目前建筑能源消耗已成为最大的能源需求之一，全球约32%的能源被用于热水产出、房间供暖和冷却^［1］。在建筑供暖领域，常用的方式有燃煤加热、空气源热泵、燃气锅炉和电加热，其中空气源热泵系统的一次能源利用率最高^［2–3］。到2030年，空气源热泵系统中较常见的高全球变暖潜能（GWP）的传统制冷剂，如R134a、R410A和R22，将受到严格控制^［4］。与以上制冷剂相比，CO₂具有环保、无毒、不易爆炸、臭氧消耗潜能（ODP）为0和GWP低等优点^［5–6］。此外，CO₂在气体冷却器变温放热过程中有较大的温度滑移，从而能大大降低由于温差导致的传热不可逆损失，且CO₂热泵热水机因跨临界循环可制得65 ℃甚至90 ℃的高温热水^［7–8］。因此，CO₂热泵热水机受到广泛关注。许多学者为了提高CO₂热泵热水机的实用性，在热泵系统性能方面做了许多实验研究，通过寻找较优制冷剂充注量、电子膨胀阀开度、气体冷却器侧参数、蒸发器侧参数以及排气温度等提升系统的性能^［9–13］。

CO₂热泵在环境温度−7 ～ 5 ℃、相对湿度高于65%的空气中运行时，蒸发器上会形成霜冻^［14］。虽然蒸发器结霜在初期增大了蒸发器换热面积，有利于系统性能的提高，但随着霜层厚度的增加，系统性能系数显著降低^{［15–16］}。管翅式蒸发器作为跨临界CO₂热泵的重要部件之一，其换热能力直接影响热泵的供热量，因此对低温环境下CO₂热泵运行时管翅式蒸发器的运行性能进行研究具有实用价值。Yang等^［17］提出了一种预测翅片管换热器结霜行为的模型。Zhao等^［18］建立液滴撞击模型，研究了湿空气温度、相对湿度、速度和冷表面温度对结霜生长的影响。Shao等^［19］建立数值模型研究了结霜条件下结构参数对蒸发器性能的影响。结果表明，较低的翅片密度设计可以缩短翅片管热泵的加热时间，且对翅片管系统的容量和系统性能系数的负面影响较小。

然而，低温工况下，热泵运行参数对管翅式蒸发器性能影响的研究对其优化设计及除霜有较大作用，但相关研究较少。因此，本文通过实验研究气体冷却器进水温度、进水流量、环境温度和相对湿度对蒸发器性能的影响。

1 实验方案 1.1 实验系统与设置

CO₂热泵热水机实验系统流程图如图1所示。该系统主要由半封闭式往复压缩机、套管式气体冷却器、电子膨胀阀和管翅式蒸发器组成。管翅式蒸发器采用外径为7 mm、厚度为0.41 mm的铜管，单孔长度为0.86 m，铜管中心距为18.2 mm，管垂直间距为21 mm；翅片为平直片，高度为630 mm，宽度为55 mm，厚度为0.3 mm，翅片间距为1.9 mm，共计380个翅片。运行过程中不同位置的铜管壁温由分布于20个测点的热电偶测得。图2为实验装置以及蒸发器测点图，其中：星形测点监测各流路制冷剂入口蒸发温度；三角形测点监测各流路制冷剂过热后的出口温度；圆形测点沿第3流路沿程布置，以观察两相区与过热区的温度变化。实验在焓差实验室进行。该实验室由控制环境温度和相对湿度的环境室以及控制给水温度和容积流量的供水系统组成。

1.2 数据采集及处理

蒸发器铜管壁温采用T型热电偶测量，精度为±0.5 ℃，测量范围为−40 ～ 350 ℃；水侧和制冷剂侧的温度均采用PT100铂电阻测量，精度为±0.3 ℃，测量范围为−200 ～ 550 ℃；环境参数采用温湿度传感器测量，温度精度为±0.5 ℃，相对湿度（RH）精度为±2.5%，温度测量范围为−10 ～ 60 ℃，RH测量范围为0 ～ 100%；各部件压力均采用压力传感器测量，精度为0.3%FS（满量程），测量范围为0 ～ 20 MPa；功耗采用功率表测量，精度为1级，量程为0 ～ 2500 W；水的流量采用涡轮流量计测量，精度为±1%R，即实际值与测量值偏差为±1%，测量范围为0.06 ～ 0.6 m³/h。T型热电偶测得的蒸发器铜管壁温采用安捷伦软件采集并记录，除此之外，其他数据如蒸发器、压缩机运行参数，气体冷却器和电子膨胀阀前、后CO₂温度及压力，进水、出水温度等，均经采集后显示于控制面板上，并以录像方式记录，时间间隔为2 min。

气体冷却器换热量计算式为

$ \qquad Q = {c_{{{p}},{\text{w}}}} \, {m_{\text{w}}} \, \Delta {t_{\text{w}}} $

(1)

