R417A热泵热水器性能及螺旋套管冷凝器换热研究

(西安科技大学能源学院 西安 710054)

随着社会经济的快速发展和生活水平的不断提高，人们对生活中的热水需求越来越大。在发达国家中，卫生热水、供热和空调的能耗可占到社会总能耗的25%～30%。我国每年采暖、空调与生活热水系统约占全国能源消耗总量的15%。城市的民用建筑洗澡热水能耗接近20%[1]，而各类商业建筑热水能耗约占总能耗的20%～42%[2]。目前，各种节能技术被积极的研究和推广，其中热泵技术的应用是很重要的一项。热泵可实现将低温位热能输送到高温位，可大量利用自然资源和余热中的热量，有效减少空调、采暖、供热水和工业加热所需的一次能源。

根据《蒙特利尔议定书》规定，发达国家在2020年后禁止使用HCFC制冷剂[3]，发展中国家于其后的10年禁用。R22是当前热泵热水器中最成熟的工质，但由于环保要求的不断提高，热泵热水器和其它制冷空调装置同样也面临着工质替代问题[4-9]。冷凝器是热泵热水器中的关键部件，广泛应用于制冷、空调及热泵领域，其换热效果直接影响热泵系统的性能。套管换热器具有结构紧凑、传热效率高、二次流和制作简单等优点，在制冷空调、热泵系统中有广阔的应用前景[10]。关于R22制冷剂的替代国际上主要有两种技术方案：1)以北欧国家和韩国为代表，主张采用天然工质作为替代物；2)以美国和日本为代表，主张采用HFCs作为替代物[11]。R417A是一种不消耗臭氧层的R22的长期替代工质，可应用于新型或现存的使用传统R22润滑油的直接膨胀式系统中[12]。贾荣林等[13]研究了R417A在空气源热泵热水器中的性能，且与R22进行了对比实验，测试了不同环境温度下，R417A与R22的功率、冷凝压力和压缩机排气温度及系统COP等参数的变化。结果表明：在热泵热水器运行系统中，R417A的COP与R22较接近，排气温度低于R22，系统更加安全；冷凝压力低于R22低，说明在冷凝压力相同时，能够加热到温度更高的热水；R417A环保，比R22更适合在热泵热水器中使用。李晓燕等[14]在热泵热水系统中，对新型混合工质R417A进行理论制冷循环分析和灌注式替代R22的循环性能进行对比研究，结果表明，混合工质R417A的制热量略低于R22，但压缩机排气的温度、功耗和系统COP等循环性能指标均优于R22，且实验过程中R417A性能更加稳定，运行正常，无需更换润滑油。

本文以R417A为工质，在冷凝器不同进水温度、不同进水体积流量时，实验测试了空气源热泵热水器的运行性能及螺旋套管冷凝器的换热特性，为制冷空调及热泵系统的工质替代提供参考。

1 实验装置

实验装置原理及实物分别如图1和图2所示，该装置主要由制冷剂循环、水循环及实验数据采集系统组成。水循环有两种流程：1)水箱中水循环加热，冷凝器进口水温不断升高，热泵热水器持续变工况运行，此时，通过阀门控制，蓄热水箱9中的水在泵的作用下进入冷凝换热实验段，与制冷剂换热后，温度升高的水又回到蓄热水箱9，如此持续运行，蓄热水箱9中的水温不断升高至所需温度；2)当需要热泵热水器在不同的设定冷凝器进水温度下运行时，通过阀门控制，蓄热水箱9中一定温度的水在泵作用下进入冷凝换热实验段，与制冷剂换热后，温度升高的水回到蓄热水箱10。

实验采用的SCE05螺旋套管换热器结构如图3所示。总圈数为4，外径为230 mm，内径为174 mm，外层为厚10 mm的保温棉，制冷量为5.5 kW，制热量为6.4 kW。内管由外径为19 mm的外螺纹铜管制成，外管由外径为28 mm的钢管制成。螺旋套管冷凝换热段均匀布置了12个温度测点，蒸发器进出口各1个，压缩机进出口各1个，水箱内测水温1个，总共17个温度测点。

1压缩机；2油分离器；3冷凝换热实验段；4储液器；5干燥过滤器；6涡轮流量计;7热力膨胀阀；8蒸发器；9, 10蓄热水箱；11水泵；12浮子流量计；ΔP压差测点。图1 实验装置原理Fig.1 The principle of experimental device

