新型熱泵供暖裝置傳熱系數(shù)的計算和分析

邵月月 王月月 劉 宇 金 英

（1.中國制冷學(xué)會 北京 100142；2.國貿(mào)工程設(shè)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(huán)境污染問題，近年來我國積極采取應(yīng)對措施，其中“煤改電”政策的實施對京津冀重點地區(qū)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(shù)的不斷提升，“煤改電”工程建設(shè)中主要應(yīng)用熱泵技術(shù)。熱泵技術(shù)是一項能夠充分應(yīng)用可再生能源、提升建筑綠色標準的節(jié)能技術(shù)[3]。熱泵機組每耗費1 份高品位電能，能夠產(chǎn)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(guān)領(lǐng)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(shù)的影響，研究表明，相變換熱器傳熱系數(shù)的波動范圍為0.52～0.63kW/（m2·℃），通過該數(shù)據(jù)確定換熱器兩側(cè)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(qū)動的吸收-噴射式熱泵系統(tǒng)（GAX-E），結(jié)果表明，標準工況下系統(tǒng)COP 達到1.52，系統(tǒng)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(qū)的適用性，針對嚴寒地區(qū)代表城市沈陽進行冬季采暖的測試試驗，結(jié)果表明，穩(wěn)定運行的測試期內(nèi)，室內(nèi)平均溫度為18.8℃，在極寒條件下（室外最冷溫度-23℃）室內(nèi)溫度也能維持在18.5℃，均可以滿足北方地區(qū)冬季采暖要求，測試期的制熱性能系數(shù)COP 為1.73。

綜上所述，空氣源熱泵系統(tǒng)在供暖降耗方面仍具有較大的市場空間，進一步對新型設(shè)備的開發(fā)、優(yōu)化，仍是供暖減排的關(guān)鍵。丁若晨等[8]對熱泵驅(qū)動熱管輻射供熱一拖一系統(tǒng)進行研究，研究表明，熱泵驅(qū)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(tǒng)制熱COP 最高達4.1，充分驗證了熱泵熱管耦合供熱系統(tǒng)的可行性。本文針對北方農(nóng)村地區(qū)多房間供熱需求，提出了熱管散熱器串聯(lián)供熱裝置，散熱器串聯(lián)結(jié)構(gòu)相比于并聯(lián)結(jié)構(gòu)系統(tǒng)更簡單且不涉及制冷劑分流問題，秉承著由簡單到復(fù)雜的研究思路對該系統(tǒng)進行研究。本文將結(jié)合傳熱過程相關(guān)理論，以壓縮機定頻率運行時相關(guān)實驗數(shù)據(jù)對系統(tǒng)各傳熱過程的傳熱系數(shù)進行分析計算，并分析系統(tǒng)整體運行情況，為進一步開發(fā)應(yīng)用提供理論基礎(chǔ)。

1 新型供暖裝置實驗研究

1.1 實驗系統(tǒng)

圖1 所示為新型空氣源熱泵供熱系統(tǒng)，該系統(tǒng)是由室外側(cè)和室內(nèi)側(cè)（串聯(lián)散熱器）兩部分組成。室外側(cè)由額定工況下輸入功率為2.2kW 的壓縮機[9]、翅片管式蒸發(fā)器、軸流式風機、熱力膨脹閥等構(gòu)成。室外側(cè)為8 臺串聯(lián)熱管散熱器構(gòu)成，系統(tǒng)工質(zhì)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(zhì)（R134a）換熱，冷凝盤管中冷凝后的制冷劑液體經(jīng)節(jié)流后進入蒸發(fā)器，在蒸發(fā)器中蒸發(fā)吸熱變?yōu)橹评鋭怏w，再一次被吸入壓縮機。

圖1 新型空氣源熱泵供熱系統(tǒng)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(jié)構(gòu)，熱管散熱器下集管部分實質(zhì)上為冷凝-蒸發(fā)器。

