吳治將，徐言生，喻繼江，羅祥文，葉美冰，許志欽，姚東

（1. 順德職業(yè)技術(shù)學(xué)院能源與汽車工程學(xué)院，廣東佛山，528333；2. 廣東恒基金屬制品實業(yè)有限公司，廣東佛山，528305；3. 廣州海關(guān)技術(shù)中心，廣東廣州，510610）

制冷空調(diào)行業(yè)經(jīng)過了多年的發(fā)展，目前制冷設(shè)備面臨兩大主要問題，一是如何提高制冷系統(tǒng)性能，二是如何采用環(huán)保制冷劑。其中，采用強化換熱技術(shù)提高換熱器換熱效果是提高制冷系統(tǒng)性能的重要技術(shù)手段之一，而通過減小換熱器管徑從而減少制冷系統(tǒng)制冷劑充注量也是解決環(huán)保制冷劑應(yīng)用的重要技術(shù)手段之一。在制冷空調(diào)領(lǐng)域中，內(nèi)螺紋銅管作為一種高效傳熱元件，與高效鋁翅片組合廣泛應(yīng)用于空調(diào)、熱泵系統(tǒng)的換熱器［1-3］，但目前多采用單一內(nèi)螺紋齒形、較大管徑的內(nèi)螺紋管，采用此種技術(shù)，不但換熱管的材料消耗較大、制冷劑充注量也較大，而且換熱器整體換熱效果有待提高。

國內(nèi)外大量的學(xué)者從實驗和理論對內(nèi)螺紋管應(yīng)用在換熱器（蒸發(fā)器和冷凝器）的換熱性能進行了詳細的研究，并取得了豐碩的研究成果［4-7］。王凱等人［8］通過減小內(nèi)螺紋銅管的齒頂角進行換熱性能實驗。結(jié)果表明，減小內(nèi)螺紋銅管的齒頂角，換熱管的總體性能呈優(yōu)化趨勢，阻力損失明顯下降，換熱性能整體得到提高。黃理浩、陶樂仁等人［9］分別對5mm、7mm和9mm三種內(nèi)螺紋管進行冷凝實驗研究。實驗結(jié)果表明，內(nèi)螺紋管的參數(shù)（螺紋齒徑和齒頂角）對冷凝換熱系數(shù)有重要影響，齒徑比以及齒高對內(nèi)螺紋管的壓降變化起重大作用。董志強、郭宏林等人［10］研究了6種不同管徑和不同齒形參數(shù)的內(nèi)螺紋管的蒸發(fā)和冷凝換熱。實驗結(jié)果表明，當內(nèi)螺紋管的齒頂角減小時，換熱系數(shù)會增加，增加齒高、增大螺紋角和齒數(shù)也會增加換熱系數(shù)。Dongsoo Jung et al.［11］采用外徑為9.52mm、長度1m的水平光管和微翅片管進行管內(nèi)冷凝換熱研究，制冷劑采用R22、R134a、R407C 和R410A 。研究結(jié)果表明，強化換熱管的換熱系數(shù)是普通光管的2～3倍。Wang HS et al.［12］采用不同參數(shù)的內(nèi)螺紋管進行冷凝換熱性能研究，制冷劑采用R11、R123、R134a、R22 和R410A。將實驗得出的數(shù)據(jù)與現(xiàn)有的經(jīng)驗?zāi)Ｐ瓦M行了對比分析，得出了不同預(yù)測內(nèi)螺紋管換熱系統(tǒng)關(guān)聯(lián)式的預(yù)測精度。Nae-Hyun Kim et a1.［13］研究了7mm內(nèi)螺紋管的螺紋角、齒頂角、齒高等參數(shù)對蒸發(fā)換熱性能的影響。實驗結(jié)果表明，內(nèi)螺紋的參數(shù)對3根換熱管的換熱系數(shù)影響不大，擁有較大內(nèi)翅片面積和較小螺紋角的換熱管有更大的壓降，換熱系數(shù)和壓降隨著質(zhì)量流速和干度的增加而增加，隨著飽和溫度的增加而減小。王智科，孫顯東等人［14］采有相同外徑和螺旋角的內(nèi)螺紋管進行單相冷凝的壓降及換熱實驗研究，所用制冷劑為R22和R410 A。實驗結(jié)果表明，內(nèi)螺紋管內(nèi)部實際換熱面積增加比和強化換熱系數(shù)直接正相關(guān)的。

