歐陽(yáng)光

（珠海格力電器股份有限公司 珠海 519070）

引言

整體式熱泵熱水器因其節(jié)能環(huán)保、安裝與維護(hù)便利而備受市場(chǎng)的青睞，在人力成本較高的澳洲、北美洲、歐盟等國(guó)外地區(qū)尤為受歡迎。

家用整體式熱泵熱水器一般設(shè)計(jì)成圓柱形，上部為熱泵熱水器主機(jī)，下部為熱泵熱水器水箱。由于受水箱容積和機(jī)組安裝空間限制，熱泵熱水器主機(jī)設(shè)計(jì)空間有限，電機(jī)、風(fēng)葉等往往需設(shè)計(jì)得更小巧。同樣的蒸發(fā)器配置下，如果風(fēng)機(jī)風(fēng)量不匹配，會(huì)造成系統(tǒng)性能較分體式熱泵熱水器差。在另一方面，整體式熱泵熱水器蒸發(fā)器風(fēng)機(jī)風(fēng)量過(guò)大又會(huì)造成噪音偏大。

近年來(lái)，國(guó)內(nèi)外研究者主要焦點(diǎn)在普通分體式熱泵熱水器上，朱興旺等[1]通過(guò)實(shí)驗(yàn)對(duì)比了7 ℃工況下R22與R417A熱泵熱水器的性能，結(jié)果表明，7 ℃工況下R417A系統(tǒng)制熱量低于R22系統(tǒng)，COP略高；金聽(tīng)祥等[2]也通過(guò)實(shí)驗(yàn)對(duì)比了R410A直流變頻和定頻熱泵熱水系統(tǒng)的性能，結(jié)果表明，變頻熱泵熱水系統(tǒng)通過(guò)靈活調(diào)節(jié)頻率，可縮短加熱時(shí)間，提高COP，并降低排氣壓力；饒榮水[3]則通過(guò)對(duì)比R32、R22、R407C以及R410A的理論COP和容積制熱量，得出R32在空氣源熱泵上應(yīng)用的綜合性能如環(huán)保性能、制熱性能等優(yōu)于其他制冷劑。

在另一方面，整體式熱泵熱水器研究者寥寥[4～5]， 且集中在R290和R32系統(tǒng)研究上。R134a屬HFCs（氫氟烴）類物質(zhì)，因其同等條件下，冷凝壓力和壓縮比相比R410A都低，更適宜加熱高溫?zé)崴?，是目前?guó)內(nèi)應(yīng)用于熱泵熱水器的主流制冷劑之一。因此本文研究R134a制冷劑應(yīng)用于整體式熱泵熱水器的性能。

1 系統(tǒng)熵增原理

為了弄清系統(tǒng)中不可逆損失發(fā)生的環(huán)節(jié)及其原因，有必要對(duì)系統(tǒng)進(jìn)行?分析。因此，本文忽略管道的損失，對(duì)系統(tǒng)各個(gè)部件列出?損失方程[6～8]，分析系統(tǒng)的?損失。

1）壓縮機(jī)

假設(shè)壓縮機(jī)進(jìn)行絕熱壓縮過(guò)程，其?損失主要來(lái)自于氣體摩擦損失，運(yùn)動(dòng)部件損失和內(nèi)部傳熱損失，可用式（1）表示：

