冷凝盤管外部進行沸騰換熱時，沸騰換熱表面傳熱系數隨著壓縮機運行頻率的變化而變化，當系統測試過程中壓縮機運行頻率范圍在50~80Hz 時，運行頻率60Hz 時沸騰換熱表面傳熱系數最小為463.64W/(m2·K)，當壓縮機頻率為50、70Hz 時沸騰換熱表面傳熱系數相當，分別為464.93、464.77W/(m2·K)，壓縮機功率為80Hz 時沸騰換熱表面傳熱系數最大為467.67W/(m2·K)。

表5 R134a 飽和溫度下各參數取值及沸騰換熱表面傳熱系數Table 5 R134a values of various parameters at saturation temperature and heat transfer coefficient of boiling heat transfer surface

2.4 熱管散熱器傳熱系數公式擬合

根據有限的實驗數據對該形式的散熱器內部總傳熱系數及外部自然對流換熱表面傳熱系數在不同頻率下變化規律其多項式擬合關系式如下：

熱管散熱器內部傳熱系數多項式擬合關系式為：

k1=3.8×10-3x2-0.6418x+336.22

熱管散熱器外部自然對流換熱表面傳熱系數多項式擬合關系式為：

k2=1×10-4x2-0.0619x+13.75

實驗值與公式計算值間的誤差分析：參考統計學知識，根據可決系數R2對誤差進行計算，R2為回歸平方和與總離差平方和的比值，R2值介于0～1，越接近1，回歸擬合效果越好。上述熱管散熱器內、外傳熱系數擬合公式R2值分別為0.9986、0.9954，整體擬合效果較優，誤差較小。

3 系統性能

對新型供熱裝置系統性能進行分析，其中系統功耗W 以給定工況下，系統達到穩定運行狀態時，功率表所記錄的功率數據為依據。

系統COP 以達到穩定運行狀態期間，功率表所記錄的功率和通過焓差計算得到的制熱量，根據式（4）進行計算：

圖6 所示為系統定頻狀態下穩定運行期間壓縮機功率、COP 變化情況。由圖6 可知，當設定室外溫度-10℃、室內溫度20℃，系統定頻狀態穩定運行情況下，系統各項性能參數變化情況如下：系統運行功率隨壓縮機頻率的增加而增加，壓縮機頻率為50Hz 時，系統功率為1.81kW，當壓縮機頻率為80Hz 時，系統功率為3.37kW。系統COP 變化情況，當僅變化壓縮機頻率時，隨著壓縮機頻率的上升，系統COP 呈現下降趨勢，當壓縮機頻率為50Hz 時，系統COP 最高，可高達4.65，當頻率為80Hz 時COP 最低也可達3.44。上述結果表明壓縮機處于50Hz 運行時系統性能較優，但對應系統制熱量較低，因此該系統在實際運行中，應綜合考慮制熱量與COP 因素。

圖6 不同頻率下系統各性能參數Fig.6 System performance parameters at different frequencies

4 結論

本文針對新型空氣源熱泵供熱系統，結合傳熱過程相關理論，選取壓縮機定頻率運行時相關實驗數據對系統中各傳熱過程的傳熱系數進行分析計算，并進行公式擬合，主要結論如下：

（1）當系統測試過程中壓縮機運行頻率為50~80Hz，系統與空氣自然對流換熱表面傳熱系數變化范圍為9.61~10.95W/(m2·K)；冷凝盤管內部凝結換熱表面傳熱系數變化范圍為3290.13~4039.54W/(m2·K)；冷凝盤管外部下集管內部沸騰換熱表面傳熱系數變化范圍為 463.64~467.67W/(m2·K)。

（2）根據有限的實驗數據對該種形式散熱器的內部總傳熱系數及外部自然對流換熱表面傳熱系數進行公式擬合，擬合結果誤差較小，可為下一步研究提供參考。

（3）當壓縮機頻率控制在50~80Hz 時，隨著運行頻率的增加，系統功率呈增長趨勢，系統COP呈下降趨勢；當壓縮機頻率為50Hz 時COP 較高，但功率、系統制熱量較低，因此該系統在實際運行中，應綜合考慮制熱量與COP 因素。