邵月月 王月月 刘 宇 金 英

（1.中国制冷学会 北京 100142；2.国贸工程设计院 北京 100037；3.华商国际工程有限公司 北京 100069；4.捷通智慧科技股份有限公司 北京 100015）

0 引言

针对环境污染问题，近年来我国积极采取应对措施，其中“煤改电”政策的实施对京津冀重点地区PM2.5 减排效果明显，PM2.5日均减少量分布在0.2～6.1μg/m3，减少比例分布在1.2%～7.8%[1]。中国“煤改气”主要在北京、天津、河北、山西、山东等地开展，2017—2019年“煤改气”合计削减散煤1.76 亿吨，截至2020年10月全国合计完成“煤改气”1643 万户[2]。

在减排取得显著成效的背后是供暖技术的不断提升，“煤改电”工程建设中主要应用热泵技术。热泵技术是一项能够充分应用可再生能源、提升建筑绿色标准的节能技术[3]。热泵机组每耗费1 份高品位电能，能够产出3~6 份(甚至更高)高品位热能，能够大幅提高对自然能源和可再生能源的利用效率[4]。目前，相关领域的研究有：刘志斌等[5]介绍了冷水相变能热泵和相变换热器的工作原理，分析了相变换热器的冷水流量、中介水流量及冰层厚度对换热器传热系数的影响，研究表明，相变换热器传热系数的波动范围为0.52～0.63kW/（m2·℃），通过该数据确定换热器两侧水流量和冰层厚度的最佳运行工况。戴恩乾等[6]提出一种新型太阳能驱动的吸收-喷射式热泵系统（GAX-E），结果表明，标准工况下系统COP 达到1.52，系统对直射辐射强度要求较高，当太阳直射辐射辐照度不足550W/m2时，制热效率不如槽式太阳能集热器直接加热高。郝英男等[7]研究了空气源热泵在北方寒冷地区的适用性，针对严寒地区代表城市沈阳进行冬季采暖的测试试验，结果表明，稳定运行的测试期内，室内平均温度为18.8℃，在极寒条件下（室外最冷温度-23℃）室内温度也能维持在18.5℃，均可以满足北方地区冬季采暖要求，测试期的制热性能系数COP 为1.73。

综上所述，空气源热泵系统在供暖降耗方面仍具有较大的市场空间，进一步对新型设备的开发、优化，仍是供暖减排的关键。丁若晨等[8]对热泵驱动热管辐射供热一拖一系统进行研究，研究表明，热泵驱动热管式供热装置启动速度快，散热器表面温度分布均匀，系统制热COP 最高达4.1，充分验证了热泵热管耦合供热系统的可行性。本文针对北方农村地区多房间供热需求，提出了热管散热器串联供热装置，散热器串联结构相比于并联结构系统更简单且不涉及制冷剂分流问题，秉承着由简单到复杂的研究思路对该系统进行研究。本文将结合传热过程相关理论，以压缩机定频率运行时相关实验数据对系统各传热过程的传热系数进行分析计算，并分析系统整体运行情况，为进一步开发应用提供理论基础。

1 新型供暖装置实验研究

1.1 实验系统

图1 所示为新型空气源热泵供热系统，该系统是由室外侧和室内侧（串联散热器）两部分组成。室外侧由额定工况下输入功率为2.2kW 的压缩机[9]、翅片管式蒸发器、轴流式风机、热力膨胀阀等构成。室外侧为8 台串联热管散热器构成，系统工质为R410A。工作过程如下：压缩机排出的高温高压制冷剂气体进入冷凝盘管，通过冷凝盘管与热管散热器中的工质（R134a）换热，冷凝盘管中冷凝后的制冷剂液体经节流后进入蒸发器，在蒸发器中蒸发吸热变为制冷剂气体，再一次被吸入压缩机。

图1 新型空气源热泵供热系统原理Fig.1 Principle of the new air source heat pump heating system

图2 所示为热管散热器底部结构，热管散热器下集管部分实质上为冷凝-蒸发器。

图2 冷凝-蒸发器原理Fig.2 Schematic diagram of the condenser-evaporator

1.2 测试方法

根据实验需求，需要采集温度、压力、湿度、功率、流量等参数，本实验通过使用安捷伦34970A进行数据采集，温度传感器使用PT100 及热电偶，压力测试采用高精度Huba 传感器，制冷剂流量计采用首科实华的科式流量计。实验用仪器仪表性能参数如表1 所示。

