过冷度对直热式空气源热泵热水器性能的影响

第29卷第1期2010年2月

文章编号：1003-0344（2010）01-013-4

建筑热能通风空调

Building Energy &Environment Vol.29No.1Feb. 2010.13~15

过冷度对直热式空气源热泵热水器性能的影响

张娟张宝怀

东南大学能源与环境学院

摘要：本文以直热式空气源热泵热水器中的套管式冷凝器为研究对象，讨论了在设计工况下，由于过冷度变化

而引起的冷凝器过热区、两相区和过冷区的传热温差、传热系数、换热量、换热面积以及COP 相对值的变化，为研究不同过冷度下冷凝器的传热性能提供了方便而有效的方法。关键词：套管式冷凝器过冷度传热温差换热量换热面积

The Sub-Cooling Degree Influenc e on Perform anc e of Inst ant aneous

Air-Sourc e Heat Pum p Wat er Heat er

ZHANG Juan, ZHANG Bao-huai

School of Energy and Environment, Southeast University

Abst r act :The double-pipe condenser of instantaneous air-source heat pump water heater was taken as the research object. According to certain design criteria, the variations of heat transfer temperature difference, heat transfer rate, heat transfer coefficient, heat transfer area, and the relative value of COP in the superheating zone, the double phase zone and the sub-cooling zone were discussed with the variation of sub-cooling degree of condenser. A convenient and effective method was provided to research the heat transfer performance of condenser at different sub-cooling degrees.

Keywor ds:double-pipe condenser, sub-cooling degree, heat transfer temperature difference, heat transfer quantity, heat transfer area

0引言

直热式空气源热泵热水器以其节能、环保、安全

地面积[2]。

传统的热泵系统中，并没有控制冷凝器出口过冷度的措施。而对于直热式空气源热泵热水器来说，冷却水进出口温差很大，制冷剂和冷却水之间的传热温差较大，这就影响到制冷剂液体的过冷度。过冷度的变化又会引起冷凝器换热面积和系统COP 的变化，故本文以螺旋套管冷凝器为研究对象，介绍了过冷度不同所引起的冷凝器的三个区即过热区、两相区、过冷区（当过冷度取0℃时，过冷区不存在）的传热温差、换热系数、换热面积的变化和系统COP 相对值的变化。可以对直热式热水器采用过冷度控制措施，使系统在提高的COP 的基础上又不至于增加太多成本，达到既节能又经济的目的。

的优点越来越受到商家和用户的青睐[1]，它应用逆卡诺循环原理，通过热泵系统（压缩机、水换热器、膨胀阀、空气换热器），吸取空气中的能量并转移到水中，使初始冷水流过热泵热水器内部的热交换器一次就达到用户设定温度（一般在55℃左右），进入保温水箱储存，以供用户使用。

冷凝器作为热泵热水器的主要工作部件，其传热性质的优劣对整个系统有着重大的影响。套管式换热器结构简单可靠，制造方便，能耐高压，能够比较理想地进行逆流式换热，传热效果好，节省制冷机组的占

收稿日期：2009-6-12作者简介：张娟（1985~），女，硕士研究生；南京市四牌楼2号东南大学能源与环境学院（210096）；E-mail:[email protected]

·14·建筑热能通风空调2010年

1冷凝器的理论模型

采用计算量小、稳定性高、实用性强的稳态集中

参数模型[3]，分别对过热区、过冷区、两相区建立集中参数模型，通过把差异较大的区域分开建模，能够较好地反应不同区域的换热特征，从而从整体上较好地逼近冷凝器的实际特性。

在建立模型时，采用如下假设：

①制冷剂和水均做一维、稳态流动，并且为逆流形态；

②忽略管内制冷剂的压力变化；③忽略管壁热阻和管壁轴向导热。1.1各区进出口状态及传热温差

在逆流式冷凝器中，一般情况下制冷剂和载冷剂之间存在一个挟点，该点处制冷剂和载冷剂流之间的传热温差最小。本文取挟点处（图1中的A 点）的传热温差为0℃，冷凝器入口过热度为40℃。直热式空气源热泵热水器的冷凝器中水的进口温度为15℃，出口温度为55℃。