式中：Q为气体冷却器换热功率，kW；c_p,w为水的定压比热容，kJ/(kg·℃)；m_w为水的质量流量，kg/s；∆t_w为气体冷却器进水、出水温差，℃。

系统性能系数$ \varepsilon $计算式为

$\qquad \varepsilon = \dfrac{Q}{W} $

(2)

式中，W为系统功耗，kW。

CO₂的质量流量计算式为

$\qquad {m_{\mathrm{r}}} = \frac{Q}{{{h_{{\mathrm{r}},{\mathrm{o}}}} - {h_{{\mathrm{r}},{\mathrm{i}}} }}} $

(3)

式中：m_r为CO₂的质量流量，kg/s；h_r,o、h_r,i分别为气体冷却器进水、出水的焓值，kJ/kg。

蒸发器入口CO₂的干度x计算式为

$\qquad x = \frac{{h_{{\text{q}},{\text{o}}} - {h_{\text{l}}}}}{{{h_{\text{v}}} - {h_{\text{l}}}}} $

(4)

式中：h_q,o、h_v、h_l分别为气体冷却器出口焓值、CO₂在蒸发温度下饱和蒸汽的焓值和CO₂在蒸发温度下饱和液体的焓值，kJ/kg。

式(4)中的焓值可以通过测量气体冷却器出口温度以及蒸发温度后使用Excel软件并调用REFPROP函数进行物性查阅获得。

2 进水参数对运行性能的影响 2.1 进水温度

在干球温度为2 ℃、湿球温度为1 ℃、膨胀阀开度为15%、进水流量为80 L/h的条件下，依据《GB/T 23137—2020家用和类似用途热泵热水器》^［20］要求，设置进水温度分别为9、11、13、15 ℃进行实验研究。在运行过程中发现蒸发器上会出现不同程度的结霜，因此对160 min内设备运行的实验数据进行分析以反映结霜导致蒸发器性能恶化的程度。

随着进水温度的升高，气体冷却器出口CO₂温度升高，使得蒸发温度和蒸发压力均升高。图3为进水温度对蒸发温度的影响。当进水温度由9 ℃上升至15 ℃时，蒸发温度由−2.61 ℃上升至−1.60 ℃。进水温度的升高可以有效改善运行过程中由于结霜造成蒸发压力、蒸发温度降低，从而导致系统制热量降低的现象。运行至160 min、进水温度为15 ℃时，蒸发温度下降0.22 ℃；而进水温度为9 ℃时，蒸发温度下降1.04 ℃。

图4为进水温度对蒸发器入口CO₂参数的影响。当进水温度由9 ℃上升至15 ℃时，蒸发器入口CO₂干度由0.200增加至0.235，CO₂质量流量由19.0 g/s增加至20.3 g/s。蒸发温度、蒸发压力的升高使得CO₂比热容减小，即CO₂升高1 K所需的热量减小，所需CO₂质量流量增大。并且蒸发温度升高也会使得蒸发器吸热量减小，从而使得液相CO₂占比降低。

2.2 进水流量

根据国标^［20］要求，低温环境下热泵热水机最低出水温度为55 ℃，当进水流量为80 L/h时可满足国标要求。因此，在干球温度为2 ℃、湿球温度为1 ℃、电子膨胀阀开度为15%、进水温度为9 ℃时，设置进水流量分别为80、100、120、140 L/h，研究进水流量对蒸发器运行性能的影响。考虑到在进水流量较大（120、140 L/h）时，出水温度过低，导致系统运行30 min后会自动停机，因此仅对运行30 min内的数据进行分析。

图5为进水流量对蒸发温度的影响。当进水流量由80 L/h增加至140 L/h时，气体冷却器出口CO₂温度随之降低，蒸发温度由−2.16 ℃降低至−2.96 ℃，且蒸发器侧空气与制冷剂的换热温差变大，吸热量增大。

实验数据显示，当进水流量分别为80、100 L/h时，蒸发器入口CO₂干度相差较大，因此补充了进水流量为90 L/h时的实验数据，结果如图6所示。随着进水流量由80 L/h增加至140 L/h，CO₂质量流量由19.22 g/s增加至19.70 g/s，蒸发器入口CO₂干度由0.200降低至0.100。当CO₂干度较小时，液相CO₂占比较大，使得蒸发器的吸热量增加，结霜现象更为严重。

进水流量直接影响气体冷却器的制热量和热泵系统的性能。随着进水流量的升高，系统性能系数增大，但出水温度会降低。若进水流量过大，则难以保证出水温度达到设定的最低出水温度。

3 环境参数对运行性能的影响 3.1 环境温度

当进水温度为9 ℃、进水流量为80 L/h、膨胀阀开度为15%、环境相对湿度为85%时选择环境干球温度分别为−4、−2、0、2、4 ℃时的实验数据进行分析。当干球温度为−4 ℃时，系统出水温度会低于设定的最低出水温度45 ℃，导致系统运行30 min后会自动停机，因此干球温度为−4 ℃时的实验组仅有30 min内的实验数据。

