劉恒，譚建明，李舒宏，杜明浩，葉強(qiáng)

（1 空調(diào)設(shè)備及系統(tǒng)運(yùn)行節(jié)能?chē)?guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，廣東 珠海 519070；2 東南大學(xué)能源與環(huán)境學(xué)院，江蘇 南京 210096；3 廣東省制冷設(shè)備節(jié)能環(huán)保技術(shù)企業(yè)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，廣東 珠海 519070；4 珠海格力電器股份有限公司，廣東 珠海 519070）

生活熱水加熱在建筑能耗中的占比較大[1-2]，近年來(lái)，家用空氣源熱泵熱水器因其高效節(jié)能的突出優(yōu)點(diǎn)，在許多國(guó)家進(jìn)行推廣應(yīng)用[3-4]?，F(xiàn)有的家用與小型商用熱泵熱水器，大都采用外繞冷凝盤(pán)管結(jié)構(gòu)形式[5]，能夠避免盤(pán)管與水直接接觸而產(chǎn)生結(jié)垢和被腐蝕的問(wèn)題。在開(kāi)展其性能研究與優(yōu)化過(guò)程中，研究者們主要從熱泵系統(tǒng)循環(huán)、部件結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)、控制運(yùn)行優(yōu)化等方面進(jìn)行分析研究。其中，冷凝盤(pán)管外繞結(jié)構(gòu)優(yōu)化是重點(diǎn)研究?jī)?nèi)容之一。

Park 和Hrnjak[6]對(duì)微通道和圓管冷凝器的系統(tǒng)性能進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)分析，結(jié)果表明，微通道冷凝器系統(tǒng)性能系數(shù)（COP）和熱通量均高于圓管冷凝器。王丹丹[7]模擬發(fā)現(xiàn)，減小冷凝盤(pán)管管徑和增大螺旋直徑，系統(tǒng)性能得到一定改善。楊亮等[8]采用高效換熱器模擬分析發(fā)現(xiàn)，改變盤(pán)管截面形狀可以改善冷凝盤(pán)管與水箱的傳熱性能。Li 等[9]指出了開(kāi)孔型進(jìn)口結(jié)構(gòu)能夠有效改善用能過(guò)程中的熱分層現(xiàn)象，提高用能效率和熱水輸出率。由此可見(jiàn)，通過(guò)對(duì)熱泵熱水器的結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化有可能實(shí)現(xiàn)熱泵熱水器的能效比與熱水輸出率雙提升。

研究者們?cè)谶M(jìn)行熱泵熱水器性能研究時(shí)，往往采用實(shí)驗(yàn)或者模擬的研究方法。Dai 和Li[10]建立了熱泵循環(huán)和水箱流動(dòng)與傳熱的耦合模型。Shah 和Hrnjak[11]建立了外繞盤(pán)管熱泵熱水器耦合模型，很好地模擬了熱泵循環(huán)過(guò)程和水箱瞬時(shí)加熱過(guò)程。在利用CFD 建立水箱模型時(shí)，研究者們一般采用恒定壁溫或者恒定熱流密度邊界條件，而Jayakumar等[12]認(rèn)為應(yīng)該采用更為合理的邊界條件，例如采用隨時(shí)間或水溫動(dòng)態(tài)變化的邊界條件。呂傳超等[13]將冷凝盤(pán)管表面溫度按照變壁溫邊界條件設(shè)定。Dai和Li[10]以變化的平均熱流密度作為邊界條件。在以上的文獻(xiàn)中，不管是設(shè)置變溫度的邊界條件還是設(shè)置變熱流的邊界條件，均忽略了溫度與熱流隨位置變化而統(tǒng)一用一個(gè)平均值代替。然而，冷凝器存在過(guò)熱區(qū)、兩相區(qū)和過(guò)冷區(qū)，同一時(shí)刻各相區(qū)的溫度與熱流密度是不同的。忽略邊界條件數(shù)值隨位置變化將會(huì)使得建立的水箱模型偏離實(shí)際情況，從而造成仿真誤差的增大。因此，水箱數(shù)學(xué)模型采用多熱流密度邊界條件更加合理。