式中：

L1—壓縮機(jī)的?損失，單位 kW；

mr—制冷劑的循環(huán)流量，單位 kg/s；

exa—壓縮機(jī)進(jìn)口焓?，單位 kJ/kg；

exb—壓縮機(jī)出口焓?，單位 kJ/kg；

w0—單位壓縮功，單位 kJ/kg；

T0—環(huán)境溫度，單位 K；

sb—壓縮機(jī)出口制冷劑的熵值，單位 kJ/kg·K；

sa—壓縮機(jī)進(jìn)口制冷劑的熵值，單位 kJ/kg·K。

2）四通閥

假設(shè)四通閥與環(huán)境沒(méi)有傳熱損失，其?損失方程可用式（2）表示：

式中：

L2—四通閥的?損失，單位 kW；

mr—制冷劑的循環(huán)流量，單位 kg/s；

hb—壓縮機(jī)出口制冷劑的焓值，單位 kJ/kg；

hf—蒸發(fā)器出口制冷劑的焓值，單位 kJ/kg；

ha—壓縮機(jī)進(jìn)口制冷劑的焓值，單位 kJ/kg；

hc—冷凝器進(jìn)口制冷劑的焓值，單位 kJ/kg；

T0—環(huán)境溫度，單位 K；

sc—冷凝器進(jìn)口制冷劑的熵值，單位 kJ/kg·K；

sb—壓縮機(jī)出口制冷劑的熵值，單位 kJ/kg·K；

sa—壓縮機(jī)進(jìn)口制冷劑的熵值，單位 kJ/kg·K；

sf—蒸發(fā)器出口制冷劑的熵值，單位 kJ/kg·K。

3）蒸發(fā)器

蒸發(fā)器的?損失是由管外介質(zhì)（空氣）和管內(nèi)制冷劑傳熱溫差以及制冷劑側(cè)壓降引起的，其?損失方程可用式（3）表示：

式中：

Lh1—蒸發(fā)器的?損失，單位 kW；

mr—制冷劑的循環(huán)流量，單位 kg/s；

T0—環(huán)境溫度，單位 K；

sf—蒸發(fā)器出口制冷劑的熵值，單位 kJ/kg·K；

se—蒸發(fā)器進(jìn)口制冷劑的熵值，單位 kJ/kg·K；

ce—蒸發(fā)器進(jìn)口制冷劑的流速，單位 m/s；

cf—蒸發(fā)器出口制冷劑的流速，單位 m/s；

he—蒸發(fā)器進(jìn)口制冷劑的焓值，單位 kJ/kg；

hf—蒸發(fā)器出口制冷劑的焓值，單位 kJ/kg；

Ta1—蒸發(fā)器進(jìn)出口空氣的平均溫度，單位 K。

4）蒸發(fā)器

冷凝器的?損失是由管外介質(zhì)（水）和管內(nèi)制冷劑傳熱溫差以及制冷劑側(cè)壓降引起的，其?損失方程可用式（4）表示：

式中：

Lh2—冷凝器的?損失，單位 kW；

mr—制冷劑的循環(huán)流量，單位 kg/s；

T0—環(huán)境溫度，單位 K；

sd—冷凝器出口制冷劑的熵值，單位 kJ/kg·K；

sc—冷凝器進(jìn)口制冷劑的熵值，單位 kJ/kg·K；

cc—冷凝器進(jìn)口制冷劑的流速，單位 m/s；

cd—冷凝器出口制冷劑的流速，單位 m/s；

hc—冷凝器進(jìn)口制冷劑的焓值，單位 kJ/kg；

hd—冷凝器出口制冷劑的焓值，單位 kJ/kg；

Ta2—冷凝器進(jìn)出口平均水溫，單位 K。

4）電子膨脹閥

忽略傳熱的影響，電子膨脹閥的損失主要包括制冷劑的摩擦和膨脹損失，其?損失可用式（5）表示：

式中：

L3—電子膨脹閥的?損失，單位 kW；

mr—制冷劑的循環(huán)流量，單位 kg/s；

T0—環(huán)境溫度，單位 K；

se—蒸發(fā)器進(jìn)口制冷劑的熵值，單位 kJ/kg·K；

sd—冷凝器出口制冷劑的熵值，單位 kJ/kg·K。

因此，系統(tǒng)的總的?損失可由式（6）表示：

式中：

L總—系統(tǒng)總?損失，單位 kW；

L1—壓縮機(jī)的?損失，單位 kW；

L2—四通閥的?損失，單位 kW；

Lh1—蒸發(fā)器的?損失，單位 kW；

Lh2—冷凝器的?損失，單位 kW；

L3—電子膨脹閥的?損失，單位 kW。

2 實(shí)驗(yàn)研究

2.1 實(shí)驗(yàn)裝置

圖1為試驗(yàn)系統(tǒng)原理圖，試驗(yàn)系統(tǒng)主要包括一臺(tái)R134a整體式熱泵熱水器和模擬室外環(huán)境自動(dòng)控制的工況室。其中R134a整體式熱泵熱水器是由轉(zhuǎn)子式壓縮機(jī)、四通閥、翅片管式蒸發(fā)器、電子膨脹閥、風(fēng)機(jī)、風(fēng)葉、微通道冷凝器等部件組成。為了得出機(jī)組的制熱水工作特性，在壓縮機(jī)進(jìn)出口、冷凝器（水箱側(cè)）進(jìn)出口、蒸發(fā)器進(jìn)出口、出風(fēng)處、水箱上和水箱下感溫包處布置熱電偶，且在進(jìn)風(fēng)處、進(jìn)水口處和出水口處布置3個(gè)鉑電阻測(cè)溫點(diǎn)，并在壓縮機(jī)吸排氣口布置壓力傳感器。同時(shí)，為了得出制熱水運(yùn)行過(guò)程中水箱水溫分層情況，在水箱6等分點(diǎn)上均勻布置6個(gè)熱電偶測(cè)溫點(diǎn)（放置在水箱內(nèi)）。其中熱電偶采用J型熱電偶（測(cè)溫范圍為（-200～260）℃，測(cè)試精度±0.1 ℃，直徑1 mm）、鉑電阻測(cè)溫范圍為（-200～80）℃，測(cè)試精度±0.01 ℃。壓力傳感器測(cè)壓范圍（0～5）MPa，測(cè)試精度±0.1 kPa。

