趙金輝 布一凡 吳天祺 張力雋

(1 鄭州大學(xué)化工學(xué)院 鄭州 450000；2 中國石油化工股份有限公司洛陽分公司 洛陽 471000)

目前一些制冷機組中采用的氟利昂制冷劑會破壞臭氧層，而新的制冷劑替代技術(shù)正在發(fā)展，國內(nèi)外正積極開展自然工質(zhì)作為制冷劑的應(yīng)用研究[1]。水是一種自然工質(zhì)，作為制冷劑不僅成本低、易獲得，而且對環(huán)境友好，可采用蒸發(fā)冷卻技術(shù)使水大量蒸發(fā)達到制冷的效果。

蒸發(fā)冷卻是一種節(jié)能環(huán)保的制冷方式，國內(nèi)外學(xué)者進行了大量研究。楊建坤等[2]對蒸發(fā)冷卻空調(diào)房間的氣流組織進行了數(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。鄭宗達等[3]實驗驗證了通過數(shù)值模擬測試蒸發(fā)冷卻空調(diào)工作性能的可行性。郭新川等[4]研究了壁面潤濕率、蒸發(fā)換熱部分的長度、流體速度、環(huán)境濕度及蒸發(fā)率等因素對冷卻效果的影響。張龍愛等[5-6]對間接蒸發(fā)冷卻換熱器進行溫度場、流場模擬，結(jié)果表明空氣風(fēng)速及入口干球溫度對冷卻效率影響很大。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行噴淋，可提高傳熱效率。熱管式間接蒸發(fā)冷卻空調(diào)機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)果表明間接蒸發(fā)冷卻雖然制冷量較少，但在新風(fēng)預(yù)冷方面有很大潛力。張建中[10]通過間接蒸發(fā)的方式，將蒸發(fā)制冷空調(diào)系統(tǒng)應(yīng)用于大學(xué)生活動中心。李惟毅等[11]基于水直接蒸發(fā)制冷的原理，開發(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]開發(fā)了熱管型機房空調(diào)系統(tǒng)，在一定程度上利用自然冷源，與傳統(tǒng)空調(diào)相比能效顯著提高。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。Deng Dong等[14]利用熱管開發(fā)了一種換熱器，將液化天然氣蒸發(fā)時產(chǎn)生的冷量轉(zhuǎn)移至汽車的空調(diào)系統(tǒng)。邢永杰等[15]分析了蒸發(fā)冷卻技術(shù)應(yīng)用于空調(diào)中的各種形式和節(jié)能效果，指出蒸發(fā)冷卻技術(shù)在我國東部地區(qū)和西部地區(qū)均有著廣闊的應(yīng)用前景。

無論是直接蒸發(fā)還是間接蒸發(fā)均在常壓下進行。水在1.7 kPa壓力下的飽和溫度僅為15 ℃，本文提出一種以真空泵創(chuàng)造低壓環(huán)境，從而促進水大量蒸發(fā)制取冷量的方法，然后以熱管作為換熱設(shè)備，將冷量傳遞給空氣。搭建了基于水蒸發(fā)潛熱的熱管空調(diào)系統(tǒng)實驗臺，測試了不同工況下制冷機的工作性能，并通過數(shù)值模擬驗證，探索基于水蒸發(fā)潛熱的熱管空調(diào)系統(tǒng)運行特性。

1 設(shè)計方案

1.1 實驗系統(tǒng)設(shè)計

該制冷空調(diào)系統(tǒng)實驗設(shè)計流程如圖1所示，外界空氣經(jīng)過濾和干燥后在進風(fēng)管加熱，通過控制風(fēng)箱內(nèi)的溫度營造不同實驗工況。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，將熱量傳遞給真空箱內(nèi)的水。真空泵為真空箱內(nèi)創(chuàng)造低壓環(huán)境，促進真空箱內(nèi)水的大量蒸發(fā)，并帶走水蒸氣。導(dǎo)熱液在熱管上端遇冷凝結(jié)回流實現(xiàn)換熱，軸流式風(fēng)機將換熱后的冷空氣從送風(fēng)管排出，送入房間中。為了測試樣機性能，還增加了測溫和加熱設(shè)備。

