双级压缩高温热泵换热器优化设计研究

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1、双级压缩高温热泵换热器优化设计研究大连理工大学张吉礼哈尔滨工业大学赵天怡摘要:提出了一种换热器结构优化设计方法，包括换热器型号及换热面积优化设计方法，并以典型的双级高温热泵系统为例，进行了设计方法的实践。仿真结果表明，该设计方法是解决热泵及制冷系统中单一部件结构参数间不匹配性的有效途径；在系统性能不变的前提下，优化设计后的系统换热器总面积降低了8.6%，蒸发器换热管总管数降低了35.5%，优化效果显著。关键词:高温热泵；换热器；设计方法；仿真；优化1引言对于制冷热泵厂家，换热器的设计、加工制造已变得非常重要，特别是无压缩机设计生产能力的厂家，换热器已成为提高机组性能、降低机组加工成本

2、的重要对象。对于高温热泵而言，由于其蒸发温度和冷凝温度之差一般大于普通热泵，导致其循环效率低于普通热泵，这就更需要对高温热泵换热器进行优化设计，最大可能地提高COP。在实际热泵机组设计开发过程中，无论是具有换热器设计生产能力还是直接购入换热器的企业，基本都采取以下做法。首先根据设计工况，确定换热器型号，设计加工或购进换热器；将压缩机、换热器、节流机构和其它部件组装成整机；然后进行整机性能测试；若机组性能达到设计目标，则整个开发过程结束，若机组性能达不到预期目标，则更换某一部件重复上述过程。由于上述方法缺乏对换热器的优化设计过程，通常低效、耗时、且很难达到理想的系统性能。因此，面向厂家

3、热泵或制冷机组设计阶段，按需提出合适的换热器优化设计方法是一项重要的研究工作换热器的结构形式与换热面积均对机组性能有着不同程度的影响。由于管壳式换热器长径比的限制，出现了同一换热面积对应多个换热器型号的情况，在满足相同的设计制热量(或制冷量)的前提下，不同型号的冷凝器(蒸发器)由于换热管布置方式不同，其对应的换热面积，长径比及系统性能参数值(制热系数COP，水侧阻力等)有着一定差别。所以，在一定换热面积范围内，如何选择换热器型号使得系统性能参数达到综合最优，是一个值得考虑的问题。在此基础上，对应优化的换热器型号，再进行换热器面积的优化设计工作。本文针对以上问题，提出了一种换热器优化设

4、计方法，并以典型的双级压缩高温热泵系统为例进行了方法的可行性研究。方法首先以换热器长径比为约束条件，同时考虑水侧阻力的大小，仿真研究冷凝器、蒸发器和回热器换热面积变化对机组性能的影响。并根据仿真结果选择在同一换热面积下的合适的换热器型号[1]。基于型号优化设计结果，方法提出了包括两器总面积优化、两器面积比优化、回热器与两器面积配比优化三阶段的换热面积优化方法[2]。最后，本文以COP为优化目标，以制热量、两器水侧压降和流速、压缩机排汽温度等参数为约束条件，采用该方法，完成了本文中的高温热泵系统换热器优化设计。2高温热泵系统基本构成及主要部件设计模型2.1高温热泵系统基本构成本文研究对

5、象为图1所示的双级压缩热泵系统。该系统采用双级离心式压缩机，工质为R123，以双级多孔孔板加经济器为节流装置，采用回热循环。冷凝器和蒸发器结构示意图分别如图2和图3所示。回热器采用壳管式换热器，汽态工质走壳程，液态工质走管程。(a)原理图(b)lgp-h图图1双级离心压缩热泵循环系统形式图2冷凝器结构示意图图3蒸发器结构示意图2.2高温热泵主要部件设计仿真模型1)双级二元离心式压缩机气动设计仿真模型[3]一级压缩(1)二级压缩(2)式中Me和Mc分别为压缩机第1和第2级的工质质量流量，kg/s；V1和V2分别为第1和第2级的工质容积流量，m3/s；Win1和Win2分别为第1和第2级

6、的内功率，W；Pm为中间压力，kPa；p和h为蒸汽压力和比焓，kPa，kJ/kg，其下标对应于图1中的状态点。2)冷凝器热工设计仿真模型[4,5](3)式中Acs和Ac分别为冷凝器换热面积的仿真值和初始设计值，m2；Qc为冷凝器制热量，W；tc为冷凝温度，°C；tcw1和tcw2分别为冷凝器进出水温度，°C。3)蒸发器热工设计仿真模型[4,5](4)式中Aes和Ae分别为蒸发器换热面积的仿真值和初始设计值，m2；Qe为蒸发器制冷量，W；te为蒸发温度，°C；tew1和tew2分别为蒸发器进出水温度，°C。4)回热器热工设计仿真模型[4,5](5)式中Ares和Are分别为回热器换热面

7、积的仿真值和初始设计值，m2；Qre为回热器负荷，W。基于式(1)~(5)和R123热物性数学模型[6]，可建立多级循环高温热泵系统数值仿真设计系统。在式(3)，(4)，(5)中，当目标参数为Ac，Ae，Are时，系统进行换热器初始设计，得到换热器的结构参数及对应的性能参数，这时模型间是相互独立的；当目标参数为Acs，Aes，Ares时，系统进行仿真，输出为热泵的性能参数，这时各个模型间是相互联系的，即是各个部件连接成热泵系统的过程。初始设计得到的性能参数