本文將建立熱泵系統(tǒng)循環(huán)與水箱內(nèi)流動(dòng)傳熱的耦合模擬模型，利用驗(yàn)證后的耦合模型，模擬研究外繞等/變間距盤(pán)管對(duì)家用空氣源熱泵熱水器蓄能與用能性能的影響，通過(guò)優(yōu)化冷凝盤(pán)管外繞螺旋方式提高系統(tǒng)運(yùn)行性能和水箱熱水輸出性能。

1 實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)介紹

1.1 系統(tǒng)運(yùn)行原理

本文采用的空氣源熱泵熱水器主要由主機(jī)和水箱構(gòu)成，其中外機(jī)主要包括壓縮機(jī)、蒸發(fā)器、節(jié)流裝置等部件，水箱主要包括內(nèi)膽、冷凝器和保溫層等。蒸發(fā)器中的制冷劑從室外空氣中獲取熱量，變成低溫低壓的氣態(tài)制冷劑，經(jīng)壓縮機(jī)做功，成為高溫高壓的氣態(tài)制冷劑，在冷凝器中釋放熱量，用于制取熱水，冷凝后的制冷劑經(jīng)節(jié)流裝置節(jié)流，再次進(jìn)入蒸發(fā)器，完成熱泵循環(huán)。

1.2 冷凝盤(pán)管外繞結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)

如圖1所示，目前市場(chǎng)上的熱泵熱水器一般采用外繞等間距盤(pán)管結(jié)構(gòu)，而在本實(shí)驗(yàn)中，設(shè)計(jì)了以漸變的螺旋間距將冷凝器盤(pán)繞于水箱內(nèi)膽外壁面。在進(jìn)行變間距盤(pán)繞時(shí)，將導(dǎo)熱硅膠涂抹于二者接觸面，以減小接觸熱阻。主要結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)參數(shù)見(jiàn)表1。

表1 盤(pán)管及水箱主要結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)參數(shù)

圖1 外繞式等間距與變間距盤(pán)管水箱

1.3 實(shí)驗(yàn)測(cè)量方案

實(shí)驗(yàn)測(cè)量熱泵熱水器水箱熱水溫度分布、系統(tǒng)運(yùn)行功耗，計(jì)算得到熱水平均水溫值、水箱得熱量、系統(tǒng)COP 和釋能效率，通過(guò)將實(shí)驗(yàn)值與耦合模擬值進(jìn)行對(duì)比，驗(yàn)證所建模型的準(zhǔn)確性。如圖2所示，利用數(shù)據(jù)采集儀進(jìn)行特定測(cè)溫點(diǎn)的溫度值采集任務(wù)；通過(guò)功率計(jì)可以測(cè)量耗電量，間接計(jì)算水箱得熱量、系統(tǒng)COP。

圖2 水箱溫度測(cè)量示意圖

1.4 性能參數(shù)計(jì)算依據(jù)

水箱t時(shí)刻的平均溫度Tw(t)用式(1)計(jì)算。

式中，Tw,j(t)為t時(shí)刻在水箱第j層的水溫，℃。

水箱得熱量Q用式(2)計(jì)算。

式中，mw為水箱熱水總質(zhì)量，kg；ΔTw為箱內(nèi)熱水加熱前后溫度差，℃。

進(jìn)而可以計(jì)算運(yùn)行時(shí)間t以內(nèi)的熱泵熱水器平均制熱能力Qw，用式(3)計(jì)算。

系統(tǒng)性能系數(shù)COP由制熱量Qw和功耗Wco計(jì)算得到，用式(4)計(jì)算。

水箱單位釋能時(shí)間tuse和量綱為1釋能時(shí)間τ分別用式(5)和式(6)計(jì)算[10]。

式中，Vt為水箱熱水體積，L；νuse為水箱用能過(guò)程進(jìn)口水流量，L/min；t為釋放熱水時(shí)間，min；V為釋放熱水體積，L。

定義量綱為1 時(shí)間τ為變量的函數(shù)θ(τ)，表示水箱進(jìn)出口溫差與用能初始時(shí)刻進(jìn)出口溫差的比值，用式(7)計(jì)算。