圖1 系統(tǒng)流程圖

1.2 實驗系統(tǒng)的組成

基于水蒸發(fā)潛熱的熱管空調(diào)系統(tǒng)如圖2所示。

1壓力表；2真空箱；3進風(fēng)管；4干燥過濾箱；5測溫儀；6風(fēng)箱；7真空泵；8軸流式風(fēng)機；9送風(fēng)管。

由圖2可知，過濾和干燥裝置安裝在進風(fēng)管口處；進風(fēng)管和送風(fēng)管與風(fēng)箱底部相連；熱管的材質(zhì)為黃銅，寬6 mm、厚3 mm、長180 mm，為重力型熱管，內(nèi)無吸液芯；內(nèi)部導(dǎo)熱工質(zhì)為乙醇，蒸發(fā)溫度為20 ℃。熱管冷端在真空箱內(nèi)，熱端在風(fēng)箱內(nèi)，冷熱段長度相同。真空箱上部通過橡膠管與真空泵相連，箱蓋上裝有真空表；軸流式風(fēng)機安裝在送風(fēng)管口；四通道測溫儀連接熱電偶，設(shè)置4個測溫點，實時監(jiān)測實驗室溫度、進風(fēng)溫度、熱管表面溫度、送風(fēng)溫度。進風(fēng)溫度測點設(shè)置在進風(fēng)管出口、風(fēng)箱進口中心，測量進入風(fēng)箱的熱風(fēng)溫度；送風(fēng)溫度測點設(shè)置在風(fēng)箱出口中心，測量冷卻后的風(fēng)溫；熱管表面溫度測點設(shè)置在風(fēng)箱側(cè)熱管的中段。

2 設(shè)計計算

設(shè)計工況：風(fēng)道風(fēng)速為1.8 m/s，選用功率為7 W，型號G9225HA2SL的軸流式風(fēng)機；選用鍍鋅鋼圓形風(fēng)道，內(nèi)徑為100 mm，長度為500 mm；被冷卻空氣溫度為40 ℃，送風(fēng)溫度為22 ℃；水蒸發(fā)壓力為1.7 kPa。計算下列物理量：

1)冷卻系統(tǒng)冷負荷：

Q0=qmcpΔt

(1)

qm=ρ1vaπd2/4

(2)

式中：qm為空氣的質(zhì)量流量，kg/s；cp為空氣的定壓比熱，J/(kg·℃)；ρ1為空氣密度，kg/m3；va為風(fēng)速，m/s；d為風(fēng)道直徑，m。將上述參數(shù)代入計算式可得冷卻系統(tǒng)冷負荷為298 W。

2)單位時間內(nèi)水的蒸發(fā)量：

ΔM=Q0/r

(3)

式中：ΔM為水的蒸發(fā)質(zhì)量流量，kg/s；r為水的蒸發(fā)潛熱，kJ/kg。

在1.7 kPa壓力下，水的汽化潛熱r=2 465.1 kJ/kg，由式(3)可得單位時間內(nèi)水的蒸發(fā)質(zhì)量ΔM=0.000 12 kg/s。

根據(jù)質(zhì)量流量與體積流量轉(zhuǎn)換公式：

ΔV=ΔM/ρ2

(4)

式中：ΔV為水的蒸發(fā)體積流量，L/s；ρ2為水蒸氣密度，kg/m3。

在1.7 kPa壓力下，水蒸氣的密度為0.009 7 kg/m3，則可計算得ΔV=12.3 L/s。

選用單級RM-1型真空泵。

3)熱管根數(shù)：

流體橫掠管道的實驗關(guān)聯(lián)式為：

Nu=CRenPr1/3

(5)

(6)

式中：C為修正系數(shù)；Re為雷諾數(shù)；Pr為普朗特數(shù)；u為流體速度，m/s；v為運動黏度，m2/s；l為特征長度，m。

熱管為扁平式結(jié)構(gòu)，空氣在熱管周圍的流動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 ℃，由此可計算出Nu=100.86。

努塞爾數(shù)定義：

Nu=hl/λ

(7)

已知熱管表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)h=897 W/(m2·K)，設(shè)計熱管冷熱段長度相等，熱段與空氣換熱，熱管熱段面積S=0.001 m2,根據(jù)牛頓冷卻公式計算單根熱管換熱量：

q=hS(tw-tf)=17.44 W

(8)

所以選用熱管根數(shù)N=Q0/q=17，考慮到設(shè)備的實際形狀，安裝熱管21根。熱管分3行、7列布置，橫向間距為27.5 mm，縱向間距為50 mm。

