外繞微通道冷凝盤(pán)管結(jié)構(gòu)對(duì)熱泵熱水器性能的影響

劉恒，李舒宏，杜明浩，譚建明

(1.東南大學(xué)能源與環(huán)境學(xué)院，江蘇南京，210096；2.空調(diào)設(shè)備及系統(tǒng)運(yùn)行節(jié)能?chē)?guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，廣東珠海，519070；3.珠海格力電器股份有限公司，廣東珠海，519070；4.廣東省制冷設(shè)備節(jié)能環(huán)保技術(shù)企業(yè)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，廣東珠海，519070)

隨著建筑能耗的日益增加，熱水器能耗在建筑總能耗中所占比重也在逐漸增加[1?2]。與傳統(tǒng)直接消耗化石燃料或電加熱的熱水器相比，熱泵熱水器因其能量利用效率更高，而在節(jié)能減排方面具有巨大潛力[3]。目前市場(chǎng)上熱泵熱水器結(jié)構(gòu)根據(jù)冷凝器所在位置主要分為內(nèi)置式和外繞式2種，冷凝器內(nèi)置式熱泵熱水器由于易出現(xiàn)結(jié)垢和腐蝕問(wèn)題，所以逐漸退出市場(chǎng)[4]，而外繞式熱泵熱水器則受到大力推廣。

近年來(lái)，學(xué)者們?cè)跓岜脽崴餍阅芴嵘矫孢M(jìn)行了大量實(shí)驗(yàn)和模擬研究，涉及系統(tǒng)循環(huán)、部件設(shè)計(jì)、工質(zhì)充注和控制運(yùn)行策略等[5?8]，其中冷凝水箱是影響系統(tǒng)節(jié)能性能的重要部件，因此，成為部件優(yōu)化研究的焦點(diǎn)[9?11]。鑒于外繞水箱的冷凝器與水箱之間存在較強(qiáng)的相互作用，難以用單獨(dú)的軟件進(jìn)行準(zhǔn)確模擬，所以近些年開(kāi)始使用多種軟件進(jìn)行聯(lián)合模擬研究。SHAH等[12]考慮到熱泵系統(tǒng)和水箱流場(chǎng)的動(dòng)態(tài)相互依賴(lài)關(guān)系，提出了一種將穩(wěn)態(tài)蒸汽壓縮熱泵模型和動(dòng)態(tài)水箱傳熱模型耦合在一起的關(guān)聯(lián)建模方法，描述熱泵熱水器系統(tǒng)的準(zhǔn)穩(wěn)態(tài)升溫過(guò)程；LI等[13]在SHAH的研究基礎(chǔ)上開(kāi)發(fā)了一種模擬外繞銅管冷凝器式ASHPWH 加熱過(guò)程的關(guān)聯(lián)模型，通過(guò)水箱壁與箱內(nèi)水體進(jìn)行數(shù)據(jù)交換，該模型反映蒸汽壓縮系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)變化以及箱內(nèi)流場(chǎng)的瞬態(tài)特性；DAI等[14?15]受到上述關(guān)聯(lián)模型的啟發(fā)，建立包括熱泵系統(tǒng)和儲(chǔ)熱水箱在內(nèi)的耦合模型，對(duì)內(nèi)置式熱泵熱水器的蓄能和釋能過(guò)程進(jìn)行了仿真研究；YE 等[16]進(jìn)一步開(kāi)發(fā)了能夠準(zhǔn)確預(yù)測(cè)外繞圓銅管式熱泵熱水器性能的耦合模型。

