采用自然对流换热的空气源热泵热水器实验研究

周岳,赵晓玥,唐贝茗,邓建强

（西安交通大学化学工程与技术学院，陕西西安 710049）

采用自然对流换热的空气源热泵热水器实验研究

周岳,赵晓玥,唐贝茗,邓建强*

（西安交通大学化学工程与技术学院，陕西西安 710049）

本文设计加工了蒸发器与冷凝器均采用自然对流换热的一体式空气源热泵热水器，并通过实验获得了热水器性能随环境温度的变化关系、优化的工质充灌量和毛细管长度，评价了热泵运行对室内温度的影响。研究表明，标准工况下该热泵热水器的能效比达到2.83；环境温度为10 ℃时，150 L水箱中的水从10 ℃升到55 ℃，需要约450 min；而环境温度为30 ℃时需要约210 min。观察了蒸发器结霜现象，随着热泵运行蒸发温度提升，霜会自行化解；对丝管式蒸发器存在的较明显的压力损失和冷凝水现象进行了分析应对。研究结果为此类热泵热水器的应用提供了一定的理论分析与实验依据。

一体式热泵热水器；自然对流；丝管式换热器；实验研究；压力损失

0 引言

随着社会经济的发展和生活水平的提高，人们对舒适性的要求越来越高，家庭需要越来越多的生活热水供应。而热泵热水器以其节能、环保等优点，在该领域拥有广阔的市场前景。目前的研究多致力于解决极端工况下热泵热水器不能运行或者不能高效运行的问题[1-2]，忽视了分体式热泵热水器存在安装复杂、成本高、室外安装危险等缺点，为此市场上已推出了室内使用的一体式（或整体式）空气源热泵热水器产品（简称一体式热泵热水器）。有文献报道一体式热泵热水器能效比COP达到电热水器的（2.4～2.6）倍[3]。然而，现有的室内一体式热泵热水器更多的是将原分体式热泵热水器进行重新组装，这在应用中带来了机组噪音对室内声音环境的影响以及机组运行对冬季室内降温的影响。

本文对蒸发器与冷凝器均采用自然对流换热方式的一体式空气源热泵热水器进行低运行噪音设计并开展实验研究，分析了对室内温度的影响，获得了系统COP随环境温度、工质充灌量及毛细管长度的变化关系，并对实验中发现的压力损失、结霜和冷凝水问题进行了探讨。

1 系统设计

选取了压缩机额定功率为495 W的小型压缩机，并匹配市场上常见的150 L的水箱容积。系统装置布置如图1。由于无风机结构、无循环水泵以及小功率压缩机的使用，降低了整机运行噪音。

图1 实验装置结构示意图

热泵热水器具有突出的节能优点，这也是它区别于其他热水器的特点。其性能评价指标主要通过循环性能系数即COP来表示，其定义如下：

式中：

W ——压缩机所消耗的能量，kJ；

cP——水的比热容，kJ/(kg·K)；

ρ——水的密度，kg/m3；

V ——水箱容积，m3；

t1——初始水温，℃；

t2——终止水温，℃。

实验装置中的蒸发器采用丝管式换热器。丝管式换热器被广泛用于家用冰箱的冷凝器，是常见的自然对流空气换热式换热器，由换热管与换热管两侧垂直点焊若干等距离的钢丝所组成。由于丝管式换热器空气侧的自然对流换热系数较制冷剂侧的强制对流换热系数小的多，因此忽略制冷剂侧对流换热热阻，同时需要考虑换热器与周围环境的辐射换热。根据换热管的壁面温度不同将丝管式换热器的换热面积计算分成两相区和过热区，每一段分别计算辐射换热系数和空气侧的对流换热系数，相关计算参见文献[4]。

由于外盘管水箱需要隔内胆传热，且传热效率较低，成本较高[5]，因此本文采用沉浸式盘管换热器作为冷凝器，系统水箱为承压水箱。根据工质在冷凝盘管中所处的过热、两相和过冷三种状态，将冷凝盘管分成三段进行计算[6]。因为水箱内水分层，计算三段热负荷Qi的比例为4.0︰18.4︰1.0，将加热的水温分成三段。

系统采用R134a作为热泵工质，通过理论计算和实验相结合的方法确定最佳充灌量，采用平均密度与容积乘积法进行工质充灌量的理论计算[7-8]。

经过计算，冷凝盘管长度为7.9 m，丝管式蒸发器换热面积为2.86 m2，工质充灌量为609.73 g。

2 实验系统

实验系统主要部件参数见表1。为了装置紧凑美观并减少压力损失，将6片丝管式换热器进行组合作为系统的蒸发器。每两片换热器作为一组，每一组匹配一根毛细管，三组并联以增大流通管径面积。实验装置结构示意与测量位置示意如图2。

表1 系统主要部件参数

系统实验在焓差实验室进行，实验对不同环境温度、工质充灌量和毛细管长度进行研究，之前先对工质充灌量和毛细管长度的不同组合进行了大量的探索，初步获得了优化结果后进行正式记录。实验参照国标《GB/T 23137-2008家用和类似用途热泵热水器》开展实验，计算了水箱温度从15 ℃上升到55 ℃的COP，记录水箱温度从10 ℃上升到55 ℃所消耗的时间与相关性能参数。