图2 实验装置实物图Fig.2 Physical diagram of experimental device

图3 螺旋套管换热器结构(单位：mm)Fig. 3 The structure of spiral tube heat exchanger

2 实验数据处理

螺旋套管冷凝器的总换热量Q由式(1)计算[15]：

Q=AKΔtm=AFwρwcw(Tw,out-Tw,in)Δtm

(1)

螺旋套管冷凝器的传热系数K为：

(2)

式中：Fw为冷却水的体积流量，m3/s；ρw为冷却水的密度，kg/m3；cw为冷却水的比热容，J/(kg·K)；Tw,out和Tw,in分别为冷却水进、出口温度，℃；K为传热系数，W/(m2·K)；A为传热面积，m2；Δtm为对数平均温差，℃。

实验所用换热器为新制作，忽略换热壁面两侧的热阻，则传热系数K为：

(3)

式中：hh和hc分别为制冷剂侧和水侧的表面传热系数，W/(m2·K)；δ为换热壁面厚度，m；λ为换热壁面导热系数，W/(m·K)。由于铜的导热系数大，故忽略导热热阻δ/λ，则有：

(4)

水侧表面传热系数根据修正的威尔逊方法实验确定[16-17]。根据所得威尔逊实验数据通过回归方法得到在不同水体积流量和水温度条件下确定水侧表面传热系数的实验关联式。

热泵热水器的制热量由式(5)计算：

(5)

式中：ρ为冷却水密度，kg/m3；cp为冷却水定压比热容，kJ/(kg·℃)；V为水箱容积，m3；tw1、tw2分别为单位时间间隔内，加热前、后的水温，℃;Δt为单位时间间隔，s。

热泵热水器的性能系数采用式(6)计算：

(6)

式中：W0为单位时间内消耗的电功率，kW；ΔP为单位时间间隔内的平均功率，kW。

3 实验结果与分析

3.1 螺旋套管冷凝器入口水温的影响

3.1.1螺旋套管冷凝器的换热性能

图4所示为冷凝器总换热量随入口水温的变化。由图4可知，冷凝器总换热量随入口水温的升高而减小，当环境温度为29 ℃，循环水体积流量为0.6 m3/h，冷凝器入口水温由20 ℃升至55 ℃时，冷凝器总换热量由5 737.6 W降至3 249.1 W。实验工况范围内，环境温度为15 ℃时冷凝器总换热量比环境温度为29 ℃时低4.3%～8.8%。在相同冷凝器入口水温条件下，随着循环水体积流量的增大，冷凝器换热量随之增大。

图4 冷凝器总换热量随入口水温的变化Fig.4 The total heat transfer capacity of condenser changes with inlet water temperature

图5所示为冷凝器总传热系数随入口温度的变化。由图5可知，冷凝器总传热系数随入口水温的升高而减小，当环境温度为29 ℃，循环水体积流量为0.6 m3/h，冷凝器入口水温由20 ℃升至55 ℃时，冷凝器总传热系数由2 508.4 W/(m2·K)降至1 676.2 W/(m2·K)。实验工况范围内，环境温度为15 ℃时冷凝器总传热系数比环境温度为29 ℃时低2.5%～15.8%。在相同冷凝器入口水温条件下，随着循环水体积流量的增大，冷凝器传热系数也随之增大，且水体积流量越大，环境温度对冷凝器传热系数的影响更显著。

图5 冷凝器总传热系数随入口水温的变化Fig.5 The total heat transfer coefficient of condenser changes with inlet water temperature

分析认为：当进水体积流量一定时，随着冷凝器入口水温的升高，冷凝器内制冷剂与水的传热温差减小，凝结液膜热阻变大，导致传热系数下降，换热量减少。当环境温度为15 ℃时，热泵热水器蒸发温度降低，传热系数下降，总换热量随之下降。因此在实际运行中，热泵保持较高的蒸发温度，可保证获得较大的制热量和较好的经济性。

3.1.2热泵热水器的运行性能

图6所示为循环水体积流量为0.6 m3/h时压缩机吸、排气压力随冷凝器入口水温的变化。由图6可知，压缩机排气压力随冷凝器入口水温的升高明显增大，而吸气压力变化不明显。当环境温度为29 ℃，冷凝器冷却水体积流量为0.6 m3/h，冷凝器入口水温由20 ℃升至55 ℃时，压缩机吸气压力由0.72 MPa升至0.75 MPa，排气压力由1.36 MPa升至2.45 MPa。随着环境温度的降低，吸、排气压力下降，吸气压力下降较为明显。实验工况范围内，环境温度为15 ℃时压缩机的排气压力比环境温度为29 ℃时低0.17 MPa，降低了5.6%～11.3%，吸气压力低0.3 MPa，降低了41.7%～47.4%。分析认为：随着循环加热的不断进行，水箱水温不断升高，冷凝器换热环境逐渐恶化，导致压缩机排气压力升高。