近年來(lái)，一種高效傳熱的微通道換熱器被應(yīng)用到熱泵熱水器領(lǐng)域。不同于傳統(tǒng)銅管冷凝器與水箱外壁之間的線接觸，多孔微通道換熱扁管與水箱的接觸為面接觸，換熱接觸面積大，傳熱效果更好，制冷劑充注量更小[17]。此外，流體在傳統(tǒng)管道和微通道流動(dòng)過(guò)程中重力、剪切力和表面張力有明顯差異，由于這些力決定了在給定液相速度和氣相速度組合下建立的流場(chǎng)狀態(tài)，所以在微通道冷凝過(guò)程中的傳熱特性和壓降特性與傳統(tǒng)的管道差異較大[18]。巫江虹等[19?20]對(duì)比研究了微通道熱泵熱水器和傳統(tǒng)圓銅管熱泵熱水器，證明了微通道熱泵熱水器性能更加優(yōu)越，但未進(jìn)一步探究其結(jié)構(gòu)優(yōu)化。為了方便快捷地探究外繞式微通道冷凝器的最優(yōu)結(jié)構(gòu)，迫切需要開(kāi)發(fā)出一個(gè)能夠精確反映熱泵系統(tǒng)瞬時(shí)特性和水箱動(dòng)態(tài)溫度及速度分布的模型。

鑒于目前學(xué)界缺乏針對(duì)微通道冷凝器的結(jié)構(gòu)優(yōu)化研究，本文作者針對(duì)外繞微通道冷凝盤(pán)管的空氣源熱泵熱水器建立一種能夠輸出系統(tǒng)性能和水箱傳熱流動(dòng)特性的多熱流密度耦合模型，并通過(guò)實(shí)驗(yàn)進(jìn)行驗(yàn)證，模擬分析不同結(jié)構(gòu)微通道冷凝器對(duì)熱泵熱水器系統(tǒng)水溫分布、系統(tǒng)能效及傳熱特性的影響，對(duì)微通道熱泵熱水器的結(jié)構(gòu)優(yōu)化具有一定指導(dǎo)意義。

1 系統(tǒng)描述

1.1 微通道熱泵熱水器系統(tǒng)

建模和模擬的對(duì)象是外繞微通道冷凝器的空氣源熱泵熱水器，主要由翅片管蒸發(fā)器、壓縮機(jī)、外繞微通道冷凝器的水箱和膨脹閥等部件組成。熱泵熱水器系統(tǒng)采用電驅(qū)動(dòng)的蒸汽壓縮循環(huán)，制冷劑在蒸發(fā)器中吸收空氣中的熱量并在冷凝器中將熱量釋放到儲(chǔ)熱水箱中。研究使用的水箱內(nèi)膽為不銹鋼材質(zhì)，外繞微通道扁管后再用30 mm 厚的聚氨酯保溫層隔熱，此種水箱保溫效果良好，測(cè)試過(guò)程中散失到環(huán)境中的熱量可忽略不計(jì)[21]。

圖1所示為外繞微通道冷凝器水箱的細(xì)節(jié)圖。由圖1可見(jiàn)：應(yīng)用到熱泵熱水器領(lǐng)域的微通道冷凝器是由2 根集管連接若干根平行的等間距鋁扁管，通過(guò)在集管中設(shè)置隔板將微通道冷凝器分割為多個(gè)流程(箭頭表示制冷劑流動(dòng)方向)，每根扁管內(nèi)部都由若干條平行的直徑為0.2～3.0 mm 的微通道構(gòu)成。將微通道管包裹在水箱外部并使用彈簧扣固定，保證扁管與水箱緊密結(jié)合，便得到外繞微通道冷凝器的蓄熱水箱。本文涉及的外繞等/變扁管間距微通道冷凝器型空氣源熱泵熱水器的主要參數(shù)如表1所示。

圖1 外繞微通道冷凝器水箱細(xì)節(jié)圖Fig.1 Details of tank wrapped around mini-channel condenser

表1 外繞等/變扁管間距微通道扁管冷凝器的儲(chǔ)熱水箱主要結(jié)構(gòu)參數(shù)Table 1 Main structure parameters of tank wrapped around variable/constant flat tube spacing mini-channel condenser

1.2 實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)