表1 实验用仪器仪表性能参数Table 1 Perimental instrument performance parameters

温度测点具体布置位置为：在每台热管散热器的上、中、下位置装有温度传感器；压缩机吸气口、排气口、室内/外温度测点均装有温度传感器；各热管散热器端部以及压缩机吸排气口安装压力变送器。

通过温度测点及压力测点的布置来监测系统运行状态、热管散热器表面温度分布及变化情况、热管散热器内部压力变化及分布情况等。系统还将流量计安装在储液器后的制冷剂主管路上，可以最大限度的保证流经流量计的制冷剂为液态以提高测量精度。

1.3 实验方案

本实验将针对压缩机定频运行条件下系统的性能进行研究。运行工况如表2所示，本实验在焓差室中进行，控制室外侧相对湿度为50%，实验测试阶段未发生室外机结霜现象。室内侧和室外侧温度稳定后开启供热装置，同时开启数据采集系统。

表2 测试工况Table 2 Test conditions

2 系统传热过程中传热系数的确定

根据传热过程相关理论及相关实验数据对系统各传热过程的传热系数进行分析计算。

2.1 自然对流换热表面传热系数

根据室内散热器表面温度和室内温度之差可以推导出散热器表面与空气换热过程的传热系数，其中实验测试各个串联散热器表面平均温度分布情况如图3所示。由图3可知，各串联散热器表面温度不同，1#散热器表面温度最高，2~8#温度相差较小；压缩机不同运行频率下，散热器表面温度不同，随着压缩机运行频率的增大，散热器表面温度升高。

图3 各散热器表面温度分布情况Fig.3 Surface temperature distribution of radiators

在散热器散热过程中，随着压缩机频率的变化总散热量中对流散热量占比不断变化，具体分布如图4所示。

图4 散热量随压缩机频率的变化Fig.4 Variation of heat dissipation varies with the frequency of the compressor

在室内温度为20℃、室外温度为-10℃条件下，压缩机运转频率为50、60、70、80Hz时，系统总散热量（即总制热量）分别为8.42、9.44、10.57、11.58kW，对流散热量分别为4.64、4.62、5.24、5.81kW。

对流换热表面传热系数hc由下式计算：

式中：hc为对流换热表面传热系数，W/(m2·K)；Qc为自然对流散热量，kW；A 为散热器总传热面积，取26m2；Tb为散热器壁面温度，℃，计算中取固定频率下8 片散热器平均温度；Ts为室内温度，℃，取20℃。

自然对流换热过程中不同压缩机频率下表面传热系数计算结果如图5 所示。

图5 对流换热表面传热系数随压缩机频率的变化Fig.5 Variation of surface heat transfer coefficient of convective heat transfer with compressor frequency

由图5 可知，热管散热器进行自然对流换热时表面传热系数随着系统运行频率变化而变化，系统测试过程中压缩机运行频率范围在50~80Hz 时，50Hz 时表面传热系数最大达到10.95W/(m2·K)，当压缩机运行频率为80Hz 时表面传热系数最小也可达到9.61W/(m2·K)。

2.2 凝结换热表面传热系数

冷凝器管束内部的凝结传热为横管束的膜状传热，根据凝结换热计算公式对表面传热系数进行计算。系统散热量及表面平均温度、热泵冷凝温度分布情况如表3 所示。热泵饱和温度下各参数取值及凝结换热表面传热系数如表4 所示。

表3 系统散热量及表面平均温度、热泵冷凝温度Table 3 System heat dissipation,surface average temperature,heat pump condensation temperature distribution

表4 热泵饱和温度下各参数取值及凝结换热表面传热系数Table 4 Parameter values and condensation heat transfer coefficient calculation results at the heat pump saturation temperature

式中：hn为凝结换热表面传热系数，W/(m2·K)；C1为凝结换热参数，取0.729；r 为制冷剂的汽化潜热，kJ/kg；g 为重力加速度，9.8m/s；λl为液体的导热系数，W/(m·K)；ρl为液体的密度，kg/m3；ηl为液体的黏度，Pa·s；d 为管内径，m；ts1为热泵工质饱和温度，℃；tw1为冷凝盘管内壁温度，℃。

由表4 可知，散热器内部冷凝盘管进行凝结换热时，凝结换热表面传热系数随压缩机频率的变化而变化，当系统测试过程中压缩机运行频率范围在50~80Hz 时，运行频率为50Hz 时凝结换热表面传热系数最大，为4039.54W/(m2·K)，当压缩机运行频率为80Hz 时表面传热系数最小也达3290.13W/(m2·K)。