图6 压缩机吸、排气压力随冷凝器入口水温的变化Fig.6 The suction and exhaust pressure of compressor changes with inlet water temperature of condenser

图7所示为压缩机输入功率随冷凝器入口水温的变化。由图7可知，压缩机输入功率随冷凝器入口水温升高明显增大。当环境温度为29 ℃，冷凝器进水体积流量为0.6 m3/h，冷凝器入口水温由20 ℃升至55 ℃时，压缩机输入功率由1.48 kW升至2.76 kW。实验工况范围内，环境温度为15 ℃时压缩机输入功率比环境温度为29 ℃时低6%～18%。分析认为：随着循环加热的不断进行，冷凝器入口水温升高，冷凝温度、冷凝压力升高，压缩比增大，导致压缩机输入功率增大。

图7 压缩机输入功率随冷凝器入口水温的变化Fig.7 The compressor input power changes with inlet water temperature of condenser

图8所示为热泵热水器制热量随冷凝器入口水温的变化。由图8可知，热泵热水器制热量随冷凝器入口水温升高明显下降。当环境温度为29 ℃，冷凝器进水体积流量为0.6 m3/h，冷凝器入口水温由25 ℃升至55 ℃时，热泵热水器制热量由10.13 kW降至4.22 kW。此外，环境温度越高，制热量越大，实验工况范围内，与环境温度为29 ℃时的制热量相比，环境温度为15 ℃时的制热量低16%～29.2%。分析认为：冷凝器入口水温持续升高，传热温差逐渐减小，换热效果变差。此外，冷凝温度升高，压缩机吸气比容增大，吸气量减少，导致制热量减少。环境温度降低，热泵从较低温度环境中吸热困难，同时压缩机吸气温度下降，吸气比体积增加，使工质质量流量下降，导致实际制热量较少。

图8 热泵热水器制热量随冷凝器入口水温的变化Fig.8 Variation of heat capacity of heat pump water heater with inlet water temperature of the condenser

图9所示为热泵热水器制热性能系数COP随冷凝器入口水温的变化。由图9可知，COP随冷凝器入口水温升高明显下降，当环境温度为29 ℃时，冷凝器进水体积流量为0.6 m3/h，冷凝器入口水温由25 ℃升至55 ℃时，COP由6.6降至3.2。实验工况范围内，与环境温度为29 ℃时的COP相比，环境温度为15 ℃时的COP低15.4%～48.5%。分析认为：随着水箱水温的不断升高，冷凝温度、冷凝压力升高，压缩比增大，功耗增加，使热泵系统的制热效率下降。环境温度升高，蒸发温度升高，蒸发器更容易从周围大气吸取热量，COP提高。

图9 热泵热水器制热性能系数COP随冷凝器入口水温的变化Fig.9 Variation of heating coefficient of performance (COP) in heat pump water heater with inlet water temperature of the condenser

3.2 冷凝器进水体积流量的影响

3.2.1螺旋套管冷凝器的换热性能

图10所示为冷凝器总换热量随进水体积流量的变化。由图10可知，冷凝器总换热量随进水体积流量的增加而增大，当环境温度为29 ℃，冷凝器入口水温为20 ℃时，冷凝器进水体积流量由0.6 m3/h升至1.0 m3/h，总换热量由5 737.6 W增至7 129.3 W。分析认为：冷凝器进水体积流量增加，水流速度增加，雷诺数Re增大，传热系数提高，换热量增大。当冷凝器进水体积流量相同时，随着冷凝器进水温度的升高，冷凝器总换热量减小。

图10 冷凝器总换热量随进水体积流量的变化Fig.10 The total heat transfer of the condenser changes with the influent volume flow rate

图11所示为冷凝器总传热系数随进水体积流量的变化。由图11可知，冷凝器总传热系数随进水体积流量的增加而增大。当环境温度为29 ℃，冷凝器入口水温为20 ℃时，冷凝器进水体积流量由0.6 m3/h升至1.0 m3/h，总传热系数由2 508.4 W/(m2·K)增至3537.8 W/(m2·K)。冷凝器进水体积流量一定时，随着冷凝器进水温度的升高，冷凝器总传热系数减小。分析认为：冷凝器进水体积流量增加，水流速增大，管内水的扰动增强，湍流度加大，边界层变薄，管内换热增强，传热能力提高，故冷凝器总换热量和总传热系数均随进水体积流量的增加而增大。