过冷区

两相区过热区

制冷剂

t

rin

t

wout

r2

t

r1

t

t

t

w2

rout

t

win

t

w1

水

图1逆流换热过程中温度变化示意图假设制冷剂侧各段的换热量与水侧相应的各段的换热量成正比，整理后可以得到：

wout w2w2w1w1win （1）

rin

r1

r1

r2

r2

rout

式中：t 为温度值，下标为r 时为制冷剂各点的温度，下标为w 时为水的温度，℃；h 为制冷剂各点的焓值，J/kg。

利用制冷剂焓值与温度之间的关系[4]、式（1）和已知条件，计算得到各区分界点制冷剂和水的温度。各区传热温差由制冷剂温度的算术平均值和水温的算术平均值计算得到。

1.2总表面传热系数和换热面积

本文以螺旋套管式换热器为研究对象，制冷剂蒸气从上端进入套管管间空腔，在内管外表面上凝结，冷凝液体则从下端流出，而冷却水从下端进入内管管

内再从上端流出。选用R22为制冷剂，其外管采用Φ32×2.5mm 的无缝钢管，内管采用Φ16×1.5mm 的紫铜管轧制的低翅片管。冷凝器的主要运行参数为：制冷剂的质量流量为0.08kg/s，冷凝器入口制冷剂过热度为40℃。冷却水进口温度为15℃，出口温度为55℃，挟点处的传热温差为0℃。

换热器总换热系数可以通过制冷剂侧表面传热系数和水侧表面传热系数[5~6]计算得到，

制冷剂侧表面传热系数按照单相区和两相区分别计算，水侧表面传热系数要考虑螺旋盘管的修正系数。

换热面积可由下式计算：

k

（2）

式中：q n 为各区所需的换热面积，m 2；Q k 为换热量，由制冷剂质量流量与各区制冷剂进出口焓差之积得到，W ；S 为各区的热流密度，由传热方程组求解得到，W/m2。

1.3性能系数COP

COP 是评价热泵运行经济性的重要指标，相同工况下，COP 越大说明这个热泵系统的效率越高，越节

能，COP 值的计算公式为：

k

com

（3）

式中：P co m 为压缩机所消耗的实际功率，kW 。

由于过冷度的变化引起冷凝温度的变化量很小，忽略压缩机出口压力的变化；当压缩机进口状态一定时，忽略压缩机输气系数和电效率的变化，故可以假定压缩机的实际功率不随过冷度变化，即为定值。

假设过冷度为0℃时系统的COP 值为1，套管式冷凝器的总换热面积为1，可以得到其他过冷度时的COP 相对值、总换热面积相对值。进而得到制冷剂质量流量一定，压缩机进口状态一定时，COP 和总换热面积随过冷度增长的规律，对研究直热式热泵热水器有一定的指导意义。

2计算结果与分析

1）冷凝压力随着过冷度的增大而增大，但是增加

幅度很小。过冷度从0℃增大到33.6℃（当制冷剂出口温度等于水的入口温度时，过冷度为最大值33.6℃）时，冷凝压力由1824.5kPa 升高至1881.4kPa ，仅仅升高了3.12%。

2）图2是传热温差随着过冷度的变化而变化的曲线。随着过冷度的增大，过热区的传热温差由16.145℃

第29卷第1期张娟等：过冷度对直热式空气源热泵热水器性能的影响·15·

增大到16.8℃，增加了3.90%，两相区的传热温差由16.145℃下降到13.14℃，减小了18.61%；过冷区的传热温差由31.7℃下降到13.14℃，减小了58.55%。由此可以看出过冷度的变化对过热区和两相区的传热温差影响较小，而对过冷区的传热温差影响较大。

过热区传热系数两相区传热系数

过冷区传热系数

）

度（℃

温热传过冷度（℃）

图2传热温差随过冷度的变化

3）图3给出总表面传热系数随过冷度的变化情况，随着过冷度的不断增加，两相区传热系数呈单调增加趋势，但是过热区和过冷区受过冷度的变化影响不大。其中两相区存在着制冷剂的相变，同时存在显热交换和潜热交换，使得传热系数很大，而过热区和过冷区都是显热交换，传热系数较小。

）

2·K

m /数（W 系热传面表总过冷度（℃）

图3总表面传热系数随过冷度的变化4）图4反映了换热面积随过冷度的变化情况：两相区和过热区的换热面积变化很小，总换热面积和过冷区换热面积的变化曲线斜率随过冷度逐渐增大，说明总换热面积和过冷区换热面积增长速度逐渐升高。这是因为过冷度的增大使得过冷区换热量增大，而热流密度减少，最终导致过冷区换热面积增长速度快。