式中，To(τ=0)為用能初始時(shí)刻水箱出口溫度，℃；Ti為水箱進(jìn)口溫度，℃。

用能初始時(shí)刻，水箱儲(chǔ)存熱量定義為Et(τ=0)，用式(8)計(jì)算。

從初始時(shí)刻到時(shí)間τ的一段時(shí)間內(nèi)，累計(jì)釋放的水箱熱水熱量定義為E(τ)，用式(9)計(jì)算。

式中，mj為第j層熱水的質(zhì)量，kg；Tj(τ=0)為第j層熱水初始時(shí)刻溫度，℃；To(τ)為τ時(shí)刻水箱出口熱水溫度，℃。

用水過(guò)程中，用水量達(dá)到V=Vt時(shí)，即τ=1 時(shí)，水箱熱水累計(jì)輸出熱量與水箱初始時(shí)刻（τ=0）儲(chǔ)存熱量的比值定義為釋能效率ηdis[14]，用式(10)計(jì)算。

2 耦合模擬模型

2.1 聯(lián)合模擬算法

蓄能與用能過(guò)程中，制冷劑側(cè)參數(shù)與水側(cè)參數(shù)相互影響。冷凝盤(pán)管高溫側(cè)向水箱低溫側(cè)進(jìn)行傳熱，從而加熱水箱內(nèi)的水體，因此冷凝側(cè)換熱性能可影響水側(cè)加熱過(guò)程，水側(cè)熱水溫度分布反過(guò)來(lái)也會(huì)影響冷凝器內(nèi)對(duì)流換熱。為了既能研究熱泵熱水器系統(tǒng)運(yùn)行性能，又能分析水箱內(nèi)流動(dòng)與傳熱過(guò)程，需要進(jìn)行聯(lián)合模擬，即分別建立熱泵模型和水箱模型，通過(guò)冷凝側(cè)與水側(cè)傳熱過(guò)程將二者聯(lián)合起來(lái)，形成耦合模型。

冷凝器存在過(guò)熱區(qū)、兩相區(qū)和過(guò)冷區(qū)，同一時(shí)刻，不同區(qū)域熱流密度是不同的，需要將邊界條件分為三個(gè)部分進(jìn)行設(shè)定。聯(lián)合模擬的算法是將整個(gè)過(guò)程分為若干個(gè)穩(wěn)態(tài)時(shí)間間隔進(jìn)行耦合模擬計(jì)算。初始化時(shí)，首先假設(shè)冷凝盤(pán)管三個(gè)相區(qū)的初始熱流密 度 值qsh(t)0、qtp(t)0、qsc(t)0，利 用 水 箱CFD 模 型 模擬水箱加熱過(guò)程，得到水側(cè)溫度和速度參數(shù)，導(dǎo)入熱泵系統(tǒng)循環(huán)模型進(jìn)行數(shù)值計(jì)算，輸出冷凝盤(pán)管三個(gè)相區(qū)的熱流密度值qsh(t)i、qtp(t)i、qsc(t)i，并以此作為新一輪水箱模型模擬計(jì)算的邊界條件進(jìn)行迭代模擬計(jì)算，直至迭代誤差滿足要求（小于1%），再進(jìn)行下一個(gè)時(shí)間間隔的耦合模擬計(jì)算。模型耦合算法流程詳見(jiàn)圖3。

圖3 耦合算法

2.2 熱泵數(shù)學(xué)模型

本文采用集中參數(shù)法建立壓縮機(jī)數(shù)學(xué)模型[15]，制冷劑質(zhì)量流量和壓縮機(jī)功率分別由式(13)和式(14)計(jì)算。

