R134a整体式热泵热水器性能实验研究
2022-12-27欧阳光
欧阳光
（珠海格力电器股份有限公司 珠海 519070）
引言
整体式热泵热水器因其节能环保、安装与维护便利而备受市场的青睐，在人力成本较高的澳洲、北美洲、欧盟等国外地区尤为受欢迎。
家用整体式热泵热水器一般设计成圆柱形，上部为热泵热水器主机，下部为热泵热水器水箱。由于受水箱容积和机组安装空间限制，热泵热水器主机设计空间有限，电机、风叶等往往需设计得更小巧。同样的蒸发器配置下，如果风机风量不匹配，会造成系统性能较分体式热泵热水器差。在另一方面，整体式热泵热水器蒸发器风机风量过大又会造成噪音偏大。
近年来，国内外研究者主要焦点在普通分体式热泵热水器上，朱兴旺等[1]通过实验对比了7 ℃工况下R22与R417A热泵热水器的性能，结果表明，7 ℃工况下R417A系统制热量低于R22系统，COP略高；金听祥等[2]也通过实验对比了R410A直流变频和定频热泵热水系统的性能，结果表明，变频热泵热水系统通过灵活调节频率，可缩短加热时间，提高COP，并降低排气压力；饶荣水[3]则通过对比R32、R22、R407C以及R410A的理论COP和容积制热量，得出R32在空气源热泵上应用的综合性能如环保性能、制热性能等优于其他制冷剂。
在另一方面，整体式热泵热水器研究者寥寥[4～5]， 且集中在R290和R32系统研究上。R134a属HFCs（氢氟烃）类物质，因其同等条件下，冷凝压力和压缩比相比R410A都低，更适宜加热高温热水，是目前国内应用于热泵热水器的主流制冷剂之一。因此本文研究R134a制冷剂应用于整体式热泵热水器的性能。
1 系统熵增原理
为了弄清系统中不可逆损失发生的环节及其原因，有必要对系统进行㶲分析。因此，本文忽略管道的损失，对系统各个部件列出㶲损失方程[6～8]，分析系统的㶲损失。
1）压缩机
假设压缩机进行绝热压缩过程，其㶲损失主要来自于气体摩擦损失，运动部件损失和内部传热损失，可用式（1）表示：
式中：
L1—压缩机的㶲损失，单位 kW；
mr—制冷剂的循环流量，单位 kg/s；
exa—压缩机进口焓㶲，单位 kJ/kg；
exb—压缩机出口焓㶲，单位 kJ/kg；
w0—单位压缩功，单位 kJ/kg；
T0—环境温度，单位 K；
sb—压缩机出口制冷剂的熵值，单位 kJ/kg·K；
sa—压缩机进口制冷剂的熵值，单位 kJ/kg·K。
2）四通阀
假设四通阀与环境没有传热损失，其㶲损失方程可用式（2）表示：
式中：
L2—四通阀的㶲损失，单位 kW；
mr—制冷剂的循环流量，单位 kg/s；
hb—压缩机出口制冷剂的焓值，单位 kJ/kg；
hf—蒸发器出口制冷剂的焓值，单位 kJ/kg；
ha—压缩机进口制冷剂的焓值，单位 kJ/kg；
hc—冷凝器进口制冷剂的焓值，单位 kJ/kg；
T0—环境温度，单位 K；
sc—冷凝器进口制冷剂的熵值，单位 kJ/kg·K；
sb—压缩机出口制冷剂的熵值，单位 kJ/kg·K；
sa—压缩机进口制冷剂的熵值，单位 kJ/kg·K；
sf—蒸发器出口制冷剂的熵值，单位 kJ/kg·K。
3）蒸发器
蒸发器的㶲损失是由管外介质（空气）和管内制冷剂传热温差以及制冷剂侧压降引起的，其㶲损失方程可用式（3）表示：
式中：
Lh1—蒸发器的㶲损失，单位 kW；
mr—制冷剂的循环流量，单位 kg/s；
T0—环境温度，单位 K；
sf—蒸发器出口制冷剂的熵值，单位 kJ/kg·K；
se—蒸发器进口制冷剂的熵值，单位 kJ/kg·K；
ce—蒸发器进口制冷剂的流速，单位 m/s；
cf—蒸发器出口制冷剂的流速，单位 m/s；
he—蒸发器进口制冷剂的焓值，单位 kJ/kg；
hf—蒸发器出口制冷剂的焓值，单位 kJ/kg；
Ta1—蒸发器进出口空气的平均温度，单位 K。
4）蒸发器