5）不同过冷度下，COP 相对值和换热面积相对值如图5所示。从该图可以看出，随着过冷度的增大，COP 相对值基本呈线性增长，通过曲线拟合得到的关系式可知，过冷度每增加一度，COP 值相应地增长了0.64%。而换热面积相对值的增长速度远远高于COP 相对值的增长速度，且过冷度越大，这个趋势越明显。过冷度每增加一度，换热面积最小增长率为1%，最大

增长率为2.82%。

2）

积（m 面过冷度（℃）

图4换热面积随过冷度的变化

值

对相过冷度（℃）

图5相对值随过冷度的变化

从以上各个部分的计算结果可以看出，在制冷剂质量流量一定、压缩机吸气状态一定的情况下，如果设

定的过冷度太大，系统的COP 值增加有限，但需要的换热面积却有明显的增加，使得设备造价很高；而如果设定的过冷度太小甚至制冷剂没有过冷度时，冷凝器出口制冷剂中将有部分蒸汽未凝结，这将降低整个系统工作的稳定性，影响整个系统的性能。

3结论

本文对冷凝器建立了稳态集中参数模型，在设计

工况下，随着过冷度的增大，冷凝压力升高，其他各参数的变化情况如下：

1）过热区的传热温差增大，两相区和过冷区的传热温差减小。过冷度的变化对过热区和两相区的传热温差影响较小，而对过冷区的传热温差影响较大。

2）两相区传热系数随过冷度的增加呈单调增加趋势，但是过热区和过冷区受过冷度的变化影响不大。

3）换热面积相对值的曲线斜率随过冷度逐渐增大，增长速度越来越快。COP 相对值随过冷度的增大，呈线性增长趋势；过冷度每升高一度，COP 相对值增长0.64%。选择合适的过冷度对于提高系统的节能性和经济性是十分必要的。

（下转63页）

·63·建筑热能通风空调2010年

由此可见，若不采取辅助散热措施，随着热量的累积，势必影响地源热泵机组的长期有效运行；同时通过模拟分析，地埋管出口温度最高也达36.8℃，导致热泵机组的效率下降而不能满足建筑负荷需求。

加冷却塔的运行时间。冷却塔的运行状况也影响了地埋管流体出口温度，从而影响了热泵机组能耗。本文分别对冷却塔MS_15(90kW)、MS_20(120kW)、MS_25(150kW)进行模拟，得出系统能耗如表1。

表1不同冷却塔的能耗分析

kW kW kW

4

图5无冷却塔模式下地埋管换热器负荷由于不同冷却塔选型的运行状况对负荷侧循环水泵能耗影响较小，只分析热泵机组、地埋管换热器循环水泵、冷却塔风机及其水泵的功耗。冷却塔启用时，地埋管换热器循环水需要流经板式换热器，增加了系统阻力，势必影响水泵的功耗。对于此部分增加的能耗，可根据流量与增加阻力压头的乘积来求取。冷却塔主要有两个功能，满足最不利工况下建筑的负荷要求同时调节地下土壤散热平衡，基于这两个原则，来选择冷却的控制方式。Yavuzturk 和Spltler 研究表明，根据室外湿球温度控制冷却塔的方式最节能。

[5]

结论

冷却塔辅助散热复合式地源热泵空调系统能有效

调节地埋管换热器地下土壤的散热平衡，扩大了地源热泵的应用范围。选择合适的冷却塔型号对系统的节能也具有重要的节能意义。参考文献

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192-209

对于本模拟来说，首先根据热泵机组冷却水的进口温度来控制冷却塔，并分析系统的热量平衡，若此种方式不能实现地下土壤取放热量的平衡，则根据室外湿球温度来辅助控制。选用较大容量的冷却塔，可减少冷却塔及其水泵运行时间，却增加了系统初投资和单位时间的冷却塔能耗；选用较小容量冷却塔时却会增

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（上接15页）

4）本文仅对过冷度对冷凝器传热性能的影响进行了分析，冷却水进出口温度、冷凝器入口制冷剂压力、制冷剂流量等对冷凝器的影响没有讨论，而其他各个主要部件也没有进行详细的分析，不能充分反映整个热泵系统在不同工况下的性能表现，因此有待于将冷凝器模型和其他主要部件模型结合起来，建立更为完善的系统模型，在热水器变工况运行研究方面做出努力。参考文献

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