為了驗(yàn)證耦合模型的準(zhǔn)確性，搭建一個(gè)外繞微通道冷凝器的熱泵熱水器實(shí)驗(yàn)臺(tái)，如圖2所示。由圖2可見(jiàn)：實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)采用的是1臺(tái)家用空氣源微通道熱泵熱水器，水箱參數(shù)、壓縮機(jī)和蒸發(fā)器參數(shù)見(jiàn)表1。為了獲得水箱內(nèi)溫度分布和熱泵系統(tǒng)的運(yùn)行參數(shù)，將T型熱電偶(精度±0.5 ℃)安裝在水箱中軸線距底0.3 m 和1.2 m 處，將電子壓力傳感器(精度等級(jí)G10)安裝在壓縮機(jī)的入口段和出口段。實(shí)驗(yàn)臺(tái)放置在溫度和濕度可控的房間內(nèi)，保證實(shí)驗(yàn)過(guò)程中環(huán)境參數(shù)恒定。本研究中環(huán)境溫度設(shè)置為20 ℃，控制精度為±0.5 ℃；相對(duì)濕度設(shè)置為65%，控制精度為±3%。

圖2 外繞微通道冷凝器式熱泵熱水器的實(shí)驗(yàn)裝置Fig.2 Experimental facility of HPWH with wrapped-tank mini-channel condenser

2 建立模型

2.1 模型基本假設(shè)

在保證準(zhǔn)確性的前提下合理簡(jiǎn)化模型，針對(duì)本模擬采用以下假設(shè)：

1)由于加熱過(guò)程緩慢，可將加熱過(guò)程離散化，假設(shè)每個(gè)時(shí)間區(qū)間內(nèi)的熱力循環(huán)不隨時(shí)間變化；

2)同一流程所有通道內(nèi)的冷凝過(guò)程是相同的；

3)實(shí)際工程中會(huì)在冷凝扁管和水箱外壁接觸處涂抹導(dǎo)熱硅膠，導(dǎo)致接觸熱阻非常小，故本研究忽略其影響；

4)水側(cè)可以看作封閉空間內(nèi)的自然對(duì)流，為便于處理由于溫差引起的浮升力項(xiàng)，采用Boussinesq假設(shè)[22]；

5)加熱過(guò)程水箱內(nèi)熱水自然對(duì)流的瑞利數(shù)小于1.0×1010，故將其設(shè)置為層流流動(dòng)，且內(nèi)壁界面上采用無(wú)滑移條件；

6)圖3所示為外繞微通道冷凝器的水箱模型簡(jiǎn)化示意圖。假設(shè)微通道冷凝扁管是360°纏繞在水箱內(nèi)膽外壁，并在外壁面用一層層環(huán)狀面熱源替代微通道扁管加熱，進(jìn)行多熱流密度邊界設(shè)定，此外，除與扁管接觸部分之外的壁面均設(shè)置為絕熱。

圖3 外繞微通道冷凝器的水箱模型簡(jiǎn)化示意圖Fig.3 Simplified schematic diagram of water tank wrapped around mini-channel condenser model

2.2 蒸汽壓縮熱泵系統(tǒng)模型

建立的蒸汽壓縮熱泵系統(tǒng)模型包括蒸發(fā)器、壓縮機(jī)、膨脹閥和微通道冷凝器4個(gè)子模型。其中微通道冷凝器模型由于其結(jié)構(gòu)的特殊性需要詳細(xì)介紹，其余子模型的細(xì)節(jié)參照文獻(xiàn)[16]。耦合模型中的制冷劑為R410a，其熱力學(xué)參數(shù)由REFPROP 7.0調(diào)取得到。微通道冷凝器模型介紹如下。

根據(jù)制冷劑的相態(tài)，將冷凝器分為過(guò)熱區(qū)、兩相區(qū)和過(guò)冷區(qū)3個(gè)區(qū)域，每個(gè)區(qū)域的微通道管長(zhǎng)度不同，采用多區(qū)域移動(dòng)邊界來(lái)描述冷凝器模型。微通道冷凝器采用如圖4所示的5 層分布參數(shù)模型。

