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采用微通道换热器的热泵型空调器性能研究点击：2117 日期：[ 2014-04-26 21:35:17 ] |
| 采用微通道换热器的热泵型空调器性能研究 刘纳1) 李俊明1) 李红旗2) 1)(清华大学热能工程系·热科学与动力工程教育部重点实验室)2)(北京工业大学环境与能源工程学院) 摘要：基于对采用自行研制的微通道换热器的热泵型空调器的实测结果,计算分析采用微通道换热器的热泵型空调器的能效提升效果。结果表明,在保持换热面积一定的情况下,采用微通道换热器可以使热泵型空调器的制冷和制热的能效提高20%以上。 关键词：微通道换热器;热泵型空调器;理论计算;EER;COP 随着我国经济的不断发展和人民生活水平的提高,对空调器的需求量持续增加,提升家用空调器的能效水平已成为重要研究内容[1]。 微通道换热器作为一种紧凑式高效换热器,通道直径减小,可利用微通道强化相变传热特性强化管内制冷剂对流换热,且提高换热器的耐压能力[2-3];由于平行流动结构有利于降低空气侧流动阻力从而可减小风扇耗功率[4],换热器全铝结构降低了材料消耗量和材料成本。微通道换热器在汽车空调上的成功应用,在家用空调单冷机上用作冷凝器均已显示出明显技术优势,用于热泵型空调器时由于均匀分液、融霜水排除等技术问题,尚处于研究探索之中。 笔者以自行研制的采用微通道换热器的3hp落地式分体热泵型空调器的实验研究结果为基础,计算分析采用微通道换热器对提升空调器节能减排性能的作用。 1·实验样机及测定结果 实验样机为一台3hp落地式分体热泵型空调器,不改变原型机所有结构尺寸,而将其换热器改为课题组研制的微通道换热器。又鉴于样机加工时企业模具条件限制,换热器的方案在设计基础上作了一些调整。主要技术思路方面总体上体现了设计思想,但换热面积远小于原始样机。原型机换热器与微通道换热器样机的比较见表1,样机换热器实物见图1。 采用微通道换热器取代原始样机的换热器组装了2台热泵型空调器,并委托中国家用电器质量监督检验中心对样机进行了检测。样机配置方案如下: 1)样机1:室内机、室外机均采用微通道换热器。与原始样机相比,室内机换热器面积减少19%,室外机换热器面积减少44%;总材料消耗减少39%,换热器全铝制作。 2)样机2:室内机采用原型机换热器,室外机采用微通道换热器。室内机换热器面积不变,室外机换热器面积减少44%;总材料消耗减少33%,室外机换热器全铝制作。 样机调试过程对毛细管、制冷剂充注量进行必要调整,检测结果见表2。 测定结果表明:与原始样机相比,样机1制冷EER减小10%,制热COP增大3%,制冷剂充注量减少20%。样机2室内机换热器面积不变,制冷EER减小1.9%,制热COP增大10%;制冷剂充注量减少30%。 2台样机虽然大幅度减少了换热器材料的消耗和制冷剂充注量,由于换热面积远小于原型机的值,能效水平与原型机相比,未能体现出微通道换热器的优势。笔者以2台样机的测试数据为基础,采用与原型机换热面积相同的微通道换热器,理论计算在保持换热面积一定的情况下,与原型机相比微通道换热器的采用对热泵型空调器制冷EER和制热COP的影响。 2·计算方法和结果 2.1 计算条件 笔者计算的2台样机的室内机、室外机换热器的换热面积分别与原型机的值相同,具体见表3。 理论计算基于以下前提条件: 1)计算的微通道换热器样机的换热面积、迎风面积分别与原型机相等; 2)保持室内机和室外机空气侧的风量不变; 3)总传热系数不变; 4)空调器测试工况不变[7](见表4); 5)保持蒸发器过热度和冷凝器过冷度与相同工况下测试样机的值相同。 2.2 计算方法 1)计算样机的总传热系数 根据样机1和样机2在制冷和热泵2种工况下的测试数据,包括室内机和室外机的空气干湿球温度、蒸发温度或冷凝温度、制冷量等参数。根据样机1和样机2的空气进、出口温度和冷凝温度或蒸发温度的检测值,求得对数平均温差,计算公式如下: 式中:Δtm为对数平均温差(℃);t为蒸发温度或冷凝温度(℃);t1为空气进口温度(℃);t2为空气出口温度(℃)。 由式(1)求出的对数平均温差Δtm,表5中制冷量Φr和表3中的换热面积,利用式(2)可分别求得样机制冷和热泵2种工况下室内机和室外机的总传热系数k[8](计算结果详见表5)。 2)由于笔者计算样机的换热面积高于测试样机的值,在相同的空调器测试工况下,蒸发温度会升高,冷凝温度会降低。基于这一点,假设一个初始的蒸发温度和冷凝温度。 3)根据假设的蒸发温度和冷凝温度,从测试样机的压缩机特性数据表可以得到压缩机的输入功率和制冷剂流量。 4)在p-h图上确定各个状态点[9](见图2)。 保持蒸发器过热度和冷凝器过冷度与样机的检测值相同。则由蒸发温度和过热度,可以确定压缩机进口状态点1。应用NIST物性软件可以得到各点的焓值h[10]。