式中，ηv為壓縮機(jī)容積效率；νs為壓縮機(jī)進(jìn)口側(cè)制冷劑比容；Vh為壓縮機(jī)理論輸氣量；hco,r,o為壓縮機(jī)出口側(cè)制冷劑焓值；hco,r,i為壓縮機(jī)進(jìn)口側(cè)制冷劑焓值；ηco為壓縮機(jī)總效率。

冷凝器采用分區(qū)集中參數(shù)模型[16]。式(15)為制冷劑側(cè)與水側(cè)傳熱方程。

式中，Qc為制冷劑換熱量；Qw為水側(cè)換熱量；Ac為有效換熱面積；Tc,r為冷凝器中的制冷劑溫度；Tc,w為水箱熱水溫度。

假定節(jié)流過(guò)程為等焓過(guò)程，節(jié)流前后制冷劑的焓值不變，式(16)為節(jié)流裝置的能量平衡方程。

式中，hev,r,i、hev,r,o分別為節(jié)流閥進(jìn)口側(cè)和出口側(cè)制冷劑焓值。

蒸發(fā)器分為過(guò)熱氣體區(qū)和氣液兩相區(qū)，采用分區(qū)集中參數(shù)模型。式(17)為總能量平衡方程。

式中，Ue為傳熱系數(shù)；Ae為換熱面積；ΔTe為熱溫差。Ue、Uc的具體計(jì)算過(guò)程詳見(jiàn)文獻(xiàn)[17]。

2.3 水箱仿真模型

2.3.1 基本假設(shè)

在建立模型過(guò)程中，為了簡(jiǎn)化實(shí)際問(wèn)題，采用以下假設(shè)：

①如圖4所示，用一層層矩形截面的冷凝盤(pán)管代替螺旋上升的外繞盤(pán)管，將三維外繞盤(pán)管水箱簡(jiǎn)化為二維軸對(duì)稱圖形[11]；

圖4 水箱二維模型簡(jiǎn)化示意圖

②外繞盤(pán)管水箱箱體外界面絕熱；

③將外繞盤(pán)管當(dāng)作變化的外熱源處理，等效為離散化的線熱源，進(jìn)行多熱流密度邊界設(shè)定；

④加熱過(guò)程水箱內(nèi)熱水自然對(duì)流的瑞利數(shù)小于1010，故將其設(shè)置為層流流動(dòng)；

⑤為了便于處理由于溫差引起的浮升力項(xiàng)，采用Boussinesq假設(shè)[18]。

2.3.2 控制方程

式(18)為連續(xù)性方程。

式(19)和式(20)為動(dòng)量方程。

式(21)為能量方程。

2.3.3 網(wǎng)格劃分與邊界條件

使用ICEM 軟件對(duì)水箱二維物理模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分，主流區(qū)采用四邊形的結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格，水箱內(nèi)膽壁面采用邊界層網(wǎng)格，進(jìn)行網(wǎng)格加密處理，并在網(wǎng)格無(wú)關(guān)性驗(yàn)證時(shí)對(duì)比了三種數(shù)量的網(wǎng)格（10000、15000 和20000）。對(duì)比顯示15000 的網(wǎng)格得到的結(jié)果與20000的網(wǎng)格得到的結(jié)果相似。仿真過(guò)程由軟件Fluent16.2 進(jìn)行求解，在壁面上速度采用無(wú)滑移條件，冷凝盤(pán)側(cè)與水側(cè)的傳熱過(guò)程熱流密度邊界條件分為三個(gè)相區(qū)設(shè)定為多熱流密度邊界條件。

3 結(jié)果與討論

3.1 模型驗(yàn)證

本文進(jìn)行了三種工況下的對(duì)比驗(yàn)證，具體運(yùn)行工況見(jiàn)表2。圖5 為系統(tǒng)功耗、水箱得熱量、COP和平均水溫的實(shí)驗(yàn)值與模擬值對(duì)比情況。各性能指標(biāo)的實(shí)驗(yàn)值與模擬值吻合度較高，系統(tǒng)功耗、水箱得熱量、COP和平均水溫的實(shí)驗(yàn)值與模擬值相對(duì)偏差分別不超過(guò)8.4%、5.8%、3.5%和8%，可知誤差均在合理范圍內(nèi)，驗(yàn)證了耦合模型的準(zhǔn)確性，可以采用該耦合模型進(jìn)一步模擬研究。