從文獻分析得出，目前對內(nèi)螺紋管進行換熱實驗研究主要集中在兩個方面：（1）換熱管的參數(shù)（管型、管長、管徑、齒形參數(shù)等）；（2）制冷劑種類等工質(zhì)因素（質(zhì)量流速、干度、熱流密度、飽和溫度）。制冷劑在換熱管的流動過程和換熱過程十分復(fù)雜，例如在蒸發(fā)器中的換熱過程是一個從低干度（接近飽和液體）到過熱蒸汽的換熱過程，在蒸發(fā)器前段即低干度段制冷劑中液體比例較大，而在蒸發(fā)器后段也即高干度段制冷劑氣體比例較大。因此，強化傳熱過程應(yīng)該結(jié)合管形的參數(shù)和制冷劑在蒸發(fā)器干度變化，在干度小的位置采用內(nèi)螺紋管強化換熱的主要措施是增加制冷劑旋轉(zhuǎn)速度，在干度大的位置采用內(nèi)螺紋管強化換熱的主要措施是增加換熱面積和減少制冷劑流動阻力，即在蒸發(fā)器中的不同制冷劑干度階段采用不同強化換熱方式，以達到最佳的綜合強化換熱效果。因此，本文研發(fā)一種變管徑復(fù)合齒形內(nèi)螺紋管換熱器［15］，根據(jù)制冷劑在室外換熱器的變化特性，在不同制冷劑干度區(qū)域采用不同管徑和齒形的強化換熱，使換熱器的整體換熱效果提高和消耗材料減少，并對比傳統(tǒng)的單一內(nèi)螺紋齒形管換熱器，將其應(yīng)用于空氣源熱泵熱水器進行實驗研究。

1 熱泵熱水器測試實驗裝置及數(shù)據(jù)處理

1.1 熱泵熱水器測試實驗裝置

為了測試變管徑復(fù)合齒形內(nèi)螺紋管換熱器對熱泵熱水器性能的影響，并與采用傳統(tǒng)的單一內(nèi)螺紋齒形管換熱器進行對比，本實驗空氣源熱泵熱水器的測試系統(tǒng)原理見圖1所示。實驗過程在標準焓差室進行，按照國家標準GB/T 21362-2008《商業(yè)或工業(yè)用及類似用途的熱泵熱水機》相關(guān)規(guī)定進行測試：一次加熱式熱泵熱水機的實驗方法進行測試。實驗工況為標準工況：干球溫度為20℃，濕球溫度為15℃。本實驗中，將熱泵機組的膨脹閥的開度調(diào)到最大，水箱水溫由15℃加熱到55℃，測出機組各個性能參數(shù)，并分析不同換熱器對機組各性能參數(shù)的影響。

圖1 空氣源熱泵熱水器測試系統(tǒng)原理圖

在實驗中，熱泵熱水器壓縮機采用美芝公司生產(chǎn)的R410A渦旋壓縮機；蓄熱熱水箱的容積為300L；冷凝器采用光滑盤管盤旋在水箱內(nèi)，盤管采用規(guī)格為φ12×0.7 mm的紫銅管；換熱器為變管徑復(fù)合齒形內(nèi)螺紋管換熱器，采用4U型設(shè)計，每路長6.0米，每條管路中布置16個測試溫度點，換熱器銅管采用三種φ 7.9×0.25 mm、φ 7.0×0.25 mm和φ6.35×0.25 mm。本實驗測試的三種換熱器具體參數(shù)和結(jié)構(gòu)分別見圖2和表1、2所示。內(nèi)螺紋管的結(jié)構(gòu)參數(shù)見圖3所示。

表1 換熱器內(nèi)螺紋管的參數(shù)

圖2 變管徑復(fù)合齒形內(nèi)螺紋管換熱器的結(jié)構(gòu)

圖3 內(nèi)螺紋管的結(jié)構(gòu)參數(shù)示意圖

本實驗中使用的主要測試儀器的參數(shù)如表3所示。實驗時需要記錄的相關(guān)數(shù)據(jù)有的水流量和溫度，換熱器的沿程溫度，壓縮機的電流、排氣溫度、排氣壓力、功率及耗電量等。實驗測試數(shù)據(jù)由計算機自動采集系統(tǒng)進行采集和實時監(jiān)控。

表3 主要測試儀器參數(shù)