2.3 沸腾换热表面传热系数

冷凝器管束外部的沸腾换热表面传热系数按照大容器饱和核态沸腾的无量纲关联式计算。

式中：hf为沸腾换热表面传热系数，W/(m2·K)；C2为沸腾换热参数，取0.62；λl为饱和液体的导热系数，W/(m·K)；ρl为饱和液体的密度，kg/m3；ρv为饱和气体的密度，kg/m3；ηl为饱和液体的黏度，Pa·s；ts2为散热器内工质饱和温度，℃；tw2为冷凝盘管外壁温度，℃。

由表5 可知，热管散热器内部工质在冷凝盘管外部进行沸腾换热时，沸腾换热表面传热系数随着压缩机运行频率的变化而变化，当系统测试过程中压缩机运行频率范围在50~80Hz 时，运行频率60Hz 时沸腾换热表面传热系数最小为463.64W/(m2·K)，当压缩机频率为50、70Hz 时沸腾换热表面传热系数相当，分别为464.93、464.77W/(m2·K)，压缩机功率为80Hz 时沸腾换热表面传热系数最大为467.67W/(m2·K)。

表5 R134a 饱和温度下各参数取值及沸腾换热表面传热系数Table 5 R134a values of various parameters at saturation temperature and heat transfer coefficient of boiling heat transfer surface

2.4 热管散热器传热系数公式拟合

根据有限的实验数据对该形式的散热器内部总传热系数及外部自然对流换热表面传热系数在不同频率下变化规律其多项式拟合关系式如下：

热管散热器内部传热系数多项式拟合关系式为：

k1=3.8×10-3x2-0.6418x+336.22

热管散热器外部自然对流换热表面传热系数多项式拟合关系式为：

k2=1×10-4x2-0.0619x+13.75

实验值与公式计算值间的误差分析：参考统计学知识，根据可决系数R2对误差进行计算，R2为回归平方和与总离差平方和的比值，R2值介于0～1，越接近1，回归拟合效果越好。上述热管散热器内、外传热系数拟合公式R2值分别为0.9986、0.9954，整体拟合效果较优，误差较小。

3 系统性能

对新型供热装置系统性能进行分析，其中系统功耗W 以给定工况下，系统达到稳定运行状态时，功率表所记录的功率数据为依据。

系统COP 以达到稳定运行状态期间，功率表所记录的功率和通过焓差计算得到的制热量，根据式（4）进行计算：

图6 所示为系统定频状态下稳定运行期间压缩机功率、COP 变化情况。由图6 可知，当设定室外温度-10℃、室内温度20℃，系统定频状态稳定运行情况下，系统各项性能参数变化情况如下：系统运行功率随压缩机频率的增加而增加，压缩机频率为50Hz 时，系统功率为1.81kW，当压缩机频率为80Hz 时，系统功率为3.37kW。系统COP 变化情况，当仅变化压缩机频率时，随着压缩机频率的上升，系统COP 呈现下降趋势，当压缩机频率为50Hz 时，系统COP 最高，可高达4.65，当频率为80Hz 时COP 最低也可达3.44。上述结果表明压缩机处于50Hz 运行时系统性能较优，但对应系统制热量较低，因此该系统在实际运行中，应综合考虑制热量与COP 因素。

图6 不同频率下系统各性能参数Fig.6 System performance parameters at different frequencies

4 结论

本文针对新型空气源热泵供热系统，结合传热过程相关理论，选取压缩机定频率运行时相关实验数据对系统中各传热过程的传热系数进行分析计算，并进行公式拟合，主要结论如下：

（1）当系统测试过程中压缩机运行频率为50~80Hz，系统与空气自然对流换热表面传热系数变化范围为9.61~10.95W/(m2·K)；冷凝盘管内部凝结换热表面传热系数变化范围为3290.13~4039.54W/(m2·K)；冷凝盘管外部下集管内部沸腾换热表面传热系数变化范围为 463.64~467.67W/(m2·K)。

（2）根据有限的实验数据对该种形式散热器的内部总传热系数及外部自然对流换热表面传热系数进行公式拟合，拟合结果误差较小，可为下一步研究提供参考。

（3）当压缩机频率控制在50~80Hz 时，随着运行频率的增加，系统功率呈增长趋势，系统COP呈下降趋势；当压缩机频率为50Hz 时COP 较高，但功率、系统制热量较低，因此该系统在实际运行中，应综合考虑制热量与COP 因素。