趙金輝，吳天祺，張力雋

(1.鄭州大學(xué) 機(jī)械與動(dòng)力工程學(xué)院，河南 鄭州 450000；2.中國(guó)石油化工股份有限公司洛陽(yáng)分公司,河南 洛陽(yáng) 471000)

0 引言

目前制冷機(jī)組中采用的氟利昂制冷劑對(duì)臭氧層有嚴(yán)重的損害，而制冷劑替代技術(shù)的發(fā)展尚未完善，國(guó)內(nèi)外正積極推進(jìn)自然工質(zhì)作制冷劑的應(yīng)用研究與推廣[1]。因此開(kāi)發(fā)更高能效、更環(huán)境友好的制冷劑迫在眉睫。水作為一種自然工質(zhì)制冷劑，不僅成本低、易得，而且對(duì)環(huán)境友好。在實(shí)際應(yīng)用中可采用蒸發(fā)冷卻技術(shù)，使水大量蒸發(fā)以達(dá)到制冷的效果。

蒸發(fā)冷卻技術(shù)作為節(jié)能環(huán)保的制冷方式。國(guó)內(nèi)外學(xué)者對(duì)此進(jìn)行了大量研究，楊建坤等[2]對(duì)蒸發(fā)冷卻空調(diào)房間的氣流組織進(jìn)行了數(shù)值模擬，指出蒸發(fā)冷卻空調(diào)器滿足人體熱舒適性的調(diào)節(jié)要求。鄭宗達(dá)等[3]通過(guò)實(shí)驗(yàn)結(jié)果驗(yàn)證通過(guò)數(shù)值模擬測(cè)試蒸發(fā)冷卻空調(diào)工作性能的可行性。郭新川等[4]探討了壁面潤(rùn)濕率、蒸發(fā)換熱的長(zhǎng)度、流體速度、環(huán)境濕度以及蒸發(fā)率等因素對(duì)冷卻效果的影響。張龍愛(ài)等[5-6]對(duì)間接蒸發(fā)冷卻換熱器進(jìn)行溫度場(chǎng)、流場(chǎng)模擬，結(jié)果表明一次空氣風(fēng)速及入口干球溫度對(duì)冷卻效率有很大影響。F. Fakhrabadi等[7]介紹了一種間接蒸發(fā)冷卻回?zé)崾綗峤粨Q器的優(yōu)化設(shè)計(jì)方法。王曉杰等[8]提出在熱管冷凝端外部包裹吸水性材料并進(jìn)行噴淋，提高換熱效率。熱管式間接蒸發(fā)冷卻空調(diào)機(jī)組多以液氨等為制冷劑。

在蒸發(fā)冷卻空調(diào)的應(yīng)用方面，吉仕福等[9]將間接蒸發(fā)冷卻用于空調(diào)新風(fēng)預(yù)冷，結(jié)果顯示，間接蒸發(fā)冷卻雖制冷量較少, 但在新風(fēng)預(yù)冷方面有很大潛力。張建中等[10]將蒸發(fā)制冷空調(diào)系統(tǒng)應(yīng)用于大學(xué)生活動(dòng)中心，通過(guò)間接蒸發(fā)的方式，制取空調(diào)送風(fēng)。李惟毅等[11]基于水直接蒸發(fā)制冷的原理，開(kāi)發(fā)了節(jié)能蒸發(fā)制冷全新風(fēng)家用空調(diào)技術(shù)。王飛等[12]開(kāi)發(fā)了熱管型機(jī)房空調(diào)系統(tǒng)，一定程度上利用自然冷源，相比于傳統(tǒng)空調(diào)，能效比有顯著提高。孫文超等[13]利用熱管作為房間內(nèi)部和外界空氣的換熱器，高效利用自然冷源，控制房間內(nèi)部溫度。Dong Deng[14]等利用熱管開(kāi)發(fā)了一種換熱器，將液化天然氣蒸發(fā)時(shí)產(chǎn)生的冷量轉(zhuǎn)移到汽車的空調(diào)系統(tǒng)。邢永杰等[15]分析了蒸發(fā)冷卻技術(shù)應(yīng)用在空調(diào)中的各種形式和節(jié)能效果，并指出蒸發(fā)冷卻技術(shù)在我國(guó)東部地區(qū)和西部地區(qū)均有著廣闊的應(yīng)用前景。