圖2 冷凝-蒸發(fā)器原理Fig.2 Schematic diagram of the condenser-evaporator

1.2 測試方法

根據(jù)實驗需求，需要采集溫度、壓力、濕度、功率、流量等參數(shù)，本實驗通過使用安捷倫34970A進行數(shù)據(jù)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(shù)如表1 所示。

表1 實驗用儀器儀表性能參數(shù)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(nèi)/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(jiān)測系統(tǒng)運行狀態(tài)、熱管散熱器表面溫度分布及變化情況、熱管散熱器內(nèi)部壓力變化及分布情況等。系統(tǒng)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(jīng)流量計的制冷劑為液態(tài)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(tǒng)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(cè)相對濕度為50%，實驗測試階段未發(fā)生室外機結(jié)霜現(xiàn)象。室內(nèi)側(cè)和室外側(cè)溫度穩(wěn)定后開啟供熱裝置，同時開啟數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)。

表2 測試工況Table 2 Test conditions

2 系統(tǒng)傳熱過程中傳熱系數(shù)的確定

根據(jù)傳熱過程相關(guān)理論及相關(guān)實驗數(shù)據(jù)對系統(tǒng)各傳熱過程的傳熱系數(shù)進行分析計算。

2.1 自然對流換熱表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)

根據(jù)室內(nèi)散熱器表面溫度和室內(nèi)溫度之差可以推導(dǎo)出散熱器表面與空氣換熱過程的傳熱系數(shù)，其中實驗測試各個串聯(lián)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(lián)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??；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(nèi)溫度為20℃、室外溫度為-10℃條件下，壓縮機運轉(zhuǎn)頻率為50、60、70、80Hz時，系統(tǒng)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?zhèn)鳠嵯禂?shù)hc由下式計算：

式中：hc為對流換熱表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，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(nèi)溫度，℃，取20℃。

自然對流換熱過程中不同壓縮機頻率下表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)計算結(jié)果如圖5 所示。

圖5 對流換熱表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)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?zhèn)鳠嵯禂?shù)隨著系統(tǒng)運行頻率變化而變化，系統(tǒng)測試過程中壓縮機運行頻率范圍在50~80Hz 時，50Hz 時表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)最大達到10.95W/(m2·K)，當壓縮機運行頻率為80Hz 時表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)最小也可達到9.61W/(m2·K)。

2.2 凝結(jié)換熱表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)

冷凝器管束內(nèi)部的凝結(jié)傳熱為橫管束的膜狀傳熱，根據(jù)凝結(jié)換熱計算公式對表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)進行計算。系統(tǒng)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(shù)取值及凝結(jié)換熱表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)如表4 所示。

表3 系統(tǒng)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(shù)取值及凝結(jié)換熱表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)Table 4 Parameter values and condensation heat transfer coefficient calculation results at the heat pump saturation temperature

式中：hn為凝結(jié)換熱表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，W/(m2·K)；C1為凝結(jié)換熱參數(shù)，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(dǎo)熱系數(shù)，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(nèi)徑，m；ts1為熱泵工質(zhì)飽和溫度，℃；tw1為冷凝盤管內(nèi)壁溫度，℃。

由表4 可知，散熱器內(nèi)部冷凝盤管進行凝結(jié)換熱時，凝結(jié)換熱表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)隨壓縮機頻率的變化而變化，當系統(tǒng)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(jié)換熱表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)最大，為4039.54W/(m2·K)，當壓縮機運行頻率為80Hz 時表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)最小也達3290.13W/(m2·K)。

2.3 沸騰換熱表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)

冷凝器管束外部的沸騰換熱表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)按照大容器飽和核態(tài)沸騰的無量綱關(guān)聯(lián)式計算。