圖5 外繞變間距盤(pán)管各性能指標(biāo)實(shí)驗(yàn)值與模擬值對(duì)比

表2 水箱實(shí)驗(yàn)測(cè)量的不同運(yùn)行工況參數(shù)

3.2 蓄能與用能過(guò)程系統(tǒng)性能分析

3.2.1 水箱溫度與速度分布特征分析

蓄能過(guò)程的進(jìn)水初始溫度為15℃，環(huán)境溫度為20℃，水溫為50～55℃。圖6 表示兩種盤(pán)管水箱蓄能過(guò)程各溫度層水溫隨加熱時(shí)間的變化情況。在t=60min時(shí)，等間距與變間距盤(pán)管水箱高度h=0.3m的水溫分別為25.54℃、26.31℃，水箱高度h=1.2m 的水溫分別為31.19℃、31.69℃。在t=240min 時(shí)，外繞等間距盤(pán)管水箱h=0.3m 和h=1.2m 對(duì)應(yīng)的水溫分別為46.35℃、50.41℃，兩個(gè)溫度層之間的溫度差值為4.06℃，外繞變間距盤(pán)管水箱h=0.3m 和h=1.2m 對(duì)應(yīng)的水溫分別為47.72℃、51.40℃，二者之間的差值為3.68℃。由上可知，在整個(gè)加熱過(guò)程中，變間距盤(pán)管水箱內(nèi)各溫度層的熱水溫度始終高于等間距盤(pán)管，而水箱內(nèi)上下各溫度層之間的溫差值小于等間距盤(pán)管。

圖6 蓄能過(guò)程兩種盤(pán)管水箱熱水溫度分布

圖7表示加熱時(shí)間t=240min時(shí)的兩種外繞盤(pán)管水箱速度分布模擬圖，水箱內(nèi)的流動(dòng)速度是以各區(qū)域呈藍(lán)色的深淺程度進(jìn)行分析，顏色較淺的區(qū)域流體流動(dòng)速度較快些。對(duì)比分析可知，變間距盤(pán)管結(jié)構(gòu)水箱底部區(qū)域的流體流速高于等間距盤(pán)管，這是因?yàn)槠涞撞繀^(qū)域換熱面積增加，熱通量比等間距盤(pán)管水箱高，底部加熱速率得到提高，對(duì)應(yīng)區(qū)域的流體對(duì)流作用增強(qiáng)。此外，外繞變間距盤(pán)管水箱的中上部區(qū)域的流體速度值也明顯高于等間距盤(pán)管，這說(shuō)明后者的流場(chǎng)更為劇烈，從而箱內(nèi)對(duì)流得到增強(qiáng)。

圖7 蓄能過(guò)程兩種盤(pán)管水箱速度分布模擬圖

用能過(guò)程中，15℃的冷水從水箱底部中間以6L/min的流速流入水箱底部，熱水從水箱頂部流出。圖8表示用能過(guò)程中水箱各溫度層水溫隨用能時(shí)間的變化情況。初始階段，水箱底部（h<0.3m）區(qū)域水溫迅速降低，而水箱中上部的熱水溫度保持穩(wěn)定；在t=10min以內(nèi)，水箱出口附近水溫穩(wěn)定在(50±0.5)℃；在t=20min時(shí)，水箱出口附近溫度降低至40℃以下，底部溫度降低至25℃以下。在t=1min時(shí)，等間距與變間距盤(pán)管水箱底部的平均溫度分別為35.34℃、38.66℃；在t=20min時(shí)，等間距與變間距盤(pán)管水箱熱水輸出溫度分別為33.50℃、37.97℃?？芍捎米冮g距盤(pán)管結(jié)構(gòu)可以改善水箱溫度分布，提高輸出熱水溫度品質(zhì)，優(yōu)于等間距外繞形式。