無(wú)論是直接蒸發(fā)還是間接蒸發(fā)都在常壓下進(jìn)行。基于水在1.7 kPa的壓力下的飽和溫度僅為15 ℃，筆者提出一種以真空泵創(chuàng)造低壓環(huán)境，從而促進(jìn)水大量蒸發(fā)制取冷量的方法，以熱管作為換熱設(shè)備，將冷量傳遞給空氣。本文搭建基于水蒸發(fā)潛熱的熱管空調(diào)系統(tǒng)實(shí)驗(yàn)臺(tái)，測(cè)試不同工況下的制冷機(jī)的工作性能，并通過(guò)數(shù)值模擬驗(yàn)證，得到基于水蒸發(fā)潛熱的熱管空調(diào)系統(tǒng)運(yùn)行特性。

1 設(shè)計(jì)方案

1.1 實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)設(shè)計(jì)

該制冷空調(diào)系統(tǒng)實(shí)驗(yàn)設(shè)計(jì)流程如下。

圖1 系統(tǒng)流程圖

由圖1所示，外界空氣經(jīng)過(guò)濾和干燥后在進(jìn)風(fēng)管加熱，營(yíng)造不同實(shí)驗(yàn)工況。熱空氣到風(fēng)箱內(nèi)部與熱管換熱，熱管內(nèi)導(dǎo)熱液受熱蒸發(fā)上升。真空箱內(nèi)水不斷蒸發(fā)吸熱，導(dǎo)致真空箱內(nèi)部水溫降低，導(dǎo)熱液在熱管上端遇冷凝結(jié)回流實(shí)現(xiàn)換熱，軸流式風(fēng)機(jī)將換熱后的冷空氣從送風(fēng)管排出，送入房間中。為了測(cè)試樣機(jī)性能，筆者還增加了測(cè)溫和加熱設(shè)備。

1.2 基本組成

基于水蒸發(fā)潛熱的熱管空調(diào)系統(tǒng)，其基本構(gòu)成如圖2所示。

圖2 制冷空調(diào)系統(tǒng)樣機(jī)

其中對(duì)應(yīng)圖2的各機(jī)械部分的材料明細(xì)如表1所示。

從圖2中可以看出，過(guò)濾和干燥裝置安裝在進(jìn)風(fēng)管口處，由于空間限制，未在圖中顯示；進(jìn)風(fēng)管和送風(fēng)管與風(fēng)箱底部相連；熱管冷端在真空箱內(nèi)，熱端在風(fēng)箱內(nèi)，真空箱上部通過(guò)橡膠管與真空泵相連，箱蓋上裝有真空表熱管為重力型；軸流式風(fēng)機(jī)安裝在排氣管口；測(cè)溫儀連接熱電偶，設(shè)置四個(gè)測(cè)溫點(diǎn)，實(shí)時(shí)監(jiān)測(cè)實(shí)驗(yàn)室溫度，進(jìn)風(fēng)溫度，熱管表面溫度，送風(fēng)溫度。

表1 組件明細(xì)表

2 設(shè)計(jì)計(jì)算

設(shè)計(jì)工況條件如下：已知風(fēng)道風(fēng)速1.8 m/s，選用型號(hào)G9225HA2SL的軸流式風(fēng)機(jī)，其功率為7 W；選用鍍鋅鋼圓形風(fēng)道，其內(nèi)徑為100 mm，長(zhǎng)度為500 mm；被冷卻空氣溫度為40 ℃，送風(fēng)溫度22 ℃；水蒸發(fā)壓力為1.7 kPa。計(jì)算下列物理量：

(1)冷卻系統(tǒng)冷負(fù)荷

根據(jù)公式

Q0=qmcpΔt

(1)

qm=ρvπd2/4

(2)

式中v——風(fēng)速;

d——風(fēng)道直徑。

代入公式得冷卻系統(tǒng)冷負(fù)荷為：Q0=298 W

(2)單位時(shí)間內(nèi)水的蒸發(fā)量

已知在1.7 kPa的壓力下，水的汽化潛熱r為2 465.1 kJ/kg，由公式

ΔM=Q0/r

(3)

又已知Q0為298 W，帶入公式得到單位時(shí)間內(nèi)水的蒸發(fā)質(zhì)量為ΔM=0.000 12 kg

根據(jù)公式ΔV=ΔM/ρ。當(dāng)前壓力下，查得水蒸氣的密度為0.009 7 kg/m3，則可計(jì)算得ΔV=12.3 L/s。

選用單級(jí)RM-1型真空泵。

(3)熱管根數(shù)

由傳熱學(xué)可知，流體橫掠管道的實(shí)驗(yàn)關(guān)聯(lián)式為

Nu=CRenPr1/3

(4)