图11 冷凝器总传热系数随进水体积流量的变化Fig.11 The total heat transfer coefficient of the condenser changes with the influent volume flow rate

3.2.2热泵热水器运行性能

图12 压缩机排气压力随冷凝器进水体积流量的变化Fig.12 Compressor exhaust pressure changes with the inlet flow of the condenser

图12所示为压缩机排气压力随冷凝器进水体积流量的变化。由图12可知，冷凝器入口水温一定，压缩机排气压力随冷凝器进水体积流量的增加而减小，当环境温度为29 ℃，冷凝器入口水温为20 ℃时，冷凝器进水体积流量由0.6 m3/h增至1.0 m3/h时，压缩机排气压力由1.46 MPa降至1.30 MPa，环境温度升高，压缩机排气压力升高。

图13所示为压缩机输入功率随冷凝器进水体积流量的变化。由图13可知，冷凝器入口水温一定，压缩机输入功率随进水体积流量的增加而减小，且环境温度越高，压缩机输入功率越大。当冷凝器入口水温为20 ℃，冷凝器进水体积流量由0.6 m3/h升至1.0 m3/h，环境温度为15 ℃时，压缩机输入功率由1.39 kW降至1.19 kW，环境温度为29 ℃时压缩机输入功率由1.48 kW降至1.32 kW。当冷凝器进水体积流量相同时，入口水温升高，压缩机输入功率增大。分析认为：随着冷凝器进水体积流量的增加，管内水流速度增大，流体扰动增强，冷凝器换热增强，冷凝温度及冷凝压力降低，压缩机排气压力降低，压缩比减小，压缩机功率减小。

图13 压缩机输入功率随冷凝器进水体积流量的变化Fig.13 Compressor input power varies with the inlet flow of the condenser

图14所示为热泵热水器制热量随冷凝器进水体积流量的变化。由图14可知，热泵热水器制热量随进水体积流量的增加而增大，且环境温度越高热泵制热量越大。当冷凝器入口水温为20 ℃时，冷凝器进水体积流量由0.6 m3/h升至1.0 m3/h，环境温度为15 ℃时热泵热水器制热量由8.25 kW增至9.52 kW，环境温度为29 ℃时热泵热水器制热量由10.13 kW增至11.29 kW。

图15所示为热泵热水器制热性能系数COP随冷凝器进水体积流量的变化。由图15可知，COP随冷凝器进水体积流量的增加而增大。当冷凝器入口水温为20 ℃时，冷凝器进水体积流量由0.6 m3/h升至1.0 m3/h，环境温度为29 ℃时的COP由6.52增至7.32，环境温度为15 ℃时的COP由5.28增至6.36。分析认为：随着冷凝器进水体积流量的增大，扰动增强，冷凝器换热增强，制热量增加；冷凝温度及冷凝压力相应降低，压缩机排气压力降低，压缩比减小，压缩机功率减小，故冷凝器进水体积流量增大，COP增大。

图14 热泵热水器制热量随冷凝器进水体积流量的变化Fig.14 Variation of heating capacity of heat pump water heater with condenser inlet flow

图15 热泵热水器制热性能系数COP随冷凝器进水体积流量的变化Fig.15 Variation of heating coefficient of performance (COP) in heat pump water heater with inlet flow of condenser

4 实验结果的不确定度分析

实验测量误差可以得出结果的不确定度，表示被测量真值在测量结果附近的一个范围内的评定。这种误差主要包括精度和偏差两方面。不确定度的计算方法有多种，常用的是通过线性和算法计算精度和偏差，得到不确定度，置信概率为99%，以精度和偏差两者的均方根算法得到的不确定度，其置信概率为95%。

根据理论对误差的分析，本实验的间接测量值的误差分析计算如下：

1)实验段表面积

实验所使用的钢管直径d=0.028 m，测量误差为1×10-5m。实验段的有效长度L=2.91 m，表面积S=0.256 m2。

表面积公式：

A=πdL

(7)

表面积的不确定度为：

δA=[(1×10-3πd)2+(1×10-5πL)2]0.5=

9.179 6×10-4

(8)

因此螺旋套管换热器表面积的不确定度为9.179 6×10-4m2；经计算螺旋套管表面积的相对不确定度为：(9.179 6×10-4/0.256)×100%=3.6%。