图7为环境干球温度对蒸发温度的影响。在稳定运行阶段，当干球温度由−4 ℃上升至4 ℃时，蒸发温度由−9.1 ℃上升至−1.6 ℃。随着环境干球温度的升高，蒸发温度与环境温度的换热温差越大，蒸发器的吸热量越大：当干球温度为−2 ℃时，换热温差为2.2 ℃；当干球温度为4 ℃时，换热温差为5.6 ℃。当干球温度为2、0、−2 ℃时，运行过程中有霜层形成，使得蒸发压力和蒸发温度均出现不同程度的下降，而干球温度为4 ℃时仅结露不结霜。其中，当运行至120 min、干球温度为2 ℃时，蒸发温度降幅最大。这是因为在相同相对湿度下，干球温度越高，空气中含湿量越大，结霜层堆积情况越严重。

图8为环境干球温度对蒸发器入口CO₂参数的影响。当环境干球温度由−4 ℃上升至4 ℃时，蒸发器入口CO₂干度由0.282降低至0.196，而CO₂质量流量由15.45 g/s增加至19.77 g/s。这是因为蒸发器入口CO₂干度越小，液相CO₂占比越大，使得蒸发器吸热量增大，CO₂质量流量增加。当运行至120 min、干球温度由−2 ℃上升至2 ℃时，因结霜导致蒸发器吸热量减少，CO₂质量流量也不断减小。

3.2 环境湿度

在进水温度为9 ℃、进水流量为80 L/h、膨胀阀开度为15%、环境干球温度为2 ℃时，设置相对湿度分别为55%、70%、85%、100%，研究相对湿度的变化对运行参数的影响。图9为相对湿度对蒸发温度的影响。此处仅分析运行120 min内的实验数据。

由图9中可以看出，相对湿度越大，蒸发压力和蒸发温度越早开始下降，且降幅越大。当运行至30 min、相对湿度为55% ～ 85%时，蒸发温度为−4.24 ℃；当相对湿度为100%时，蒸发温度为−4.47 ℃。当运行至120 min、相对湿度为55%时，蒸发温度始终在−4.24 ℃上下浮动且幅度较小；但当相对湿度为70% 、85%、100%时，受结露和结霜的影响，蒸发温度分别下降至−4.7、−5.2、−5.7 ℃。

在实验过程中发现，当相对湿度为55%时无结露和结霜现象出现。这是因为蒸发器入口空气露点温度为−8 ～ −7 ℃，低于蒸发器管外壁温。图10为相对湿度对蒸发器结霜量的影响。随着相对湿度由70%增加至100%，结霜量由140 g增加至408 g。当相对湿度为70%时，运行过程中蒸发温度会低于空气露点温度−4.26 ℃，理论上霜层会形成并堆积，但在实际运行过程中，蒸发器内第1～5流路的蒸发温度并不一致，由上而下蒸发温度逐渐升高，仅有位于中上部的第1、2流路出现结霜而位于中下部的第3、4、5流路结露。图10中相对湿度为70%时的结霜量实际为空气含湿量变化量，包含了结霜与结露导致的含湿量的下降量，因此该组实际结霜量应小于图10中的值。

图11为相对湿度对CO₂质量流量的影响。当运行至30 min时，各组蒸发器CO₂质量流量均约为17.8 g/s；当运行至120 min、相对湿度为55%时，CO₂质量流量基本保持不变，而相对湿度为70%、85%、100%时CO₂质量流量分别下降至17.5、16.9、16.3 g/s。这是因为蒸发器入口空气相对湿度越大，霜层堆积越严重，从而阻碍了蒸发器的吸热过程。

4 结论

在夏热冬冷地区，对CO₂热泵热水机翅片管蒸发器在室外低温环境下运行性能进行了实验研究，并分析了进水参数和环境参数的变化对翅片管蒸发器运行性能的影响。主要结论为：

(1)进水参数的变化间接影响管翅式蒸发器运行性能。随着进水温度的升高，气体冷却器出口CO₂温度降低，导致蒸发压力和蒸发温度均升高，蒸发器吸热量减少。进水流量越大，气体冷却器内CO₂与水之间的热交换量越多，气体冷却器出口CO₂温度降低，使得蒸发温度降低，CO₂干度降低，蒸发器吸热量增加。提高进水温度可以延缓蒸发器结霜，但会导致系统功耗增加。

(2)环境参数直接影响蒸发器的吸热过程。随着干球温度从−2 ℃上升到4 ℃，CO₂与环境的温差从2.2 ℃增大到5.6 ℃。当设备在低干球温度和高相对湿度下运行时，蒸发器容易结霜，从而使得蒸发器和热泵性能变差。当相对湿度为70%、85%和100%时，蒸发器性能分别在第90、56和38 min时开始恶化。为了保证蒸发器在低温条件下的性能，需要进一步研究除霜措施。