圖4 微通道冷凝器多層模型示意圖Fig.4 Multi-layer model of micro-channel condenser

第1層為微元層，換熱流動(dòng)基本控制方程建立在該層；

第2層為微通道層，按流動(dòng)方向逐個(gè)計(jì)算換熱流動(dòng)微元；

第3層和第4層分別為扁管層和流程層，均按照壓降平衡原理計(jì)算，兩者的對(duì)象分別為同一扁管的各個(gè)通道和同一流程的各根扁管；

第5層為冷凝器層，在制冷劑流動(dòng)方向上按照過(guò)熱區(qū)、兩相區(qū)和過(guò)冷區(qū)的順序依次計(jì)算整個(gè)換熱器的所有流程。

對(duì)于制冷劑各個(gè)相態(tài)區(qū)，釋放的熱量為

式中：Qc為冷凝熱量，W；hc,r,i和hc,r,o分別為每個(gè)制冷劑相態(tài)區(qū)進(jìn)口和出口的制冷劑比焓，J/g。

制冷劑和水之間的換熱方程為

式中：Qht為傳遞熱量，W；Uc為冷凝換熱系數(shù)，W·m?2·K?1；Ac為冷凝換熱面積，m2；ΔTr,w為制冷劑和水之間的換熱溫差，K。

整個(gè)傳熱過(guò)程能量平衡式為

制冷劑在冷凝盤(pán)管內(nèi)要經(jīng)歷過(guò)熱、兩相和過(guò)冷3種狀態(tài)，并且由于相態(tài)的不同，換熱系數(shù)也相差很大。為了使得模型更加準(zhǔn)確，本研究將整個(gè)制冷劑冷凝的過(guò)熱區(qū)。兩相區(qū)和過(guò)冷區(qū)3個(gè)過(guò)程的冷凝換熱系數(shù)分別設(shè)定為Uc,sh，Uc,tp和Uc,sc。用式(2)計(jì)算得到的熱流密度會(huì)被當(dāng)作水箱傳熱模型的邊界條件。

熱量從制冷劑傳遞到水中的過(guò)程如圖5所示，熱阻主要由4 部分組成：水與水箱內(nèi)壁換熱熱阻、水箱壁和冷凝管壁的導(dǎo)熱熱阻、制冷劑和通道內(nèi)壁的換熱熱阻。

圖5 傳熱過(guò)程示意圖Fig.5 Schematic diagram of heat transfer process

故各熱阻間的關(guān)系式為

式中：Rtank和Rtube分別為水箱壁和冷凝管壁的導(dǎo)熱熱阻，m2·K·W?1，可根據(jù)對(duì)應(yīng)材料的物性參數(shù)和厚度直接計(jì)算得到；hc,r為制冷劑側(cè)的換熱系數(shù)，W·m?2·K?1，計(jì)算公式為SHAH[23]專(zhuān)為微通道開(kāi)發(fā)的關(guān)聯(lián)式；hc,w為水側(cè)的換熱系數(shù)，W·m?2·K?1；XIN等[24]提出了以垂直高度為特征長(zhǎng)度的努塞爾數(shù)Nu，計(jì)算公式如下[25]：

水側(cè)對(duì)流換熱系數(shù)hc,w計(jì)算公式如下：

式中：Nuw為水體自然對(duì)流努塞爾數(shù)；RaH為水體自然對(duì)流瑞利數(shù)；β為水的體積膨脹系數(shù)，K?1；hc為外繞盤(pán)管的間距，m；vw為水的運(yùn)動(dòng)黏度，m2/s；aw為水的熱擴(kuò)散系數(shù)，m2/s；λw為水的導(dǎo)熱系數(shù)，W·m?1·K?1。