2)温度测量

温度测量采用铜-康铜热电偶，实验测量范围内测温误差σ1=±0.004t=0.2 ℃，温度采集系统的误差在0.5 ℃之内，计算温度测量的总误差为：

(9)

实验测量的温度范围为15～100 ℃，可得到温度最大相对不确定度为：

(10)

3)体积流量

实验中采用浮子流量计测量水体积流量，其测量精度为4%，所使用得流量计范围为0.6～1.0 m3/h，流量测量总误差为：

δi=1×4%=0.04 m3/h

(11)

4)总换热量Q与总传热系数K

实验中总换热量Q、总传热系数K可根据所测量进出口水温、流量变化计算得到，由式(1)～式(2)可得：

(12)

计算得：

(13)

(14)

=5.7%

(15)

5 结论

当冷凝器入口水温为20～55 ℃，冷凝器进水体积流量为0.6～1.0 m3/h，环境温度分别为15 ℃、29 ℃时，本文对以R417A为工质的空气源热泵热水器的运行性能、螺旋套管冷凝器的换热特性进行实验研究，得到如下结论：

1)冷凝器进水体积流量一定时，冷凝器总换热量、总传热系数均随入口水温的升高而减小，当环境温度为29 ℃，冷凝器进水体积流量为0.6 m3/h，冷凝器入口水温由20 ℃升至55 ℃时，冷凝器总换热量由5 737.6 W降至3 249.1 W，冷凝器总传热系数由2 508.4 W/(m2·K)降至1 676.2 W/(m2·K)。实验工况范围内，环境温度为15 ℃时冷凝器总换热量比环境温度为29 ℃时低4.3%～8.8%，环境温度为15 ℃时冷凝器总传热系数比环境温度为29 ℃时低2.5%～15.8%。

2)冷凝器进水体积流量一定时，压缩机排气压力、压缩机输入功率均随冷凝器入口水温的升高明显增大，而吸气压力变化不明显。当环境温度为29 ℃，冷凝器进水体积流量为0.6 m3/h，冷凝器入口水温由20 ℃升至55 ℃时，压缩机吸气压力由0.72 MPa升至0.75 MPa，排气压力由1.36 MPa升至2.45 MPa，压缩机输入功率由1.48 kW升至2.76 kW。实验工况范围内，环境温度为15 ℃时压缩机的排气压力比环境温度为29 ℃时低5.6%～11.3%，吸气压力低41.7%～47.4%，压缩机输入功率低6%～18%。

3)当冷凝器进水体积流量一定时，热泵热水器制热量、制热性能系数COP随冷凝器入口水温升高明显下降。当环境温度为29 ℃，冷凝器进水体积流量为0.6 m3/h，冷凝器入口水温由25 ℃升至55 ℃时，热泵热水器制热量由10.13 kW降至4.22 kW，COP由6.6降至3.2。实验工况范围内，环境温度15 ℃时的制热量低于环境温度29 ℃时16%～29.2%，环境温度为15 ℃时热泵热水器的COP比环境温度为29 ℃时低15.4%～48.5%。

4)冷凝器入口水温一定时，冷凝器总换热量、总传热系数随进水体积流量增加而增大。当环境温度为29 ℃，冷凝器入口水温为20 ℃时，冷凝器进水体积流量由0.6 m3/h升至1.0 m3/h，总换热量由5 737.6 W增至7 129.3 W，总传热系数由2 508.4 W/(m2·K)增至3 537.8 W/(m2·K)。

5)当冷凝器入口水温一定时，压缩机排气压力、输入功率随冷凝器进水体积流量的增加而减小。当环境温度为29 ℃，冷凝器入口水温为20 ℃时，冷凝器进水体积流量由0.6 m3/h增至1.0 m3/h时，压缩机排气压力由1.46 MPa降至1.30 MPa，压缩机输入功率由1.48 kW降至1.32 kW。当冷凝器进水体积流量相同时，入口水温升高，压缩机输入功率增大。

6)当冷凝器入口水温一定时，热泵热水器制热量、COP随进水体积流量的增加而增大，且环境温度越高热泵制热量、COP越大。冷凝器入口水温为20 ℃时，冷凝器进水体积流量由0.6 m3/h升至1.0 m3/h，当环境温度为29 ℃时，热泵热水器制热量由10.13 kW增至11.29 kW，COP由6.52增至7.32。环境温度为15 ℃时，热泵热水器制热量由8.25 kW增至9.52 kW，COP由5.28增至6.36。