冷凝器的㶲损失是由管外介质（水）和管内制冷剂传热温差以及制冷剂侧压降引起的，其㶲损失方程可用式（4）表示：
式中：
Lh2—冷凝器的㶲损失，单位 kW；
mr—制冷剂的循环流量，单位 kg/s；
T0—环境温度，单位 K；
sd—冷凝器出口制冷剂的熵值，单位 kJ/kg·K；
sc—冷凝器进口制冷剂的熵值，单位 kJ/kg·K；
cc—冷凝器进口制冷剂的流速，单位 m/s；
cd—冷凝器出口制冷剂的流速，单位 m/s；
hc—冷凝器进口制冷剂的焓值，单位 kJ/kg；
hd—冷凝器出口制冷剂的焓值，单位 kJ/kg；
Ta2—冷凝器进出口平均水温，单位 K。
4）电子膨胀阀
忽略传热的影响，电子膨胀阀的损失主要包括制冷剂的摩擦和膨胀损失，其㶲损失可用式（5）表示：
式中：
L3—电子膨胀阀的㶲损失，单位 kW；
mr—制冷剂的循环流量，单位 kg/s；
T0—环境温度，单位 K；
se—蒸发器进口制冷剂的熵值，单位 kJ/kg·K；
sd—冷凝器出口制冷剂的熵值，单位 kJ/kg·K。
因此，系统的总的㶲损失可由式（6）表示：
式中：
L总—系统总㶲损失，单位 kW；
L1—压缩机的㶲损失，单位 kW；
L2—四通阀的㶲损失，单位 kW；
Lh1—蒸发器的㶲损失，单位 kW；
Lh2—冷凝器的㶲损失，单位 kW；
L3—电子膨胀阀的㶲损失，单位 kW。
2 实验研究
2.1 实验装置
图1为试验系统原理图，试验系统主要包括一台R134a整体式热泵热水器和模拟室外环境自动控制的工况室。其中R134a整体式热泵热水器是由转子式压缩机、四通阀、翅片管式蒸发器、电子膨胀阀、风机、风叶、微通道冷凝器等部件组成。为了得出机组的制热水工作特性，在压缩机进出口、冷凝器（水箱侧）进出口、蒸发器进出口、出风处、水箱上和水箱下感温包处布置热电偶，且在进风处、进水口处和出水口处布置3个铂电阻测温点，并在压缩机吸排气口布置压力传感器。同时，为了得出制热水运行过程中水箱水温分层情况，在水箱6等分点上均匀布置6个热电偶测温点（放置在水箱内）。其中热电偶采用J型热电偶（测温范围为（-200～260）℃，测试精度±0.1 ℃，直径1 mm）、铂电阻测温范围为（-200～80）℃，测试精度±0.01 ℃。压力传感器测压范围（0～5）MPa，测试精度±0.1 kPa。
图1 整体式空气能热水器性能试验系统图
2.2 测试工况
参考GB/T 23137-2020[9]，整体式R134a热泵热水器性能试验工况如表1所示。
表1 实验工况
3 实验结果及分析
3.1 不同风机转速对名义制热性能的影响
整体式空气能热水器性能受限于主机尺寸，因此风系统设计尤为重要：风量过小，蒸发侧换热不充分导致整机性能差，风量过大，噪音大。因此研究不同风机转速对系统性能的影响。图2和图3所示为名义工况下机组制热量和COP随（蒸发器侧）风机转速的变化曲线。从图中可以看出，机组名义制热量随风机转速增大而增大，850 rpm较705 rpm制热量提高1.4 %；COP随风机转速先略有增大后减小。其原因是随着风机转速提高，风量加大，蒸发温度提高，从蒸发侧吸热量增加，从而使整机制热量有一定的提高。但在另一方面，风量增大，制热量提高的同时风机输入功率加大，而整体式机组受限于主机尺寸，制热量一般较小，风机输入功率在整个系统输入功率中占比较大，因而COP随风机转速提高先增大，后减小，在风机转速为790 rpm时最高。
图2 名义制热量随风机转速变化关系
图3 COP随风机转速变化关系
3.2 不同制冷剂充注量对名义制热性能的影响
图4所示为机组名义制热量和COP随系统制冷剂充注量变化曲线，从图中可以看出，机组名义制热量和COP随制冷剂充注量增大略有提高。850 g制冷剂较800 g制冷剂充注量制热量和COP分别提高0.5 %和0.75 %。其主要原因是热泵热水器从空气中吸热，受主机尺寸的影响，蒸发侧换热面积和风量一定，增大制冷剂充注量对名义制热性能提高不大。