(5)

式中C——修正系數(shù);

Re——雷諾數(shù);

Pr——普朗特?cái)?shù);

u——流體速度;

v——運(yùn)動(dòng)粘度;

l——特征長(zhǎng)度。

由于熱管形狀可近似為流體橫掠豎直平板，查得C=0.228，n=0.731，Pr=0.701，定性溫度

tm=(tw+tf)/2=31 ℃

(6)

由此可計(jì)算出Nu=100.86。

由努塞爾數(shù)定義式

Nu=hl/λ

(7)

已知熱管表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)h=897 W/m2，設(shè)計(jì)熱管冷熱段長(zhǎng)度相等，熱段與空氣換熱，根據(jù)牛頓冷卻公式計(jì)算單根熱管換熱量

q=hS(tw-tf)=17.44 W

(8)

式中S——熱管與空氣對(duì)流換熱面積;

tw——進(jìn)風(fēng)溫度;

tf——熱管表面溫度。

所以選用熱管根數(shù)N=Q0/q=17，考慮到設(shè)備的實(shí)際形狀，安裝熱管21根。

根據(jù)以上數(shù)據(jù)算得設(shè)計(jì)工況下系統(tǒng)EER為2.1，制冷量為298 W。

3 實(shí)驗(yàn)分析

為測(cè)試制冷機(jī)能否達(dá)到設(shè)計(jì)工況下的制冷效果以及其工作性能，以500 W電熱管為熱源提供不同溫度下的熱空氣，記錄制冷機(jī)運(yùn)行時(shí)送風(fēng)溫度與制冷機(jī)不運(yùn)行時(shí)輸出空氣的溫度，根據(jù)數(shù)據(jù)計(jì)算系統(tǒng)的制冷量和能效比。

熱電偶測(cè)溫儀測(cè)量的環(huán)境溫度為21.5 ℃，實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)記錄如表2。

表2 制冷機(jī)不運(yùn)行時(shí)系統(tǒng)內(nèi)各處溫度實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)表

表3 制冷機(jī)運(yùn)行時(shí)系統(tǒng)內(nèi)各處溫度實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)表(蒸發(fā)壓力為0.001 7 MPa)

通過(guò)公式計(jì)算不同進(jìn)風(fēng)溫度下的制冷量與能耗比，對(duì)比并判斷其最高效工作區(qū)間。該系統(tǒng)的制冷量和能耗比計(jì)算公式如下：

系統(tǒng)制冷量

Δq=qmcp(th-tl)

(9)

系統(tǒng)能效比

(10)

式中qm——空氣的質(zhì)量流量；

cp——空氣的定壓比熱；

th——制冷機(jī)運(yùn)行時(shí)進(jìn)風(fēng)溫度；

tl——制冷機(jī)運(yùn)行時(shí)送風(fēng)溫度；

W——制冷系統(tǒng)消耗功率，真空泵和風(fēng)機(jī)作為耗功單位，其中真空泵為單極RM-1型真空泵，額定電壓220 V/50 Hz，電機(jī)功率145 W，抽氣速率為1 L/s，重量5.5 kg，真空度為5 Pa。

真空泵向外抽取飽和水蒸氣，蒸汽的狀況對(duì)泵的功能有影響，而且使泵的工作狀況變得不穩(wěn)定。但所用真空泵結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)已定型，工況改變并不會(huì)增加抽氣量及真空度，因此在實(shí)驗(yàn)中我們假定真空泵的耗功率不變。

將實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)帶入以上公式，得到系統(tǒng)制冷量隨進(jìn)風(fēng)溫度的變化如圖3所示，系統(tǒng)能耗比隨進(jìn)風(fēng)溫度的變化如圖4所示。

圖3 系統(tǒng)制冷量與進(jìn)風(fēng)溫度的關(guān)系圖

圖4 系統(tǒng)EER與進(jìn)風(fēng)溫度的關(guān)系圖

圖3和圖4分別顯示當(dāng)進(jìn)風(fēng)溫度在50～75℃時(shí)，有較高的制冷量和能效比。該系統(tǒng)該溫度區(qū)間為系統(tǒng)高效工作區(qū)間。根據(jù)實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)，制冷系統(tǒng)運(yùn)行于不運(yùn)行時(shí)送風(fēng)溫度之差峰值可達(dá)10.5 ℃，能效比最高可達(dá)2.5。而30～40 ℃為制冷機(jī)實(shí)際應(yīng)用溫度區(qū)間，區(qū)間內(nèi)制冷量和EER隨進(jìn)風(fēng)溫度上升而上升，進(jìn)風(fēng)溫度達(dá)到設(shè)計(jì)溫度40 ℃時(shí)系統(tǒng)EER為1.4，制冷量為221.6 W。