此外，熱泵系統(tǒng)的性能系數(shù)η按照下式計(jì)算：

2.3 水箱傳熱模型

考慮到實(shí)際系統(tǒng)的復(fù)雜性，簡(jiǎn)化處理外繞微通道冷凝器的水箱傳熱模型，如圖3所示。用一層層盤(pán)管代替實(shí)際帶有2根集管冷凝器，并將盤(pán)管定義為N層。此時(shí)，外繞微通道冷凝器的圓柱形水箱變成一個(gè)中心對(duì)稱(chēng)的幾何體。為了減少網(wǎng)格數(shù)量和提升計(jì)算效率，外繞微通道冷凝器的水箱被簡(jiǎn)化為1/4 圓柱體，如圖6所示。為了驗(yàn)證簡(jiǎn)化的可靠性，對(duì)比1/4，1/2及完整圓柱體3種模型的模擬結(jié)果，相對(duì)誤差小于1.0%。

圖6 水箱傳熱模型Fig.6 Heat transfermodel of water tank

將三維物理模型導(dǎo)入ANSYS-Workbench 中進(jìn)行非結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格劃分，在水箱進(jìn)出口及水箱內(nèi)壁面附近做網(wǎng)格加密處理。在進(jìn)行網(wǎng)格無(wú)關(guān)性驗(yàn)證時(shí)對(duì)比3種數(shù)量的網(wǎng)格(1.50×105，2.48×105和3.00×105)，對(duì)比顯示采用2.48×105和3.00×105的網(wǎng)格得到的結(jié)果接近，故選擇2.48×105的網(wǎng)格。此外，由MATLAB 熱泵模型計(jì)算得到不同相區(qū)內(nèi)的扁管數(shù)量和平均熱流密度，進(jìn)而獨(dú)立設(shè)置水箱傳熱模型中各層的環(huán)狀面熱源。仿真過(guò)程由軟件Fluent16.2進(jìn)行求解。

2.4 模型耦合

在加熱最開(kāi)始，水箱內(nèi)水溫分布是均勻的。具體耦合計(jì)算過(guò)程如下：

1)將水側(cè)初始參數(shù)輸入到MATLAB 熱泵循環(huán)模型中，計(jì)算初始熱流密度；

2)計(jì)算得到的熱流密度作為邊界條件輸入到三維水箱傳熱模型中，獲得新的水側(cè)參數(shù)，并輸入到MTALAB 中重復(fù)迭代，直到結(jié)果差值小于1%；

3)按照此循環(huán)流程逐個(gè)計(jì)算從初始狀態(tài)到結(jié)束狀態(tài)的每個(gè)離散時(shí)間區(qū)間，在各個(gè)離散的時(shí)間區(qū)間內(nèi)，運(yùn)行的是穩(wěn)態(tài)系統(tǒng)模型。

2.5 模型驗(yàn)證

基于外繞微通道冷凝器熱泵熱水器系統(tǒng)建立實(shí)驗(yàn)臺(tái)，并進(jìn)行實(shí)驗(yàn)來(lái)驗(yàn)證模型的準(zhǔn)確性。實(shí)驗(yàn)測(cè)試蓄能過(guò)程的壓縮機(jī)吸排氣壓力及水箱溫度，工況參數(shù)如下：空氣溫度為20 ℃，初始水溫分別為10，15和20 ℃，加熱終點(diǎn)溫度均為55 ℃。

3種工況下模型預(yù)測(cè)結(jié)果與實(shí)驗(yàn)測(cè)量結(jié)果的對(duì)比如圖7所示。由圖7可見(jiàn)：壓縮機(jī)吸排氣壓力的模擬與實(shí)驗(yàn)結(jié)果的最大相對(duì)偏差不超過(guò)2%，水箱溫度模擬與實(shí)驗(yàn)結(jié)果的最大相對(duì)偏差亦不超過(guò)5%，證明了該耦合模型相對(duì)準(zhǔn)確，可進(jìn)一步模擬變工況下外繞微通道冷凝器的熱泵熱水器系統(tǒng)。此外，在加熱初期的相對(duì)誤差較大而在之后的誤差小，這是由于升溫初期(大約20 min)水箱內(nèi)溫度場(chǎng)會(huì)發(fā)生較劇烈變化，當(dāng)溫度場(chǎng)穩(wěn)定后誤差將會(huì)變小。