圖1 整體式空氣能熱水器性能試驗(yàn)系統(tǒng)圖

2.2 測(cè)試工況

參考GB/T 23137-2020[9]，整體式R134a熱泵熱水器性能試驗(yàn)工況如表1所示。

表1 實(shí)驗(yàn)工況

3 實(shí)驗(yàn)結(jié)果及分析

3.1 不同風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)速對(duì)名義制熱性能的影響

整體式空氣能熱水器性能受限于主機(jī)尺寸，因此風(fēng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)尤為重要：風(fēng)量過(guò)小，蒸發(fā)側(cè)換熱不充分導(dǎo)致整機(jī)性能差，風(fēng)量過(guò)大，噪音大。因此研究不同風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)速對(duì)系統(tǒng)性能的影響。圖2和圖3所示為名義工況下機(jī)組制熱量和COP隨（蒸發(fā)器側(cè)）風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)速的變化曲線。從圖中可以看出，機(jī)組名義制熱量隨風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)速增大而增大，850 rpm較705 rpm制熱量提高1.4 %；COP隨風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)速先略有增大后減小。其原因是隨著風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)速提高，風(fēng)量加大，蒸發(fā)溫度提高，從蒸發(fā)側(cè)吸熱量增加，從而使整機(jī)制熱量有一定的提高。但在另一方面，風(fēng)量增大，制熱量提高的同時(shí)風(fēng)機(jī)輸入功率加大，而整體式機(jī)組受限于主機(jī)尺寸，制熱量一般較小，風(fēng)機(jī)輸入功率在整個(gè)系統(tǒng)輸入功率中占比較大，因而COP隨風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)速提高先增大，后減小，在風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)速為790 rpm時(shí)最高。

圖2 名義制熱量隨風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)速變化關(guān)系

圖3 COP隨風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)速變化關(guān)系

3.2 不同制冷劑充注量對(duì)名義制熱性能的影響

圖4所示為機(jī)組名義制熱量和COP隨系統(tǒng)制冷劑充注量變化曲線，從圖中可以看出，機(jī)組名義制熱量和COP隨制冷劑充注量增大略有提高。850 g制冷劑較800 g制冷劑充注量制熱量和COP分別提高0.5 %和0.75 %。其主要原因是熱泵熱水器從空氣中吸熱，受主機(jī)尺寸的影響，蒸發(fā)側(cè)換熱面積和風(fēng)量一定，增大制冷劑充注量對(duì)名義制熱性能提高不大。

圖4 機(jī)組名義制熱量和COP隨制冷劑充注量的變化關(guān)系

3.3 不同工況下水箱水溫分層

圖5～7所示為整體式熱泵熱水器在不同環(huán)境溫度下制熱水運(yùn)行過(guò)程中水箱水溫變化曲線。從曲線上可以看出，水箱水溫沿高度方向存在明顯的分層，且隨著水溫的升高，分層越來(lái)越小。其主要原因是水箱換熱器制冷劑從水箱上部進(jìn)，下部出，水溫升高時(shí)冷凝溫度隨之上升，冷凝換熱溫差越來(lái)越小，相應(yīng)的水箱上下水溫沿高度方向分層越來(lái)越小。

圖5 2/1 ℃環(huán)境制熱水過(guò)程水箱溫度變化

圖6 20/15 ℃環(huán)境制熱水過(guò)程水箱溫度變化

圖7 41/- ℃環(huán)境制熱水過(guò)程水箱溫度變化

不同環(huán)境下水溫分層的趨勢(shì)沒(méi)有明顯差異，說(shuō)明水箱保溫效果好。細(xì)微差別在于，環(huán)境溫度較高時(shí)，由于加熱時(shí)間短，水箱水溫沿高度方向分層較低環(huán)境溫度更明顯。

3.4 不同風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)速下系統(tǒng)?損失

圖8所示為名義工況下，系統(tǒng)各部件的?損失隨（蒸發(fā)器）風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)速的變化關(guān)系。從圖中可以看出系統(tǒng)?損失的最大環(huán)節(jié)發(fā)生在蒸發(fā)器，占系統(tǒng)總?損失的（29～34）%。冷凝器和電子膨脹閥的?損失次之，第四是壓縮機(jī)的?損失，四通閥的?損失最小。系統(tǒng)總?損失隨蒸發(fā)器風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)速的增大略有增大。