實(shí)驗(yàn)結(jié)果相比于設(shè)計(jì)工況，高效工作區(qū)間高于設(shè)計(jì)進(jìn)風(fēng)溫度，且由圖3可以看出，熱管表面溫度隨著進(jìn)風(fēng)溫度的升高而升高。原因有兩點(diǎn)：(1)真空泵不能及時(shí)把水倉(cāng)內(nèi)的水蒸氣抽出，進(jìn)而降低了水的蒸發(fā)速率，由熱管導(dǎo)入水倉(cāng)的熱量變?yōu)樗娘@熱，使水溫升高；(2)熱管內(nèi)導(dǎo)熱液蒸發(fā)溫度過(guò)高，該熱管為重力型熱管，導(dǎo)熱液為乙醇，熱管內(nèi)壓力5.7 kPa，蒸發(fā)溫度20 ℃。故提高真空泵的流量，降低熱管內(nèi)導(dǎo)熱液蒸發(fā)溫度，是使該系統(tǒng)高效工作區(qū)間左移的重要手段之一。

4 數(shù)值模擬

為了研究熱管與空氣的換熱情況，筆者根據(jù)實(shí)驗(yàn)條件，建立了基于水蒸發(fā)潛熱的熱管空調(diào)系統(tǒng)數(shù)模型，進(jìn)行了仿真模擬。

4.1 物理模型

物理模型如圖5所示。熱管立在一塊材料為PMMA的矩形板塊上，厚度與水倉(cāng)底部的厚度相同，四周壁面材料設(shè)置為PMMA，為漫反射面。熱管數(shù)量為21，厚度3 mm，寬度6 mm，長(zhǎng)度90 mm。為簡(jiǎn)化模型，且有較高的模擬精度，物理模型尺寸按照實(shí)際尺寸進(jìn)行確定，風(fēng)箱長(zhǎng)寬高分別為260 mm，160 mm，160 mm。左右兩端為空氣的進(jìn)出口，截面為邊長(zhǎng)120 mm的正方形。

圖5 風(fēng)箱物理模型

4.2 數(shù)學(xué)模型

根據(jù)熱力學(xué)和流體力學(xué)，構(gòu)建傳熱-強(qiáng)制對(duì)流模型。在穩(wěn)定工況下，空氣散熱率和熱管導(dǎo)熱率相等，分別對(duì)熱管和空氣傳熱進(jìn)行計(jì)算，并且耦合流場(chǎng)和熱力場(chǎng)。

(1)對(duì)固體傳熱，由熱力學(xué)定律，可得控制方程

ρCpu·T-·q=Q+Qted

q=-kT

k——熱導(dǎo)率;

Qted——熱源;

u——速度矢量。

(2)對(duì)流體傳熱，可得控制方程

ρCpu·T-·q=Q+Qted+Qp

q=-kT

式中Qp——壓力功。

(3)對(duì)空氣流動(dòng)，由流體力學(xué)，可得控制方程

ρ(u·)u=·{-pI+μ[u+(u)T]-

2/3μ(·u)I}+F·(ρu)=0

式中p——流體應(yīng)力張量;

I——變形張量;

F——流體的體積力;

μ——?jiǎng)恿φ扯认禂?shù)。

4.3 邊界條件

熱力場(chǎng)方面，送風(fēng)溫度和熱管表面溫度分別設(shè)置為40 ℃和20 ℃，定義風(fēng)箱內(nèi)部空氣參與導(dǎo)熱計(jì)算。流場(chǎng)方面，設(shè)置送風(fēng)速度為1.4 m/s，入口長(zhǎng)度1 m；出口壓力為0，并抑制回流。采用非等溫流耦合接口，耦合計(jì)算熱力場(chǎng)和流場(chǎng)。