圖7 3種工況下模型預(yù)測(cè)結(jié)果與實(shí)驗(yàn)測(cè)量結(jié)果的對(duì)比Fig.7 Model predictions vs experimental measurements at three conditions

3 模擬結(jié)果與分析

3.1 等/變扁管間距熱泵熱水器的性能比較

微通道冷凝器外繞于水箱內(nèi)膽外壁，在保證冷凝器總高度和總接觸面積不變的情況下，將扁管間距分相等和變化2種情況進(jìn)行模擬。圖8(a)所示為2種結(jié)構(gòu)系統(tǒng)蓄能不同時(shí)間時(shí)水溫隨高度變化圖。由圖8(a)可見(jiàn)：在加熱30，60，90 和120 min時(shí)，兩者距水箱底部0.1 m(底部)處的溫度差分別為0.5，1.5，3.5和4.8 ℃，距水箱底部1.8 m(頂部)處的溫度差分別為0.7，1.5，2.5和3.2 ℃。由此可得，相較于等扁管間距結(jié)構(gòu)的熱泵熱水器，變扁管間距結(jié)構(gòu)的熱泵熱水器系統(tǒng)的加熱速度更快，將更早達(dá)到目標(biāo)溫度。

圖8 不同結(jié)構(gòu)系統(tǒng)水溫隨高度變化及系統(tǒng)性能系數(shù)、水側(cè)Nu隨時(shí)間變化圖Fig.8 Variation of water temperature vs height and system η and Nu of different structures vs heating time

圖8(b)所示為等/變扁管間距結(jié)構(gòu)下系統(tǒng)性能系數(shù)η及水側(cè)Nu隨時(shí)間變化圖。整個(gè)傳熱過(guò)程的水側(cè)熱阻最大，為主導(dǎo)項(xiàng)，可直接反映出傳熱效果，因此選擇水側(cè)Nu作為觀測(cè)參數(shù)；而性能系數(shù)η可以直接反映整個(gè)系統(tǒng)的運(yùn)行效率。由圖8(b)可知：等扁管間距和變扁管間距結(jié)構(gòu)熱泵熱水器系統(tǒng)水側(cè)平均Nu分別為157.42 和165.41，后者比前者提升了5.08%；等扁管間距和變扁管間距結(jié)構(gòu)熱泵熱水器系統(tǒng)性能系數(shù)η分別為4.23和4.50，后者比其前者提升了6.44%。

比較2種結(jié)構(gòu)，變扁管間距結(jié)構(gòu)的冷凝器扁管更多地集中在水箱下部溫度較低的區(qū)域。一方面，這導(dǎo)致下部的能量輸入密度更高，從而使得下部靠近壁面的水溫上升更快，密度差擴(kuò)大，浮升力增大，靠近壁面處水的擾動(dòng)增強(qiáng)，水側(cè)Nu也隨之增大；另一方面，這種結(jié)構(gòu)也導(dǎo)致冷凝器的整體冷凝溫度有所下降，有利于系統(tǒng)更好地運(yùn)行，從而使得系統(tǒng)性能系數(shù)η得到提升。此外，在微細(xì)尺度通道內(nèi)的兩相冷凝流動(dòng)機(jī)制和傳統(tǒng)大直徑管道有很大差異，相較于重力和剪切力而言其表面張力的作用更大，為主導(dǎo)項(xiàng)[26]。因此，在液態(tài)制冷劑附著在通道四周而氣態(tài)制冷劑從通道中心穿過(guò)的情況下，隨著整體冷凝溫度減小，兩相流中液態(tài)制冷劑的黏度增大而氣態(tài)制冷劑的黏度減小，氣液兩態(tài)制冷劑的速度差將會(huì)變大，氣液界面的擾動(dòng)隨之增大，從而增強(qiáng)了制冷劑側(cè)的換熱。