根据压缩机的输入功率W,制冷剂的流量mr和1点的焓值h1,得到2点的焓值h2,见式(3): W=mr(h2-h1)(3) 结合冷凝温度可以得到状态点2在p-h图上的位置。由冷凝温度和过冷度可以确定状态点3,节流后可得状态点4。将各状态点绘于p-h图上,由1点和4点的焓值、制冷剂流量mr,求得制冷量Φ′r,见式(4): Φ′r=mr(h1-h4)(4) 5)由计算样机的制冷量Φ′r,总传热系数k和换热面积A′,根据式(2),可求得计算样机的对数平均温差Δt′m。由(1)和(2)两式,求得空气的出口温度t′2。由空气的进出口温度确定空气的进出口焓差。由制冷剂侧的换热量与空气侧的换热量相等,利用式(5)求出空气的流量m′air。 Φr=Φair=mair(hin-hexit)(5) 式中:Φair为空气侧的换热量(W);mair为空气的流量(kg/s);hin为空气的进口焓值(kJ/kg);hexit为空气的出口焓值(kJ/kg)。 6)比较计算的风量值m′air与测试值mair,若二者的偏差大于控制误差,重新迭代计算,直到满足要求。根据最终的计算结果,可得制冷量Φr和压缩机功耗W。 7)计算风机的功耗,与压缩机功耗相加即为总功耗。 根据测试样机的全功耗和通过压缩机的性能曲线获得的压缩机功耗,可得测试样机的风机功耗,风机功耗包括2部分,即室内机和室外机的风机功耗。由于检测中没有直接对风机的功耗进行检测,所以室内机和室外机的风机功耗不能区分开,理论计算中也没有分别分析室内机和室外机风机的功耗。 风机功耗计算方法如式(6)所示,主要包括铝带管和翅片的通风阻力、过滤网风栅阻力和余量: H=Δps+Δp滤、格或出口动压+Δp余(6) 式中:H为所需风压(Pa);Δps为铝带管和翅片的通风阻力(Pa);Δp滤、格或出口动压为过滤网阻力、格栅或进、出风局部阻力,取经验值90Pa;Δp余为机外余压(Pa)。所需的风压H与电机输出功率Pm成正比, Pm=Hqv/(1 000×ηfan×ηm)(7) 式中:qv为风机风量(m3/s);Pm为电机输出功率(kW);ηfan为风机效率;ηm为机械效率。 在风量相同的条件下,测试样机和理论计算所需的室内外风机功耗之比m可由式(8)计算: 在理论计算时,由于室外机和室内机的风机流量不变,所以格栅、出口风压等局部阻力损失都不发生变化。而在迎风面积A不变的条件下,计算样机的换热面积大于测试样机值,使得空气流经铝带管和翅片的通道长度变长,引起了沿程阻力增加,前后长度之比为： 式中:A和A′分别为测试样机和计算样机的换热面积(m2);l和l′分别为测试样机和计算样机的铝带管外空气流通长度(m)。 测试样机的沿程阻力损失Δps可根据公式(6)计算求得,约为Δps=137.4Pa。由式(10)达西定律可知,沿程阻力损失与流通长度l成正比: 式中:λ为沿程阻力常数;d为通道当量直径(m);v为空气在通道内的流通速度(m/s);g为当地重力加速度,取9.8m/s2。 所以根据式(6)和式(7)可得理论计算的沿程阻力损失Δps′和总压头损失H′:Δps′=170Pa,H′=260Pa;则计算样机的室内外换热器的风机功耗可根据式(6)~(8)求得:Pm=0.343kW。 2.3 计算结果 样机与原型机的计算结果见表6。表中原型机1和原型机2的数据是在不同的毛细管尺寸和制冷剂充注量下的检测结果。 计算结果表明:样机1室内机换热器、室外机换热器均为微通道换热器,换热面积与原型机相同的条件下,微通道换热器的采用使得热泵型空调器的制冷EER提高了28.41%,制热COP提高了25.95%;样机2室内机换热器为翅片管式换热器、室外机换热器为微通道换热器,换热面积与原型机相同的条件下,微通道换热器的采用使得热泵型空调器的制冷EER提高了23.25%,制热COP提高了21.26%。 由于微通道换热器采用多孔微通道扁管和波纹百叶窗翅片的结构形式,管道当量直径减小,管内换热强化;同时微通道换热器的结构形式降低了空气侧的流动阻力,使得风扇功率减小。因此,在保持换热面积一定的情况下,微通道换热器的采用提高了热泵型空调器的制冷EER和制热COP。 3·结论 通过上述基于实验结果的计算分析,可得出如下结论: 1)维持能效水平不变的条件下,与翅片管式换热器相比,微通道换热器能够大幅度减小换热面积、降低材料消耗和制冷剂充注量; 2)维持换热面积不变的条件下,微通道换热器与翅片管式换热器相比,能够降低材料消耗、减小制冷剂充注量,能够使热泵型空调器的制冷EER和制热COP提高20%以上。 3)将微通道换热器应用于热泵型空调器具有减小充注量、降低材料消耗和提高能效水平等优点。因此,微通道换热器取代传统的翅片管式换热器应用于热泵型空调器具有明显的优势。 参考文献：略 |
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