图2 实验装置与测量位置示意图

3 实验结果与分析

1）工质充灌量

调整环境温度为20 ℃，毛细管长度为35 cm，调节工质充灌量为300 g、375 g、450 g、525 g和600 g。如此测得各个工况下系统的性能。从图3可以看到，系统的COP先随着工质充灌量的增加而提高，但当超过450 g时，系统的COP开始下降。实验看到，充灌量少时，工质经过蒸发器后的温度发生明显波动。之后工质充灌量增多则压缩机的进气温度增加。工质在450 g时，压缩机的进气温度维持在比较高的温度。继续增加充灌量，进气温度维持稳定甚至略有减少。

图3 COP与工质充灌量

2）毛细管长度

调整环境温度为20 ℃，工质充灌量为450 g，调节毛细管长度为25 cm、30 cm、35 cm、40 cm、和45 cm。如此测得各个工况下系统的性能。从图4可以看到，随着毛细管长度增加，系统的COP开始提高，但是当毛细管长度超过一定界限后，系统的COP开始下降。这主要是因为当毛细管过短时，蒸发温度较高，蒸发器的换热温差小，吸热量较少，冷凝器的散热量也较低。毛细管长度过大，会造成系统压缩机进排气压差增加、使压缩机功耗变大。

图4 系统COP随毛细管长度的变化

3）环境温度

调整毛细管长度为35 cm，工质充灌量为450 g，调节环境参数干球/湿球温度为（10/8、15/11、20/15、25/19和30/24）℃。如此测得各个工况下系统的性能。

图5给出了系统COP随环境温度的变化关系。可以看出，随着环境温度的提高，系统的COP逐渐提高。当环境温度从10 ℃提高到30 ℃时，系统的能效从1.9提高到3.4，提高了78.94%。期间当环境温度从15 ℃升到20 ℃时，系统的COP有较大地提升，原因在于15 ℃环境下系统运行前期会结霜，影响系统的蒸发器换热性能，而系统在20 ℃环境中不发生结霜，因此此处COP会有较大地提升。

图5 系统COP随环境温度的变化

图6为不同环境温度下，水箱内水温从10 ℃上升到55 ℃所消耗的时间。当环境温度从10 ℃升高到30 ℃时，系统的加热时间从450 min缩短至210 min。

图6 不同环境温度下的加热时间

图7给出了不同环境温度下压缩机功率随水箱温度的变化关系。随着环境温度和水温的升高，压缩机的功率变大。这是由于压比的增加，导致压缩机功率增加。相同水温时，高环境温度下压缩机功率要比较低环境温度下的压缩机功率高。实验观测到，随着水箱水温的升高，压缩机的进气温度、排气压力都迅速提高。这是由于随着热水温度的提高，压缩机排出的工质与热水之间传热效率降低，冷凝盘管中的气态工质增多，盘管中的压力提高，即压缩机的背压提高，这将导致压缩机排气压力提高。工质经过毛细管节流后，蒸发器的进口压力也提高。

图7 不同环境温度下压缩机功率随水温的变化

标准工况下，本装置的COP为2.83，距离国标《GB 29541-2013热泵热水机(器)能效限定值及能效等级》要求还有一定距离，下一步可在解决蒸发器压力损失方面进行优化从而提高系统性能。计算发现，10 ℃环境中系统运行时吸热量为490 W，30 ℃环境中系统吸热量为1,584 W。而男性成人静坐且有轻微活动时散热量为125 W，相对于房屋围护结构的散热，该装置冬天（10 ℃）运行时对室内温度的影响很小，不会对人们的热舒适性造成显著影响。而夏天（30 ℃）运行时，又可以产生局部制冷效果。另外一方面，从热量平衡的角度来看，热水在建筑物内使用，最终的热量还是会回到建筑物中，因此总的来看，系统对建筑物温度基本没有影响。

4 存在的问题

1）蒸发器压力损失

图8显示了系统运行过程中蒸发器进口、出口的压力变化。可以看到工质经过蒸发器时存在明显压降，且随着蒸发压力的升高而增大，从0.023 MPa增大至0.054 MPa，蒸发器的平均压降为0.041 MPa。研究观测出蒸发器的进口温度高于蒸发器的出口温度，两者的差距随时间呈增大的趋势。

图8 蒸发器进口、出口压力对比

后续研究应适当地扩大蒸发器的换热管径，降低工质在蒸发器中的压力损失，同时减小弯管，增大单片丝管换热器的换热面积，使得仅需一片换热器即可满足装置的蒸发换热需要，这样还可免去目前对六片换热器进行并联的繁琐焊接加工。

2）结霜

实验发现当环境温度低于15 ℃时，系统运行初期蒸发器的蒸发温度会低于0 ℃，蒸发器上会结霜。图9是环境温度为10 ℃，结霜最严重时的现象，此时系统运行约70 min，蒸发器上约有1/4部分结霜。此后随着蒸发温度的提高，当蒸发器进口温度大于0 ℃，蒸发器开始自动化霜。系统运行约150 min时，系统自动化霜完毕。