3.2 扁管間距不同線性變化規(guī)律對(duì)傳熱效果的影響

為了探究不同扁管間距線性變化規(guī)律對(duì)水箱溫度場(chǎng)及系統(tǒng)性能的影響，在扁管根數(shù)N和盤(pán)管高度Hc相同的情況下，對(duì)初始扁管間距hc,0分別為8.0，9.5 和11.0 mm 的系統(tǒng)進(jìn)行模擬仿真。圖9(a)展示了不同初始扁管間距的熱泵熱水器在靜態(tài)蓄能不同時(shí)間時(shí)水溫隨高度變化情況。由圖9(a)可見(jiàn)：在靜態(tài)蓄能30 min時(shí)，3種參數(shù)下的水箱軸向溫度分布差別不大；在靜態(tài)蓄能60 min 時(shí)，在水箱上部3種參數(shù)下的水箱軸向溫度分布也沒(méi)有明顯差別，但是在水箱下部，可以看到同一高度處hc,0越小，水溫越高；而在靜態(tài)蓄能90 min 和120 min時(shí)，整個(gè)水箱均出現(xiàn)hc,0越小，整體軸向溫度上升的趨勢(shì)。因此，減小初始扁管間距在一定程度上有利于提升水箱內(nèi)整體水溫。此外，hc,0越小，能量輸入越集中在下部，從而導(dǎo)致下部水溫升高更快，而由于自然對(duì)流熱水上浮，這種影響會(huì)慢慢地從底部向上擴(kuò)展，所以在加熱初期下部溫度差較大而上部溫度差較小，且隨著加熱時(shí)間延長(zhǎng)，上部溫度差也慢慢增大。

圖9 不同結(jié)構(gòu)參數(shù)的水箱水溫隨高度變化圖Fig.9 Water temperature of tank with different structure parameters vs height

圖10(a)所示為3 種初始扁管間距下熱泵熱水器水側(cè)Nu隨加熱時(shí)間變化圖。初始扁管間距分別為8.0，9.5 和11.0 mm 的系統(tǒng)水側(cè)平均Nu分別為165.41，155.96 和150.16，其中初始扁管間距為8 mm 的系統(tǒng)水側(cè)平均Nu最高。由圖10(a)可見(jiàn)：水側(cè)Nu會(huì)隨著初始扁管間距減小而增大，加熱時(shí)間也會(huì)縮短。

圖10 不同結(jié)構(gòu)參數(shù)下系統(tǒng)水側(cè)Nu隨加熱時(shí)間變化圖Fig.10 Nu of HPWH with different structure parameters vs heating time

圖11(a)所示為3 種初始扁管間距下冷凝器不同相區(qū)熱流密度隨加熱時(shí)間變化圖。由圖11(a)可見(jiàn)：3個(gè)相區(qū)的熱流密度均隨著初始扁管間距減小而增大，這也從能量輸入密度的角度解釋了水側(cè)Nu增大及加熱時(shí)間縮短的原因。此外，3個(gè)相區(qū)的熱流密度變化趨勢(shì)有所不同，過(guò)熱區(qū)的熱流密度先減小后增大；兩相區(qū)的熱流密度則是在一開(kāi)始降低很小，之后基本按照線性減??；而過(guò)冷區(qū)熱流密度則是在整個(gè)加熱過(guò)程一直增大。該趨勢(shì)變化主要和水箱內(nèi)軸向溫度場(chǎng)的變化規(guī)律相關(guān)，處于過(guò)冷區(qū)和兩相區(qū)的扁管位于水箱下部，此部分水體受熱后不斷上浮，從而造成下部水溫變化小而中上部水溫提升大，因此，過(guò)冷區(qū)和兩相區(qū)的熱流密度在初期變化較小，而過(guò)熱區(qū)熱流密度卻因換熱溫差減小而逐漸減??；隨著水箱軸向梯度溫度場(chǎng)的逐漸建立，冷凝器兩相區(qū)對(duì)應(yīng)的水體溫度逐漸升高，導(dǎo)致冷凝效果變差，造成兩相區(qū)的熱流密度逐漸減小，而由于潛熱換熱為主導(dǎo)項(xiàng)，所以在兩相區(qū)所占據(jù)的換熱面積將會(huì)增大，從而造成過(guò)冷區(qū)和過(guò)熱區(qū)的換熱面積減小，導(dǎo)致二者開(kāi)始增大。

