分干度蒸發(fā)器對(duì)熱泵系統(tǒng)性能的影響研究

鐘天明，劉 逸，陳培強(qiáng)，丁力行*，方詩雯，周 廣

(1.仲愷農(nóng)業(yè)工程學(xué)院 機(jī)電工程學(xué)院，廣州 510225； 2.哈爾濱商業(yè)大學(xué) 能源與建筑工程學(xué)院，哈爾濱 150028)

空氣源熱泵是有重要節(jié)能潛力的熱能利用設(shè)備，在工業(yè)與民用領(lǐng)域均有廣泛應(yīng)用，蒸發(fā)器作為熱泵系統(tǒng)的兩大換熱器件之一，提高熱泵系統(tǒng)蒸發(fā)器的熱力性能，是進(jìn)一步強(qiáng)化熱泵系統(tǒng)節(jié)能的重要途徑[1].

學(xué)者們研究了換熱器的改進(jìn)對(duì)熱泵或制冷系統(tǒng)性能的影響，提出改進(jìn)換熱器結(jié)構(gòu)是提高熱泵系統(tǒng)性能的有效途徑[2-4].王穎等[5]研究了微通道換熱器對(duì)熱泵系統(tǒng)的影響，發(fā)現(xiàn)其制熱量比原機(jī)提高 3.9%，系統(tǒng)COP則提高了11.2%.臧潤(rùn)清等[6]研究了蒸發(fā)器流程優(yōu)化對(duì)制冷系統(tǒng)的影響，發(fā)現(xiàn)蒸發(fā)器的傳熱系數(shù)提高了15.57%～22.77%，系統(tǒng)制冷量提高了21.24%.Ghazizade-Ahsaee等[7]研究了內(nèi)置蒸發(fā)器對(duì)地源熱泵系統(tǒng)的影響，發(fā)現(xiàn)增加內(nèi)置蒸發(fā)器可明顯提升地源熱泵的COP.

制冷劑充注量也是影響熱泵系統(tǒng)性能的主要因素之一[8-9].經(jīng)實(shí)驗(yàn)研究，充注量的變化對(duì)壓縮機(jī)吸、排氣溫度和制熱量的影響比較明顯[10].藕俊彥等[11]研究了制冷劑充注量對(duì)熱泵熱水器系統(tǒng)的制熱量和COP的影響，結(jié)果表明當(dāng)制冷劑充注量較最佳充注量少或過量10%時(shí)，系統(tǒng)的COP下降近12%.歐陽懷瀑等[12]研究了R290的充注量對(duì)熱泵系統(tǒng)性能的影響，發(fā)現(xiàn)充注量過多系統(tǒng)性能及穩(wěn)定性將迅速下降.

鐘天明等[13]基于經(jīng)典管內(nèi)沸騰理論，根據(jù)換熱流體在高干度區(qū)域(約0.7 ～0.9)可大幅度提高換熱效率的現(xiàn)象，提出分干度蒸發(fā)強(qiáng)化換熱原理，并構(gòu)建分干度蒸發(fā)器[14].分干度蒸發(fā)器由于具有高、低干度分流換熱的機(jī)制，而且聯(lián)箱中采用隔板組對(duì)各流程進(jìn)行分流和引流，管排中的制冷劑在聯(lián)箱中進(jìn)行混合、高低干度分流以及再分配過程，其應(yīng)用于熱泵系統(tǒng)的綜合性能研究尚未開展.本文將分干度蒸發(fā)器替換到普通空氣源熱泵熱水器系統(tǒng)中，以探討分干度蒸發(fā)器對(duì)熱泵系統(tǒng)綜合性能的影響.