圖8 用能過(guò)程兩種盤(pán)管水箱熱水溫度分布

圖9表示兩種外繞盤(pán)管水箱在用能時(shí)間t=5min時(shí)的流函數(shù)分布模擬圖。由于用能過(guò)程時(shí)間較短，因此可以利用流函數(shù)對(duì)水箱內(nèi)的速度場(chǎng)進(jìn)行描述。圖中流線呈現(xiàn)紅色的區(qū)域越多，流體對(duì)流擾動(dòng)越強(qiáng)。對(duì)比分析可知，與等間距盤(pán)管相比，變間距盤(pán)管水箱內(nèi)流線呈紅色的程度較淺和區(qū)域相對(duì)較少，其各區(qū)域受到的對(duì)流擾動(dòng)作用減弱，而等間距盤(pán)管水箱頂部的流體對(duì)流擾動(dòng)作用相對(duì)較大。這是因?yàn)樽冮g距盤(pán)管底部區(qū)域的盤(pán)管換熱面積增多，可以較快地加熱底部冷熱水混合區(qū)域，減緩水箱中上部區(qū)域各溫度層水溫的下降速度和溫差值的擴(kuò)大速度，進(jìn)而減弱各區(qū)域之間的對(duì)流擾動(dòng)作用?？芍捎脻u變的螺旋間距可以減弱用能過(guò)程中水箱內(nèi)的對(duì)流擾動(dòng)作用，延緩水箱出口附近區(qū)域水溫受到影響并開(kāi)始下降的時(shí)間，使得水箱盡可能多地輸出高溫?zé)崴?/p>

圖9 用能過(guò)程兩種盤(pán)管水箱流函數(shù)模擬圖

3.2.2 盤(pán)管與水箱傳熱過(guò)程性能分析

圖10表示蓄能與用能過(guò)程兩種外繞盤(pán)管水箱冷凝側(cè)與水側(cè)傳熱過(guò)程傳熱系數(shù)隨時(shí)間的變化情況。蓄能初始時(shí)刻，外繞等間距與變間距盤(pán)管結(jié)構(gòu)下的平均傳熱系數(shù)分別為286.31W/(m2·K)、346.91W/(m2·K)；加熱終了，兩者分別為249.43W/(m2?K)、292.78 W/(m2·K)；在整個(gè)加熱過(guò)程中，兩者分別為261.92W/(m2·K)和319.31W/(m2·K)，變間距盤(pán)管比等間距盤(pán)管提高了21.91%。這是因?yàn)樽冮g距盤(pán)管結(jié)構(gòu)是以漸變的螺旋間距外繞盤(pán)管，增強(qiáng)了管內(nèi)二次環(huán)流，制冷劑側(cè)對(duì)流換熱增強(qiáng)，換熱熱阻降低，冷凝側(cè)與水側(cè)之間的平均傳熱系數(shù)隨之增大。在整個(gè)用能過(guò)程中，變間距盤(pán)管的平均傳熱系數(shù)為378.11W/(m2·K)，比等間距盤(pán)管稍高?？芍钅芘c用能過(guò)程中，采用外繞變間距盤(pán)管結(jié)構(gòu)可以提高制冷劑側(cè)與水側(cè)傳熱過(guò)程的傳熱性能。