1.2 實驗數(shù)據(jù)處理

1.2.1 熱泵熱水器制熱量的計算

上式中，W為單位時間內(nèi)的耗電量，kW；△P為單位時間間隔內(nèi)的平均功率，kW。

2 試驗結(jié)果分析

圖4為采用3種不同室外側(cè)換熱器在熱泵熱水器壓縮機的吸氣溫度隨加熱時間的變化關(guān)系。從圖分析可知，在試驗工況下，采用換熱器3的熱泵熱水器壓縮機的吸氣溫度最高，其次是換熱器2，最低是換熱器1，換熱器3的壓縮機平均吸氣溫度比換熱器1高出1.1℃，比換熱器2的高出0.2℃。原因分析：相對于換熱器1，換熱器2和換熱器3在整個換熱過程中通過調(diào)整內(nèi)螺紋管的管徑和齒形，使之與制冷劑干度變化的匹配，尤其在換熱器3內(nèi)的蒸發(fā)更加完全，有助于壓縮機吸氣溫度的提升。

圖4 壓縮機吸氣溫度隨加熱時間的變化

圖5為采用3種不同換熱器在熱泵熱水器壓縮機的排氣溫度隨加熱時間的變化關(guān)系。從圖中可以看出3種不同換熱器的壓縮機最終排氣溫度相差不大，采用換熱器3的壓縮機排氣溫度為100.3℃，換熱器2的排氣溫度為100.9℃，換熱器1的排氣溫度為102.2℃。原因分析：熱泵熱水器系統(tǒng)的冷凝溫度決定壓縮機的排氣溫度，而熱水溫度又決定冷凝溫度，由于本實驗中熱水的溫度相同，所以3種換熱器的最終壓縮機排氣溫度相差不大；由于換熱器1的換熱效果相對欠佳，故壓縮機的運行時間較長（由表4可知，對比換熱器3多運行了6分鐘），導(dǎo)致?lián)Q熱器1的排氣溫度稍高。

圖5 壓縮機排氣溫度隨加熱時間的變化

圖6為采用3種不同換熱器熱表面溫度隨加熱時間的變化關(guān)系。從圖分析可知，3種換熱器的表面溫度隨著沿程管長的增加而增大，換熱器3的平均表面溫度最大，換熱器1的最小。原因分析：由于換熱器3的整體換熱效果最佳，故換熱器3的蒸發(fā)面積較多，能夠從環(huán)境中吸收更多的熱量，制冷劑的蒸發(fā)更加充分。另外，換熱器的出口溫度高，壓縮機的吸氣溫度也隨之升高。

圖6 換熱器表面溫度隨沿程管長的變化

圖7為采用不同換熱器熱泵熱水器壓縮機的功率隨加熱時間的變化關(guān)系。從圖分析可知，3種換熱器的壓縮機的功率隨著運行時間地增加而增大，換熱器3的功率最小，換熱器1的最大。原因分析：在制冷劑質(zhì)量流量相同下，壓縮機的功率與壓縮機吸排氣口處的制冷劑焓差有關(guān)，由前面分析結(jié)果（圖4和圖5）可知，換熱器1的吸氣溫度最低，排氣溫度最高，所以壓縮機的功率最大。

圖7 壓縮機功率隨加熱時間的變化

由表4的測試數(shù)據(jù)可知，在相同的制熱工況測試條件下，三種換熱器機組的耗電量相差不大，換熱器1的加熱時間為117分鐘，制熱量為12.33 kW，COP為3.57；換熱器2的加熱時間為113分鐘，制熱量為12.84 kW，COP為3.75；換熱器3的加熱時間為111分鐘，制熱量為13.31 kW，COP為3.9。換熱器2機組相對于換熱器1的制熱量高4.13%，COP高5.04%，加熱時間縮短4分鐘，但換熱面積卻增加了7.14%（由表2可知）；換熱器3機組相對于換熱器1的制熱量高7.95%，COP高9.24%，加熱時間縮短6分鐘，換熱面積與換熱器1的相同（由表2可知）；換熱器3相對于換熱器2的制熱量高3.66%，COP高4.0%，加熱時間縮短2分鐘，但換熱面積卻減少了6%（由表2可知）。因此，本實驗中，采用換熱器3的熱泵熱水器整體性能最佳。

表2 三種換熱器結(jié)構(gòu)參數(shù)