1 實(shí)驗(yàn)部分

1.1 兩種蒸發(fā)器

圖1是新型分干度蒸發(fā)器(different quality split-flow evaporator, DQSE).分干度蒸發(fā)器由翅片管排和一對(duì)集液聯(lián)箱構(gòu)成，翅片管與兩端集液管連通.聯(lián)箱的適當(dāng)位置設(shè)置了若干隔板組，將蒸發(fā)器分隔成若干管程.隔板組由帶導(dǎo)管有孔隔板和盲隔板構(gòu)成，配合應(yīng)用，其中沿聯(lián)箱流動(dòng)軸向，帶導(dǎo)管有孔隔板設(shè)置在盲隔板的前面，而且兩隔板間設(shè)置換熱管.其中帶導(dǎo)管有孔隔板，稱作干度分流器，干度分流器小孔的孔徑為2 ～5.0 mm，而且小孔中設(shè)置不同長(zhǎng)度的導(dǎo)流管.由隔板組劃分的不同管程可擁有相同管數(shù)或者不同換熱管數(shù).制冷劑從蒸發(fā)器底部進(jìn)入換熱管，經(jīng)過換熱后，氣-液相混合物進(jìn)入聯(lián)箱，由于氣、液相密度差，絕大部分氣相制冷劑處于聯(lián)箱的上部，并從干度分流器中不帶導(dǎo)管的小孔分流進(jìn)與盲隔板之間的聯(lián)箱中，而部分液相制冷劑也從帶導(dǎo)管的小孔引流進(jìn)與盲隔板之間的聯(lián)箱中，共同構(gòu)成高干度流(干度約0.7 ～ 0.9)，進(jìn)入干度分流器后面的換熱管進(jìn)行高效蒸發(fā)，剩下的液相制冷劑則從干度分流器前面的換熱管繼續(xù)換熱.根據(jù)努塞爾經(jīng)典蒸發(fā)理論，兩相流體在高干度(約0.7 ～ 0.9)區(qū)域蒸發(fā)時(shí)出現(xiàn)顯著的強(qiáng)化，而低干度區(qū)域的蒸發(fā)換熱效率變化平緩，因此，通過干度分流器在低干度流體中提前構(gòu)建高、低分干度換熱，能有效強(qiáng)化低干度流蒸發(fā)效率.經(jīng)過分干度換熱后的流體在后續(xù)聯(lián)箱中混合，并繼續(xù)進(jìn)行分干度蒸發(fā)換熱過程，直至制冷劑全部蒸發(fā)完畢，因此整個(gè)蒸發(fā)換熱過程均獲得有效強(qiáng)化.本文采用的分干度蒸發(fā)器基本管程分配基于原型熱泵系統(tǒng)的蛇形蒸發(fā)器(serpentine evaporater, SE)結(jié)構(gòu)：12管程，每管程均是2根換熱管，即每管程均是1根高干度換熱管和1根低干度換熱管，其中首管程和末兩管程僅安裝盲板隔板.由于干度分流器開孔和導(dǎo)管結(jié)構(gòu)尚無準(zhǔn)確理論計(jì)算方法，本文根據(jù)實(shí)驗(yàn)從經(jīng)驗(yàn)設(shè)計(jì)的3個(gè)樣品中選出最優(yōu).原型SE的換熱管數(shù)和總換熱面積與 DQSE相同，管排兩端換熱管間以“U”形彎頭連接.兩冷凝器的結(jié)構(gòu)尺寸見表1.

表1 兩種蒸發(fā)器幾何尺寸

圖1 新型分干度蒸發(fā)器

1.2 實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)

本文采用空氣源熱泵熱水器機(jī)組作為研究載體,如圖2，并研究分干度蒸發(fā)器替代原型蛇形蒸發(fā)器對(duì)熱泵熱水器系統(tǒng)性能的影響，實(shí)驗(yàn)熱泵的主要配置為：壓縮機(jī)型號(hào)為SD122CV-P6AG(海立)，額定功率為850W；運(yùn)行工質(zhì)為R134a；水箱體積150L ( 480 mm×480 mm×1 514 mm).

圖2 原型空氣源熱泵熱水器

本文使用恒溫實(shí)驗(yàn)室對(duì)兩種熱泵機(jī)組進(jìn)行實(shí)驗(yàn)，如圖3所示.恒溫實(shí)驗(yàn)室由具有恒溫恒濕功能的空氣處理腔和風(fēng)道組成，腔內(nèi)環(huán)境的溫度和濕度由內(nèi)置的制冷機(jī)組、加熱器以及加濕器綜合調(diào)節(jié).利用空氣采樣器進(jìn)行環(huán)境干、濕球溫度的采集.空氣換熱前后的焓差在風(fēng)道中測(cè)量，風(fēng)道沿流向依次安裝均流器、微壓差計(jì)、噴嘴流量計(jì)和引風(fēng)機(jī)等.環(huán)境空氣經(jīng)過蒸發(fā)器換熱后進(jìn)入風(fēng)道，經(jīng)過均流器后充分混合，然后由溫度傳感器測(cè)量出風(fēng)的干、濕球溫度，噴嘴流量計(jì)測(cè)量空氣體積流量，最后排出風(fēng)道.恒溫實(shí)驗(yàn)室環(huán)境調(diào)節(jié)與參數(shù)測(cè)量過程均由自動(dòng)控制系統(tǒng)實(shí)現(xiàn)，PC終端進(jìn)行信號(hào)數(shù)據(jù)采集與處理，測(cè)量?jī)x器及其精度列于表2.