根據(jù)設(shè)計工況計算得到系統(tǒng)EER為2.1，制冷量為298 W。

3 實驗分析

為測試制冷機能否達到設(shè)計工況下的制冷效果以及工作性能，以500 W電熱管為熱源來提供不同溫度下的熱空氣，記錄制冷機運行時送風(fēng)溫度與制冷機不運行時輸出空氣的溫度，根據(jù)實驗數(shù)據(jù)計算系統(tǒng)的制冷量和能效比。

熱電偶測溫儀測量的環(huán)境溫度為21.5 ℃，實驗數(shù)據(jù)記錄如表1和表2所示。

表1 制冷機不運行時系統(tǒng)內(nèi)各處溫度實驗數(shù)據(jù)

表2 制冷機運行時系統(tǒng)內(nèi)各處溫度實驗數(shù)據(jù)(蒸發(fā)壓力為0.001 7 MPa)

計算不同進風(fēng)溫度下的制冷量與能耗比，對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算式如下：

系統(tǒng)制冷量：

Δq=qmcp(th-tl)

(9)

系統(tǒng)能效比：

(10)

式中：th為制冷機運行時送風(fēng)溫度，℃；tl為制冷機不運行時送風(fēng)溫度，℃；W為制冷系統(tǒng)消耗功率，W。真空泵和風(fēng)機作為耗功單位，其中真空泵為單極RM-1型真空泵，額定電壓為220 V/50 Hz，電機功率為145 W，抽氣速率為1 L/s，重量為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)計已定型，工況改變并不會增加抽氣量及真空度，因此在實驗中假定真空泵的功耗不變。

將實驗數(shù)據(jù)帶入式(9)、式(10)，得到熱管表面溫度T2隨進風(fēng)溫度T3的變化如圖3所示，系統(tǒng)制冷量隨進風(fēng)溫度的變化如圖4所示，系統(tǒng)能耗比隨進風(fēng)溫度的變化如圖5所示。

圖3 熱管表面溫度隨進風(fēng)溫度的變化

圖4 系統(tǒng)制冷量隨進風(fēng)溫度的變化

圖5 系統(tǒng)EER與進風(fēng)溫度的變化

圖4和圖5分別顯示，當(dāng)進風(fēng)溫度為50～75 ℃時，系統(tǒng)制冷量和能效比較高，系統(tǒng)在該溫度區(qū)間為高效工作區(qū)間。根據(jù)實驗數(shù)據(jù)顯示，運行時能效比最高可達2.5。而30～40 ℃為制冷機實際應(yīng)用溫度區(qū)間，區(qū)間內(nèi)制冷量和EER隨著進風(fēng)溫度的上升而上升。進風(fēng)溫度達到設(shè)計溫度40 ℃時，系統(tǒng)EER為1.4，制冷量為221.6 W。

由圖3可知，熱管表面溫度隨著進風(fēng)溫度的升高而升高。原因如下：1)真空泵不能及時把水倉內(nèi)的水蒸氣抽出，進而降低了水的蒸發(fā)速率，由熱管導(dǎo)入水倉的熱量變?yōu)樗娘@熱，使水溫升高；2)熱管內(nèi)導(dǎo)熱液蒸發(fā)溫度過高，該熱管為重力型熱管，導(dǎo)熱液為乙醇，熱管內(nèi)壓力為5.7 kPa，蒸發(fā)溫度為20 ℃。故提高真空泵的流量，降低熱管內(nèi)導(dǎo)熱液的蒸發(fā)溫度，是使該系統(tǒng)高效工作區(qū)間左移的重要方法之一。

4 數(shù)值模擬

為了研究熱管與空氣的換熱情況，根據(jù)實驗條件建立基于水蒸發(fā)潛熱的熱管空調(diào)系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型，進行流體傳熱仿真模擬。

4.1 物理模型

風(fēng)箱物理模型如圖6所示。熱管立在一塊材料為PMMA的矩形板塊上，厚度與水倉底部的厚度相同，四周壁面使用的PMMA為漫反射面。熱管數(shù)量為21，每根熱管厚度為3 mm，寬度為6 mm，長度為90 mm。為簡化模型且保持較高的模擬精度，模型尺寸按照實際尺寸進行確定，風(fēng)箱長寬高分別為260、160、160 mm。左右兩端為空氣的進出口，截面為邊長120 mm的正方形。對風(fēng)箱物理模型進行網(wǎng)格劃分，劃分后的網(wǎng)格數(shù)量為40 775，經(jīng)網(wǎng)格無關(guān)性驗證滿足計算要求。