图9 系统蒸发器结霜

丝管换热器的换热管间隔较大，周围空气流动为混合流动，有研究表明丝管式换热器周围空气处于湍流状态[9]。因此对于丝管式蒸发器而言，其周围的空气换热要比纯自然对流强。实验发现在5 ℃环境中，当结霜非常严重时（所有换热管都结满霜），只需停机10 min，霜可自行化掉。因此对于本装置而言，如果结霜非常严重时，可以采取停机几分钟，待其自动化霜。

3）冷凝水

由于蒸发温度低于空气的露点温度，因此空气中的水蒸气会在蒸发器表面凝结为冷凝水，如图10。对于本装置而言，可以设计一个小水箱收集冷凝水，然后用小型循环水泵将冷凝水均匀喷洒到蒸发器上，以提高蒸发器的换热作用。当水箱的冷凝水要溢出时，可向用户发出提醒排出冷凝水[10]。

图10 蒸发器冷凝水

5 结论

对匹配小功率压缩机的双自然对流式空气源热泵热水器进行设计并开展实验研究，得到以下结论。

1）该双自然对流式空气源热泵热水器可以在10 ℃～30 ℃的室内使用，并当室内环境温度为20 ℃时COP能够到达2.83。

2）存在一个最佳的工质充灌量与毛细管长度使COP达到最高，对于本装置而言，充灌量为450 g，毛细管长度为35 cm时，标况下系统COP达到最高。

3）由于蒸发器的管径较小，工质在流经蒸发器时存在压降，平均压降占蒸发压力的10%，还存在冷凝水和结霜问题，未来需要开展优化。

4）采用低噪音设计，并对室内使用的温度影响作了分析，系统对家庭室内热环境的影响可以忽略。

[1] 黄娟, 李绍斌. 变频双级增焓热泵技术在空气源热泵热水器上的应用[J]. 制冷技术, 2014, 34(1): 49-54.

[2] 王如竹, 张川, 翟晓强. 关于住宅用空气源热泵空调、供暖与热水设计要素的思考[J]. 制冷技术, 2014, 34(1): 32-41.

[3] 郝吉波, 王志华, 姜宇光, 等. 空气源热泵热水器性能分析[J]. 制冷与空调, 2013, 13(1): 59-62.

[4] 吴业正. 小型制冷装置设计指导[M]. 北京: 机械工业出版社, 1998.

[5] 苟秋平, 吴扬, 朱伯永, 等. 采用不同换热管的热泵热水器外盘管水箱的成本分析[J]. 制冷技术, 2013, 33(2): 42-44.

[6] 张洁, 张良俊, 王如竹, 等. 空气源热泵热水器系统优化计算及实验研究[J]. 太阳能学报, 2007, 28(3): 286-290.

[7] 王建栓, 张于峰, 张志红. 天然制冷剂充注量的计算与试验[J]. 流体机械, 2003, 31(1): 44-47.

[8] 党超镔, 杨春信. 蒸汽压缩制冷系统制冷剂充灌量计算模型[C]// 热力学分析与节能论文集. 北京: 科学出版社, 1997: 156-164.

[9] 成耀龙, 徐明仿, 吴业正. 丝管式冷凝器周围空气温度分布的实验研究及仿真[J]. 制冷学报, 2006, 27(2): 6-9.

[10] 吴东兴, 金苏敏, 徐家新. 空调冷凝水节能分析与利用[J]. 流体机械, 2005, 32(11): 66-68.

Experimental Study on Air Source Heat Pump Water Heater with Natural Convection Heat Transfer

ZHOU Yue, ZHAO Xiao-yue, TANG Bei-ming, DENG Jian-qiang*
(School of Chemical Engineering and Technology, Xi'an Jiaotong University, Xi'an, Shaanxi 710049, China)

An integrated air source heat pump water heater with natural convection heat transfer evaporator and condenser was designed and fabricated. Experimental studies were carried out to get the variation of water heater performance with ambient temperature, the optimal working fluid charge and capillary length. The influence of the operation of heat pump on the indoor temperature was analyzed. The experimental results showed that the coefficient of performance (COP) of the heat pump water heater system is 2.83 under the standard test conditions. At an ambient temperature of 10 ℃, it took about 450 min to raise the water temperature in the 150 L water tank from 10 ℃ to 55 ℃ and about 210 min from 30 ℃ to 55 ℃. Frost was observed in the experiments and it melted as the evaporation temperature increased. In addition, obvious pressure loss and water condensation phenomena in the evaporator were analyzed. This study offers the theoretical and experimental reference for further application of this type heat pump water heater.

Integrated heat pump water heater; Natural convection; Wire tube heat exchanger; Experimental study; Pressure loss

10.3969/j.issn.2095-4468.2015.02.103

*邓建强（1974-），男，副教授、博导，工学博士。研究方向：高效化工机械。联系地址：西安市咸宁西路28号，邮编：710049。联系电话：029-82663413。E-mail：dengjq@mail.xjtu.edu.cn。