表4 采用不同換熱器熱泵熱水器的制熱量、耗電量及COP關(guān)系

采用換熱器3機組的性能優(yōu)于換熱器1和換熱器2的原因分析：換熱器3在制冷劑低干度階段，通過加大內(nèi)螺紋齒條螺旋角（齒條螺旋角25°）和減小換熱管截面積（φ6.35mm），提高制冷劑的流速和旋轉(zhuǎn)速度，增大齒條螺旋角能夠給制冷劑液膜帶來一定的離心力，使得液膜更加均勻地分布在管壁的圓周，提高蒸發(fā)效率；在制冷劑中干度階段，換熱管內(nèi)制冷劑氣體所占比例增大，通過提高換熱管截面積（φ7.0mm）和減小齒條螺旋角（齒條螺旋角20°），實現(xiàn)增大換熱面積和減小流動阻力；在制冷劑高干度階段，換熱管內(nèi)制冷劑氣體所占比例大，制冷劑中液態(tài)組分越來越少，液膜的厚度越來越薄，通過進一步提高換熱管截面積（φ7.9mm）減小齒條螺旋角（齒條螺旋角15°），實現(xiàn)增大換熱面積和減小流動阻力。在整個換熱器3換熱過程中，內(nèi)螺紋管管徑和齒形與制冷劑干度變化的匹配，使制冷劑在換熱器3內(nèi)的蒸發(fā)更加完全。另外，由于換熱器3的整體換熱效果最佳，所以加熱時間相對最短。

采用換熱器3機組的性能優(yōu)于換熱器1和換熱器2的原因分析：換熱器3在制冷劑低干度階段，通過加大內(nèi)螺紋齒條螺旋角（齒條螺旋角25°）和減小換熱管截面積（φ6.35mm），提高制冷劑的流速和旋轉(zhuǎn)速度，增大齒條螺旋角能夠給制冷劑液膜帶來一定的離心力，使得液膜更加均勻地分布在管壁的圓周，提高蒸發(fā)效率；在制冷劑中干度階段，換熱管內(nèi)制冷劑氣體所占比例增大，通過提高換熱管截面積（φ7.0mm）和減小齒條螺旋角（齒條螺旋角20°），實現(xiàn)增大換熱面積和減小流動阻力；在制冷劑高干度階段，換熱管內(nèi)制冷劑氣體所占比例大，制冷劑中液態(tài)組分越來越少，液膜的厚度越來越薄，通過進一步提高換熱管截面積（φ7.9mm）減小齒條螺旋角（齒條螺旋角15°），實現(xiàn)增大換熱面積和減小流動阻力。在整個換熱器3換熱過程中，內(nèi)螺紋管管徑和齒形與制冷劑干度變化的匹配，使制冷劑在換熱器3內(nèi)的蒸發(fā)更加完全。另外，由于換熱器3的整體換熱效果最佳，所以加熱時間相對最短。

3 結(jié)論

針對制冷劑在室外側(cè)換熱器的干度變化特性，研發(fā)一種變管徑復(fù)合齒形內(nèi)螺紋管換熱器，在不同制冷劑干度區(qū)域采用不同管徑和齒形的強化換熱管，搭建了3種不同換熱器應(yīng)用于熱泵熱水器的實驗臺，并對其性能進行測試，得出結(jié)論如下：

（1）本實驗范圍內(nèi)，采用傳統(tǒng)的單一內(nèi)螺紋齒形換熱器1熱泵機組的加熱時間為117分鐘，制熱量為12.33 kW，COP為3.57；采用變管徑復(fù)合齒形內(nèi)螺紋管換熱器的機組性能得到明顯提高，采用換熱器2熱泵機組的加熱時間為113分鐘，制熱量為12.84 kW，COP為3.75，采用換熱器3熱泵機組的加熱時間為111分鐘，制熱量為13.31 kW，COP為3.90。

（2）采用換熱器2熱泵機組相對于換熱器1的制熱量高4.13%，COP高5.04%，加熱時間縮短4分鐘；采用換熱器3的熱泵機組相對于換熱器1的制熱量高7.95%，COP高9.24%，加熱時間縮短6分鐘；采用換熱器3的熱泵機組相對于換熱器2的制熱量高3.66%，COP高4.0%，加熱時間縮短2分鐘。

（3）由實驗測試結(jié)果可知，本文研制的新型換熱器3的熱泵熱水器整體性能最佳，在實際換熱器的生產(chǎn)中，由于與換熱器1的換熱面積相同，只需調(diào)整連接彎頭的管徑和鋁翅片的孔徑，不增加其它的生產(chǎn)工序和生產(chǎn)成本，不但傳熱效果好，有利于降低運行成本，而且具有節(jié)能的優(yōu)點。