圖10 蓄能與用能過(guò)程兩種外繞盤(pán)管傳熱過(guò)程傳熱系數(shù)對(duì)比

3.2.3 系統(tǒng)運(yùn)行性能分析

圖11 表示蓄能與用能過(guò)程的系統(tǒng)COP 隨時(shí)間的變化情況。在加熱初始階段，等間距與變間距盤(pán)管結(jié)構(gòu)下的COP分別為4.72和5.18，加熱終了時(shí)的COP分別為3.63和4.05，在整個(gè)加熱過(guò)程中的平均COP分別為4.10和4.54，采用外繞變間距盤(pán)管結(jié)構(gòu)使得系統(tǒng)COP 提高了10.75%。用能初始時(shí)刻，二者的COP 接近相等；隨著水箱熱水輸出，熱水溫度逐漸降低，冷凝器中的制冷劑冷凝壓力降低，壓縮比降低，壓縮機(jī)功率降低，系統(tǒng)COP逐漸增大。在整個(gè)用能過(guò)程中，變間距盤(pán)管的COP 比等間距盤(pán)管始終要高一些，主要是因?yàn)樽冮g距盤(pán)管內(nèi)對(duì)流換熱增強(qiáng)，傳熱性能得到提高。可知，采用變間距盤(pán)管結(jié)構(gòu)可以提高系統(tǒng)COP，改善系統(tǒng)運(yùn)行性能，優(yōu)于等間距結(jié)構(gòu)形式。

圖11 蓄能與用能過(guò)程兩種盤(pán)管結(jié)構(gòu)下的系統(tǒng)性能系數(shù)COP對(duì)比

3.2.4 水箱熱水輸出性能分析

圖12 表示兩種外繞盤(pán)管結(jié)構(gòu)水箱用能性能的對(duì)比情況。等間距與變間距盤(pán)管水箱的釋能效率分別為80.29%、87.14%，提高了8.53%，熱水輸出率分別為52%、56%，提高了7.69%。這是因?yàn)樽冮g距盤(pán)管水箱出口熱水溫度發(fā)生變化的時(shí)間晚于等間距盤(pán)管，即使在出口溫度下降過(guò)程中，變間距盤(pán)管的出水溫度也始終比等間距高。因此，變間距盤(pán)管結(jié)構(gòu)水箱可以累計(jì)釋放較多的熱量。與等間距盤(pán)管相比，采用漸變的螺旋間距，可以提高水箱的熱水輸出率、釋能效率，以改善水箱熱水輸出性能，盡可能多地輸送溫度品質(zhì)高的熱水。

圖12 兩種盤(pán)管結(jié)構(gòu)水箱用能性能對(duì)比

4 結(jié)論

本文設(shè)計(jì)了外繞變間距盤(pán)管結(jié)構(gòu)形式，利用實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證后的耦合模擬模型，對(duì)外繞等/變間距盤(pán)管熱泵熱水器蓄能與用能性能進(jìn)行了模擬研究。具體結(jié)論如下。

（1）采用多熱流密度邊界條件建立水箱模型，通過(guò)聯(lián)立熱泵模型和水箱模型，建立了耦合模型。同時(shí)搭建了外繞變間距盤(pán)管熱泵熱水器實(shí)驗(yàn)臺(tái)。實(shí)驗(yàn)測(cè)量了水箱內(nèi)溫度分布、系統(tǒng)功耗，計(jì)算得到熱水平均溫度、水箱得熱量、COP，通過(guò)將實(shí)驗(yàn)值與模擬值進(jìn)行對(duì)比，結(jié)果顯示模擬結(jié)果與實(shí)驗(yàn)結(jié)果的最大偏差不超過(guò)8%，故此耦合模型是相對(duì)準(zhǔn)確的。

（2）模擬研究了熱泵熱水器蓄能與用能過(guò)程。結(jié)果顯示，外繞變間距盤(pán)管在蓄能過(guò)程中的平均傳熱系數(shù)為319.31W/(m2·K)，比等間距盤(pán)管提高了21.91%，平均COP 為4.54，提高了10.75%，熱水溫度分布更加均勻；在用能過(guò)程中的平均傳熱系數(shù)和COP 比等間距盤(pán)管稍高，熱水輸出率、釋能效率分別提高了7.69%、8.53%?？芍?，采用變間距外繞結(jié)構(gòu)能夠改善水箱內(nèi)溫度分布、制冷劑側(cè)與水側(cè)之間的傳熱性能，提高系統(tǒng)運(yùn)行性能與熱水輸出性能。