圖8 名義工況系統(tǒng)部件?損失隨風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)速變化曲線

蒸發(fā)器采用圓弧形狀設(shè)計(jì)，利用率較低，且設(shè)計(jì)成兩排，出風(fēng)被壓縮機(jī)阻擋，制冷劑側(cè)和空氣側(cè)的壓降均較大，因而整個(gè)系統(tǒng)中蒸發(fā)器?損失最大。后續(xù)為提高整體式熱泵熱水器性能，蒸發(fā)器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)、風(fēng)機(jī)、風(fēng)道設(shè)計(jì)為重點(diǎn)。

室外換熱器（蒸發(fā)器）風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)速提高，也即風(fēng)量增大，隨著蒸發(fā)器空氣側(cè)進(jìn)風(fēng)風(fēng)量的增大，蒸發(fā)壓力上升，相應(yīng)的蒸發(fā)溫度升高，制冷劑和空氣的平均傳熱溫差減小，蒸發(fā)器的?損失減小。系統(tǒng)的冷凝壓力隨著蒸發(fā)器蒸發(fā)壓力的提高略有增大，因此冷凝器的?損失隨蒸發(fā)器風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)速增大而增大。

蒸發(fā)器風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)速增大時(shí)，蒸發(fā)器換熱效率提高，系統(tǒng)的制冷劑循環(huán)流量加大，而壓縮機(jī)和電子膨脹閥兩端的壓差略有增大，不可逆損失增大，因此壓縮機(jī)和電子膨脹閥的?損失隨風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)速的增大而增大。壓縮機(jī)理論上接近等熵壓縮，但該壓縮機(jī)?損失也占到系統(tǒng)總?損失（15～20.7）%，其原因是整體式機(jī)組壓縮機(jī)位于出風(fēng)側(cè)，出風(fēng)將壓縮機(jī)冷卻，導(dǎo)致壓縮機(jī)?損失較大。

從圖8中還可以看出，系統(tǒng)總的?損失隨蒸發(fā)器風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)速的提高而略有增大，其主要原因是風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)速提高，導(dǎo)致對(duì)系統(tǒng)?損失貢獻(xiàn)較大的部件如冷凝器、電子膨脹閥和壓縮機(jī)?損失均增大的緣故。

4 結(jié)論

本文通過(guò)對(duì)R134a整體式熱泵熱水器進(jìn)行實(shí)驗(yàn)研究，探討不同風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)速和制冷劑充注量對(duì)系統(tǒng)性能的影響，并研究不同工況下機(jī)組制熱水運(yùn)行過(guò)程中水箱水溫分層情況，且應(yīng)用熵增原理對(duì)系統(tǒng)主要部件進(jìn)行?分析。從而為后續(xù)產(chǎn)品性能優(yōu)化提供研究基礎(chǔ)。結(jié)果表明：

1）機(jī)組制熱量隨蒸發(fā)器風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)速增大略有增大，850 rpm制熱量較705 rpm制熱量提高1.4 %，其原因是隨著風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)速提高，風(fēng)量加大，蒸發(fā)溫度提高，從蒸發(fā)側(cè)吸熱量增加。機(jī)組制熱量提高的同時(shí)風(fēng)機(jī)輸入功率加大，因而COP隨風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)速先略有增大后減小，在風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)速為790 rpm時(shí)最高。

2）受限于主機(jī)尺寸，蒸發(fā)側(cè)換熱面積和風(fēng)量一定，受蒸發(fā)側(cè)換熱的影響，機(jī)組制熱量和COP隨系統(tǒng)制冷劑充注量的增大略有增大，850 g較800 g制冷劑充注量的制熱量和COP分別提高0.5 %和0.75 %。

3）不同工況下制熱水運(yùn)行時(shí)，水箱水溫沿高度方向存在明顯的分層，且隨著水溫的升高，分層越來(lái)越小。高環(huán)境溫度較低環(huán)境溫度下由于加熱時(shí)間短水溫分層更明顯。

4）對(duì)系統(tǒng)各部件進(jìn)行名義工況下不同風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)速的?分析發(fā)現(xiàn)，制熱水運(yùn)行時(shí)?損失的最大環(huán)節(jié)發(fā)生在蒸發(fā)器，占系統(tǒng)總?損失的（29～34）%。壓縮機(jī)?損失也占系統(tǒng)總?損失（15～20.7）%。后續(xù)系統(tǒng)性能優(yōu)化可從蒸發(fā)器的結(jié)構(gòu)、風(fēng)機(jī)、風(fēng)道以及壓縮機(jī)等布局的優(yōu)化設(shè)計(jì)著手。