圖11 不同結(jié)構(gòu)參數(shù)下冷凝器三相區(qū)熱流密度隨加熱時(shí)間變化圖Fig.11 Heat fluxes of condenser with different structure parameters in three phase regions vs heating time

3.3 微通道尺寸對(duì)傳熱效果的影響

為探究微細(xì)尺度下通道尺寸對(duì)系統(tǒng)性能的影響，在控制扁管流動(dòng)橫截面積、扁管寬度及冷凝器高度Hc不變的情況下，對(duì)不同當(dāng)量直徑的熱泵熱水器系統(tǒng)進(jìn)行模擬。圖9(b)所示為不同通道當(dāng)量直徑下系統(tǒng)在靜態(tài)蓄能不同時(shí)刻水溫隨高度變化圖。由圖9(b)可見(jiàn)：隨著通道當(dāng)量直徑減小，水箱整體水溫有所提升，這也意味著在微細(xì)尺度下，減小通道尺寸可增強(qiáng)加熱效果。這是因?yàn)橥ǖ莱叽缭叫?，表面張力的影響越大，?dǎo)致制冷劑氣液界面的擾動(dòng)增大，從而促進(jìn)了傳熱強(qiáng)化。

圖10(b)和11(b)所示分別為不同通道當(dāng)量直徑下系統(tǒng)水側(cè)Nu和冷凝器不同相區(qū)熱流密度隨加熱時(shí)間的變化情況。由圖10(b)可見(jiàn)：水側(cè)Nu會(huì)隨著通道當(dāng)量直徑減小而增大；通道當(dāng)量直徑為0.86，1.02 和1.23 mm 的3 種結(jié)構(gòu)在整個(gè)加熱過(guò)程中水側(cè)平均Nu分別為167.67，165.41 和156.90。由圖11(b)可見(jiàn)：兩相區(qū)的熱流密度均隨著通道尺寸減小而增大，但是過(guò)熱區(qū)及過(guò)冷區(qū)的熱流密度則呈現(xiàn)相反的趨勢(shì)。由于兩相區(qū)熱流密度占主導(dǎo)地位，所以整個(gè)冷凝器的平均熱流密度仍增大，從而呈現(xiàn)出通道當(dāng)量直徑越小的系統(tǒng)加熱效果越好的趨勢(shì)。

4 結(jié)論

1)在環(huán)境溫度為20 ℃，水箱初始水溫分別為10，15和20 ℃的工況下，實(shí)驗(yàn)結(jié)果和模擬結(jié)果的相對(duì)偏差最大不超過(guò)5%，建立的耦合模型可用于外繞微通道冷凝器式熱泵熱水器的變工況模擬。

2)在環(huán)境溫度為20 ℃，水箱初始水溫為15 ℃的工況下，相較于等扁管間距結(jié)構(gòu)式熱泵熱水器，變扁管間距結(jié)構(gòu)式熱泵熱水器在靜態(tài)蓄能過(guò)程水側(cè)平均Nu提升了5.08%、系統(tǒng)平均性能系數(shù)提升了6.44%；相同工況下，變扁管間距結(jié)構(gòu)式熱泵熱水器的初始扁管間距和通道尺寸越小，傳熱效果越好。

3)本文所提出的外繞變扁管間距微通道冷凝器式熱泵熱水器具有良好的傳熱特性和系統(tǒng)性能，有利于外繞微通道冷凝器的設(shè)計(jì)優(yōu)化和熱泵熱水器系統(tǒng)的節(jié)能增效。