图4 机组名义制热量和COP随制冷剂充注量的变化关系
3.3 不同工况下水箱水温分层
图5～7所示为整体式热泵热水器在不同环境温度下制热水运行过程中水箱水温变化曲线。从曲线上可以看出，水箱水温沿高度方向存在明显的分层，且随着水温的升高，分层越来越小。其主要原因是水箱换热器制冷剂从水箱上部进，下部出，水温升高时冷凝温度随之上升，冷凝换热温差越来越小，相应的水箱上下水温沿高度方向分层越来越小。
图5 2/1 ℃环境制热水过程水箱温度变化
图6 20/15 ℃环境制热水过程水箱温度变化
图7 41/- ℃环境制热水过程水箱温度变化
不同环境下水温分层的趋势没有明显差异，说明水箱保温效果好。细微差别在于，环境温度较高时，由于加热时间短，水箱水温沿高度方向分层较低环境温度更明显。
3.4 不同风机转速下系统㶲损失
图8所示为名义工况下，系统各部件的㶲损失随（蒸发器）风机转速的变化关系。从图中可以看出系统㶲损失的最大环节发生在蒸发器，占系统总㶲损失的（29～34）%。冷凝器和电子膨胀阀的㶲损失次之，第四是压缩机的㶲损失，四通阀的㶲损失最小。系统总㶲损失随蒸发器风机转速的增大略有增大。
图8 名义工况系统部件㶲损失随风机转速变化曲线
蒸发器采用圆弧形状设计，利用率较低，且设计成两排，出风被压缩机阻挡，制冷剂侧和空气侧的压降均较大，因而整个系统中蒸发器㶲损失最大。后续为提高整体式热泵热水器性能，蒸发器的结构设计、风机、风道设计为重点。
室外换热器（蒸发器）风机转速提高，也即风量增大，随着蒸发器空气侧进风风量的增大，蒸发压力上升，相应的蒸发温度升高，制冷剂和空气的平均传热温差减小，蒸发器的㶲损失减小。系统的冷凝压力随着蒸发器蒸发压力的提高略有增大，因此冷凝器的㶲损失随蒸发器风机转速增大而增大。
蒸发器风机转速增大时，蒸发器换热效率提高，系统的制冷剂循环流量加大，而压缩机和电子膨胀阀两端的压差略有增大，不可逆损失增大，因此压缩机和电子膨胀阀的㶲损失随风机转速的增大而增大。压缩机理论上接近等熵压缩，但该压缩机㶲损失也占到系统总㶲损失（15～20.7）%，其原因是整体式机组压缩机位于出风侧，出风将压缩机冷却，导致压缩机㶲损失较大。
从图8中还可以看出，系统总的㶲损失随蒸发器风机转速的提高而略有增大，其主要原因是风机转速提高，导致对系统㶲损失贡献较大的部件如冷凝器、电子膨胀阀和压缩机㶲损失均增大的缘故。
4 结论
本文通过对R134a整体式热泵热水器进行实验研究，探讨不同风机转速和制冷剂充注量对系统性能的影响，并研究不同工况下机组制热水运行过程中水箱水温分层情况，且应用熵增原理对系统主要部件进行㶲分析。从而为后续产品性能优化提供研究基础。结果表明：
1）机组制热量随蒸发器风机转速增大略有增大，850 rpm制热量较705 rpm制热量提高1.4 %，其原因是随着风机转速提高，风量加大，蒸发温度提高，从蒸发侧吸热量增加。机组制热量提高的同时风机输入功率加大，因而COP随风机转速先略有增大后减小，在风机转速为790 rpm时最高。
2）受限于主机尺寸，蒸发侧换热面积和风量一定，受蒸发侧换热的影响，机组制热量和COP随系统制冷剂充注量的增大略有增大，850 g较800 g制冷剂充注量的制热量和COP分别提高0.5 %和0.75 %。
3）不同工况下制热水运行时，水箱水温沿高度方向存在明显的分层，且随着水温的升高，分层越来越小。高环境温度较低环境温度下由于加热时间短水温分层更明显。
4）对系统各部件进行名义工况下不同风机转速的㶲分析发现，制热水运行时㶲损失的最大环节发生在蒸发器，占系统总㶲损失的（29～34）%。压缩机㶲损失也占系统总㶲损失（15～20.7）%。后续系统性能优化可从蒸发器的结构、风机、风道以及压缩机等布局的优化设计着手。