根據(jù)國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)GB/T 23137-2008,測(cè)試中的環(huán)境干球和濕球溫度分別設(shè)置為20 ℃和15 ℃，熱泵水箱中水溫變化范圍為15 ～ 55℃.測(cè)試熱泵系統(tǒng)的制冷劑回路排除不凝性氣體后，通過充注管對(duì)熱泵系統(tǒng)進(jìn)行制冷劑充注，管道連接流量計(jì)量微調(diào)閥，以50 g為間隔，依次往熱泵系統(tǒng)充注950 ～1 200 g 制冷劑R134a.PC控制系統(tǒng)每10 s對(duì)實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行記錄，測(cè)試機(jī)組在標(biāo)準(zhǔn)環(huán)境下，對(duì)水箱中的水進(jìn)行測(cè)試溫度范圍的持續(xù)加熱水，并以獲得系統(tǒng)最高制熱量為評(píng)價(jià)依據(jù).

表2 測(cè)量?jī)x器的精度

1-加濕器；2-加熱器；3-冷卻器；4-微壓差計(jì)；5-靜壓計(jì)；6-引風(fēng)機(jī)；7-噴嘴；8-空氣采樣器；9-均流器；10-蒸發(fā)器；11-壓縮機(jī)；12-水箱；13-節(jié)流閥

圖3 恒溫實(shí)驗(yàn)室系統(tǒng)

1.3 實(shí)驗(yàn)誤差分析

本測(cè)試的總誤差由制冷劑充注量的操作誤差和系統(tǒng)傳遞誤差構(gòu)成，二者相互獨(dú)立，故兩部分誤差相加.

測(cè)試中制冷劑充注量的絕對(duì)操作偏差為±1 g，因此，充注量的操作相對(duì)誤差為：

(1)

故制冷劑充注的最大相對(duì)操作誤差為±0.1%.

系統(tǒng)誤差符合B類不確定度，測(cè)量值服從均勻分布[15].故空氣體積流量的相對(duì)不確定度為：

(2)

因此，空氣體積流量的相對(duì)不確定度為：±0.74%.

蒸發(fā)器負(fù)荷的不確定度為(空氣比體積與含濕量查表獲得，作常量)：

(3)

因此，蒸發(fā)器負(fù)荷的最大相對(duì)不確定度(含充注量操作誤差)為±2.36%.

制熱量的不確定度為(含充注量操作誤差)：

(4)

因此，制熱量的最大相對(duì)不確定度(含充注量操作誤差)為±3.04%.

熱泵系統(tǒng)的總耗功等同系統(tǒng)電功率，其相對(duì)不確定度為：

(5)

因此，總耗功的最大相對(duì)不確定度(含充注量操作誤差)為±0.71%.

由此，系統(tǒng)COP的不確定度計(jì)算為：

(6)

獲得系統(tǒng)COP的最大相對(duì)不確定度(含充注量操作誤差)為±3.46%.

2 數(shù)據(jù)處理

熱泵系統(tǒng)蒸發(fā)器負(fù)荷為：

(7)

其中：Ga為風(fēng)量，m3h-1；ha,i、ha,o為空氣進(jìn)出口比焓，J·kg-1；Va為空氣比體積，m3/kg；Wa為單位質(zhì)量空氣含濕量，kg(水蒸氣)·kg-1(干空氣).

冷凝器的制熱量為：

Qcon=Cp,w×mw×ΔTw

(8)

其中：Cp,w為水的定壓比熱容，J·kg-1K-1；Ptot、mw是水的質(zhì)量，kg；ΔTw為某時(shí)間段內(nèi)水溫的變化，℃.

熱泵系統(tǒng)的COP為：

COP=Qcon/Ptot

(9)

蒸發(fā)器總壓降為：

ΔP=P1-P2

(10)

其中：P1、P2分別是蒸發(fā)器進(jìn)、出口壓力.