4.4 結(jié)果討論

模擬結(jié)果如圖6所示。

圖6 風(fēng)箱溫度分布圖

圖7 風(fēng)箱流場(chǎng)模擬圖

空氣在風(fēng)箱內(nèi)流動(dòng)過(guò)程中，空氣溫度明顯降低。經(jīng)計(jì)算，空氣出口平均溫度為29.35 ℃，如圖7所示，其溫度分布沿?zé)峁軓纳系较鲁蕦訝罘植?，溫差明顯?？諝饬鲃?dòng)呈現(xiàn)中心快四周慢的態(tài)勢(shì)，根據(jù)流線和切片顏色判斷，內(nèi)部流場(chǎng)為層流，只有在接近出入口的地方有較小的旋流。當(dāng)流場(chǎng)為層流的時(shí)候，熱管壁面周圍空氣溫度較低，距離熱管壁越遠(yuǎn)，空氣溫度越高，而空氣是熱的非良性導(dǎo)體。層流惡化了熱管與空氣的傳熱，致使風(fēng)箱內(nèi)溫差較大，分層明顯，出口平均溫度偏高。

對(duì)比分析實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)和數(shù)值模擬結(jié)果：模擬結(jié)果顯示，在進(jìn)風(fēng)溫度設(shè)置為40 ℃時(shí)，空調(diào)送風(fēng)口平均溫度為29.35 ℃。從實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)來(lái)看，當(dāng)控制進(jìn)風(fēng)溫度為40 ℃時(shí)，測(cè)溫儀顯示送風(fēng)溫度為28 ℃。根據(jù)有關(guān)文獻(xiàn)可知[16]，當(dāng)兩者的相對(duì)誤差在5%以內(nèi)時(shí)，可以確認(rèn)數(shù)值模擬模型的可靠性。因此該模型能夠有效模擬制冷機(jī)的工作狀態(tài)。

實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)顯示，隨著進(jìn)風(fēng)溫度的改變，制冷量和能效比隨之不斷變化。制冷機(jī)的高效工作區(qū)間為50～75 ℃，與設(shè)計(jì)工況相比，高效工作區(qū)間溫度高于設(shè)計(jì)進(jìn)風(fēng)溫度。制冷系統(tǒng)運(yùn)行與不運(yùn)行時(shí)送風(fēng)溫度之差峰值可達(dá)10.5 ℃，能效比最高可達(dá)2.5。模擬結(jié)果顯示，空氣在風(fēng)箱內(nèi)流動(dòng)時(shí)，空氣低溫部分逐漸增多。其溫度呈層狀分布，主流為層流，只有在邊緣區(qū)域有較小的旋流，致使熱管與空氣換熱情況不佳。綜合上述分析結(jié)果，空氣流動(dòng)狀態(tài)，負(fù)壓水真空度和熱管導(dǎo)熱液蒸發(fā)溫度等將影響制冷機(jī)的工作性能。

5 結(jié)論

本文分析了負(fù)壓水蒸發(fā)空調(diào)的可行性并研究其工作性能，搭建基于水蒸發(fā)潛熱的熱管空調(diào)系統(tǒng)實(shí)驗(yàn)臺(tái)，測(cè)量不同工況下系統(tǒng)的制冷量和能效比，經(jīng)實(shí)驗(yàn)測(cè)試，結(jié)合仿真模擬驗(yàn)證，得出以下結(jié)論：

(1)隨著工作溫度的升高，制冷量和能效比逐漸增大；在50～75 ℃達(dá)到最高工作區(qū)間，制冷量和能效比出現(xiàn)上下波動(dòng)；之后由于真空泵負(fù)壓不足導(dǎo)致制冷量和能效比下降。

(2)制冷機(jī)運(yùn)行與不運(yùn)行時(shí)送風(fēng)溫度之差峰值可達(dá)10.5 ℃，在50～75 ℃的高效工作區(qū)間內(nèi)有較好的制冷效果。其最大制冷量為376 W，能效比為2.5。實(shí)際應(yīng)用時(shí)，在30～40 ℃溫度區(qū)間制冷機(jī)的EER為1.4，制冷量為221.6 W。

(3)空氣在風(fēng)箱內(nèi)流動(dòng)狀態(tài)為層流，使傳熱過(guò)程惡化。模擬設(shè)計(jì)工況條件下：進(jìn)風(fēng)40 ℃，熱管壁面溫度20 ℃，空氣出口平均溫度為29.35 ℃，未達(dá)到設(shè)計(jì)送風(fēng)溫度。因此實(shí)際應(yīng)用中可通過(guò)增加湍流度的方法改善制冷效果。

(4)負(fù)壓水蒸發(fā)冷卻機(jī)組投入實(shí)際應(yīng)用中增大真空泵抽汽量，降低熱管蒸發(fā)溫度，增強(qiáng)風(fēng)箱內(nèi)流場(chǎng)的湍流度，將是改善該裝置性能的重要舉措。