式中：hf為沸騰換熱表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，W/(m2·K)；C2為沸騰換熱參數(shù)，取0.62；λl為飽和液體的導(dǎo)熱系數(shù)，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(nèi)工質(zhì)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(nèi)部工質(zhì)在冷凝盤管外部進行沸騰換熱時，沸騰換熱表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)隨著壓縮機運行頻率的變化而變化，當系統(tǒng)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?zhèn)鳠嵯禂?shù)最小為463.64W/(m2·K)，當壓縮機頻率為50、70Hz 時沸騰換熱表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)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?zhèn)鳠嵯禂?shù)最大為467.67W/(m2·K)。

表5 R134a 飽和溫度下各參數(shù)取值及沸騰換熱表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)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(shù)公式擬合

根據(jù)有限的實驗數(shù)據(jù)對該形式的散熱器內(nèi)部總傳熱系數(shù)及外部自然對流換熱表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)在不同頻率下變化規(guī)律其多項式擬合關(guān)系式如下：

熱管散熱器內(nèi)部傳熱系數(shù)多項式擬合關(guān)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?zhèn)鳠嵯禂?shù)多項式擬合關(guān)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(tǒng)計學(xué)知識，根據(jù)可決系數(shù)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(nèi)、外傳熱系數(shù)擬合公式R2值分別為0.9986、0.9954，整體擬合效果較優(yōu)，誤差較小。

3 系統(tǒng)性能

對新型供熱裝置系統(tǒng)性能進行分析，其中系統(tǒng)功耗W 以給定工況下，系統(tǒng)達到穩(wěn)定運行狀態(tài)時，功率表所記錄的功率數(shù)據(jù)為依據(jù)。

系統(tǒng)COP 以達到穩(wěn)定運行狀態(tài)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(jù)式（4）進行計算：

圖6 所示為系統(tǒng)定頻狀態(tài)下穩(wěn)定運行期間壓縮機功率、COP 變化情況。由圖6 可知，當設(shè)定室外溫度-10℃、室內(nèi)溫度20℃，系統(tǒng)定頻狀態(tài)穩(wěn)定運行情況下，系統(tǒng)各項性能參數(shù)變化情況如下：系統(tǒng)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(tǒng)功率為1.81kW，當壓縮機頻率為80Hz 時，系統(tǒng)功率為3.37kW。系統(tǒng)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(tǒng)COP 呈現(xiàn)下降趨勢，當壓縮機頻率為50Hz 時，系統(tǒng)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(jié)果表明壓縮機處于50Hz 運行時系統(tǒng)性能較優(yōu)，但對應(yīng)系統(tǒng)制熱量較低，因此該系統(tǒng)在實際運行中，應(yīng)綜合考慮制熱量與COP 因素。

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

4 結(jié)論

本文針對新型空氣源熱泵供熱系統(tǒng)，結(jié)合傳熱過程相關(guān)理論，選取壓縮機定頻率運行時相關(guān)實驗數(shù)據(jù)對系統(tǒng)中各傳熱過程的傳熱系數(shù)進行分析計算，并進行公式擬合，主要結(jié)論如下：

（1）當系統(tǒng)測試過程中壓縮機運行頻率為50~80Hz，系統(tǒng)與空氣自然對流換熱表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)變化范圍為9.61~10.95W/(m2·K)；冷凝盤管內(nèi)部凝結(jié)換熱表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)變化范圍為3290.13~4039.54W/(m2·K)；冷凝盤管外部下集管內(nèi)部沸騰換熱表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)變化范圍為 463.64~467.67W/(m2·K)。

（2）根據(jù)有限的實驗數(shù)據(jù)對該種形式散熱器的內(nèi)部總傳熱系數(shù)及外部自然對流換熱表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)進行公式擬合，擬合結(jié)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(tǒng)功率呈增長趨勢，系統(tǒng)COP呈下降趨勢；當壓縮機頻率為50Hz 時COP 較高，但功率、系統(tǒng)制熱量較低，因此該系統(tǒng)在實際運行中，應(yīng)綜合考慮制熱量與COP 因素。