3 實(shí)驗(yàn)結(jié)果分析

圖4是DQSE和SE系統(tǒng)在不同制冷劑充注量的蒸發(fā)器阻力壓降隨水箱水溫升高的變化規(guī)律.DQSE和SE系統(tǒng)蒸發(fā)器的壓降均隨水溫升高而增大，其中，水溫從15℃升至55℃時(shí)，DQSE的蒸發(fā)壓降增大50.1% ～ 59.5%，SE的蒸發(fā)壓降增大58.4% ～ 71.7%，因?yàn)樗疁厣邥r(shí)，壓縮機(jī)的排氣壓力升高，壓縮比增大，運(yùn)行流量增大，因此蒸發(fā)器阻力壓降隨之增大.當(dāng)充注量從950 g增至1200 g時(shí)，DQSE的蒸發(fā)壓降增大47.5% ～ 56.7%，SE的蒸發(fā)壓降增大34.8% ～ 45.3%，原因是充注量增大后系統(tǒng)運(yùn)行流量隨之增大，而壓縮機(jī)吸氣端過熱度下降，綜合作用下，蒸發(fā)器的阻力壓降持續(xù)增大.DQSE中制冷劑的壓降顯著低于SE，前者壓降較后者低24.7%～334.9%，原因是DQSE的換熱效率提高，使得運(yùn)行流量相對(duì)減少，而且進(jìn)行高、低干度分流后，高干度分流管增大了氣相的相對(duì)流通截面，氣、液相相對(duì)流動(dòng)減弱，兩相界面間的剪切力減小，而低干度分流管幾乎是純液相流動(dòng)，相間剪切力明顯減弱，是分干度蒸發(fā)器獲得低壓降的主要原因.

圖4 (A)DQSE和(B)SE的壓降

圖5是DQSE和SE系統(tǒng)在不同制冷劑充注量的蒸發(fā)器制冷量隨水箱水溫升高的變化規(guī)律.DQSE和SE系統(tǒng)蒸發(fā)器的制冷量均隨水溫升高先增大后減小，并均在30 ～ 35 ℃間獲得最大制冷量.其中，在充注量為1 150 g時(shí)，DQSE在水溫為35 ℃時(shí)獲得最大換熱量2.60 kW；在充注量為1 100 g時(shí)，SE在水溫為30 ℃時(shí)獲得最大換熱量2.31 kW.這是因?yàn)楫?dāng)水從低溫加熱時(shí)，系統(tǒng)整體處于低壓力下運(yùn)行，壓縮機(jī)功率較低，制冷劑流量較低，蒸發(fā)器換熱效率較低；當(dāng)水溫不斷升高時(shí)，系統(tǒng)壓力增大，壓縮機(jī)功率增大，制冷劑流量增大，同時(shí)蒸發(fā)器的壓降增大，與空氣的換熱溫差增大，因此蒸發(fā)器換熱效率明顯提高；然而，當(dāng)水溫持續(xù)升高時(shí)，系統(tǒng)壓力持續(xù)顯著增大，蒸發(fā)溫度的升高成了主導(dǎo)因素，因此蒸發(fā)器換熱趨于惡化.當(dāng)充注量從950 g增至1 200 g時(shí)，DQSE的換熱量約增大23.3%，SE的換熱量約增大5.6%，由于DQSE進(jìn)行分干度換熱，顯著強(qiáng)化了低干度下蒸發(fā)器的蒸發(fā)效率，因此DQSE可獲得更大的蒸發(fā)換熱.

圖5 不同充注量下的蒸發(fā)器冷量

圖6是DQSE和SE系統(tǒng)在不同制冷劑充注量的壓縮機(jī)吸氣和排氣溫度.可知，DQSE系統(tǒng)和SE系統(tǒng)的吸氣溫度隨水溫的升高而持續(xù)平緩增大，而兩系統(tǒng)的排氣溫度隨水溫的升高而明顯增大.此外，當(dāng)充注量從950 g增至1 200 g時(shí)，兩系統(tǒng)的吸氣和排氣溫度均不斷下降，下降幅度達(dá)25% ～ 30%，而過熱度也同時(shí)減小.其原因與前面類似：充注量的增大導(dǎo)致了系統(tǒng)的運(yùn)行流量增大，在壓縮機(jī)壓縮比下降的情況下，系統(tǒng)的排氣溫度和過熱度均逐漸下降.此外，DQSE系統(tǒng)的吸氣和排氣溫度均較SE系統(tǒng)低約10 %，原因是由于DQSE的低壓降，其系統(tǒng)的制冷劑流量較SE系統(tǒng)稍大，在壓縮機(jī)耗功相當(dāng)時(shí)，其排氣溫度和過熱度均降低.

圖6 不同充注量下吸氣和排氣溫度

圖7是DQSE和SE系統(tǒng)COP隨不同充注量變化的規(guī)律.當(dāng)水溫為15 ℃時(shí)，DQSE系統(tǒng)的最高COP為3.98，對(duì)應(yīng)制冷劑充注量為1 100 g，DQSE系統(tǒng)的最高COP為3.81，對(duì)應(yīng)制冷劑充注量為1 000 g；隨著水溫的升高，兩系統(tǒng)的COP均持續(xù)下降，其中，當(dāng)水溫升為55 ℃時(shí)，DQSE系統(tǒng)的COP下降約15%，而DQSE系統(tǒng)的COP下降約12%.這是由于水溫的升高使壓縮機(jī)的壓縮效率下降而且水箱的傳熱溫差減小.DQSE系統(tǒng)的COP較SE系統(tǒng)高4.5%，主要原因是分干度換熱機(jī)制強(qiáng)化了DQSE的蒸發(fā)換熱效率，而且一定程度降低了阻力壓降，從而降低了壓縮機(jī)耗功.此外，DQSE系統(tǒng)最佳COP對(duì)應(yīng)的充注量較SE系統(tǒng)高10%，說明在相同系統(tǒng)容量下，DQSE系統(tǒng)可容納更多的制冷劑，并獲得更高的系統(tǒng)性能.

圖7 不同充注量下的系統(tǒng)COP

圖8是DQSE和SE系統(tǒng)的制熱量隨不同充注量變化的規(guī)律.DQSE系統(tǒng)在最高COP時(shí)獲得的制熱量為2.91 kW，對(duì)應(yīng)充注量為1 100 g，水溫為15 ℃，而最高制熱量為3.55 kW，對(duì)應(yīng)充注量為1 150 g，水溫為35 ℃.系統(tǒng)的最高制熱量較獲得最佳COP點(diǎn)制熱量高21.9%，而充注量較后者高4.5%.SE系統(tǒng)在最高COP時(shí)獲得的制熱量為2.84 kW，對(duì)應(yīng)充注量為1 000 g，水溫為15 ℃，而最高制熱量為3.31 kW，對(duì)應(yīng)充注量為1 100 g，水溫為30 ℃.系統(tǒng)的最高制熱量較獲得最佳COP點(diǎn)制熱量高16.5%，而充注量較后者高10%.由于分干度蒸發(fā)器的強(qiáng)化換熱作用，當(dāng)兩系統(tǒng)運(yùn)行流量均增大時(shí)，DQSE系統(tǒng)的制熱量增大更顯著.當(dāng)制冷劑充注量不足時(shí)，DQSE系統(tǒng)的制熱量明顯下降，而SE系統(tǒng)變化較小，說明DQSE系統(tǒng)的制冷量對(duì)制冷劑不足的敏感度較高.因此充注量的優(yōu)化匹配對(duì)DQSE系統(tǒng)更重要.

圖8 不同充注量下的制熱量

4 結(jié) 論

本文將新型的分干度蒸發(fā)器應(yīng)用于空氣源熱泵熱水器系統(tǒng)中，研究了在GB/T 23137-2008名義環(huán)境工況下，新型系統(tǒng)的綜合性能以及制冷劑充注量的匹配規(guī)律，得到了以下結(jié)論：

1) 采用分干度蒸發(fā)器的熱泵系統(tǒng)，其最高COP和最大制熱量分別較原型熱泵系統(tǒng)提高4.5%和7.3%.

2) 在相同的系統(tǒng)配置下，DQSE熱泵系統(tǒng)需制冷劑充注量較SE系統(tǒng)更多，對(duì)充注量更敏感，因此充注量匹配DQSE熱泵系統(tǒng)的性能影響更大.

3) 在相同的系統(tǒng)配置下，DQSE熱泵系統(tǒng)較SE系統(tǒng)獲得更高的COP和制熱量，是DQSE具有的強(qiáng)化換熱和低壓降的特性在熱泵系統(tǒng)中的體現(xiàn).