圖6 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-強制對流模型。在穩(wěn)定工況下，空氣散熱率和熱管熱導(dǎo)率相等，分別對熱管和空氣傳熱進行計算，并且耦合流場和熱力場。

1)對固體傳熱，由熱力學(xué)定律，可得控制方程：

(11)

2)對流體傳熱，可得控制方程：

(12)

式中：Qp為壓力功，W/m。

3)對空氣流動，由流體力學(xué)，可得控制方程：

(13)

式中：p為流體應(yīng)力張量，Pa；I為變形張量，Pa；F為流體的體積力，N/m3；μ為動力黏度，Pa·s。

4.3 邊界條件

熱力場方面，進風(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)熱計算。流場方面，設(shè)置送風(fēng)速度為1.4 m/s，入口長度為1 m；出口壓力為0，并抑制回流。采用非等溫流耦合接口，耦合計算熱力場和流場。

4.4 結(jié)果分析

風(fēng)箱溫度分布、流場分布分別如圖7、圖8所示?？諝庠陲L(fēng)箱內(nèi)流動過程中，空氣溫度明顯降低。經(jīng)計算，空氣出口平均溫度為29.35 ℃，由圖7可知，溫度分布沿?zé)峁軓纳现料鲁蕦訝罘植?，溫差明顯。由圖8可知，空氣流動呈現(xiàn)中心快四周慢的態(tài)勢，根據(jù)流線和切片顏色判斷，內(nèi)部流場為層流，只有在接近出入口的地方有較小的旋流。當(dāng)流場為層流時，熱管壁面周圍空氣溫度較低，距離熱管壁越遠，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。

圖7 風(fēng)箱溫度分布

圖8 風(fēng)箱流場分布

將實驗數(shù)據(jù)和數(shù)值模擬結(jié)果進行對比分析，模擬結(jié)果顯示，在進風(fēng)溫度設(shè)置為40 ℃時，空調(diào)送風(fēng)口平均溫度為29.35 ℃。從實驗數(shù)據(jù)來看，當(dāng)控制進風(fēng)溫度為40 ℃時，測溫儀顯示送風(fēng)溫度為28 ℃。根據(jù)有關(guān)文獻可知[16]，當(dāng)兩者的相對誤差在5%以內(nèi)時，可以確認數(shù)值模擬模型的可靠性。因此，可以認為該模型能夠有效模擬制冷機的工作狀態(tài)。

實驗數(shù)據(jù)顯示，隨著進風(fēng)溫度的改變，制冷量和能效比隨之不斷變化。制冷機的高效工作區(qū)間為50～75 ℃，運行時的最高能效比可達2.5。模擬結(jié)果顯示，空氣在風(fēng)箱內(nèi)流動時，空氣低溫部分逐漸增多。溫度呈層狀分布，主流為層流，只在邊緣區(qū)域有較小的旋流，致使熱管與空氣換熱情況不佳。分析實驗數(shù)據(jù)和模擬結(jié)果可得：1)風(fēng)箱中以層流狀態(tài)為主導(dǎo)致?lián)Q熱效果不佳；2)隨著進風(fēng)溫度不斷升高，使真空箱內(nèi)水蒸氣蒸發(fā)速率提高，而真空泵無法及時將水蒸氣送出真空箱，導(dǎo)致負壓水箱真空度不足，故系統(tǒng)EER在50～75 ℃不穩(wěn)定，甚至在高于75 ℃時系統(tǒng)EER顯著下降；3)選擇低溫?zé)峁軐⑹箤?dǎo)熱液蒸發(fā)溫度降低，促進熱空氣的熱量通過熱管傳遞給真空箱。

綜上所述，空氣流動狀態(tài)、負壓水箱真空不足和熱管導(dǎo)熱液蒸發(fā)溫度等均會影響制冷機的工作性能。

5 結(jié)論

為了研究負壓水蒸發(fā)空調(diào)的可行性及工作性能，本文搭建了基于水蒸發(fā)潛熱的熱管空調(diào)系統(tǒng)實驗臺，測量30～85 ℃進風(fēng)工況下系統(tǒng)的制冷量和能效比，經(jīng)實驗測試，結(jié)合仿真模擬驗證，得到如下結(jié)論：

1)在30～50 ℃溫度區(qū)間內(nèi)，制冷量和能效比隨著工作溫度的升高而逐漸增大；在50～75 ℃達到最高工作區(qū)間，制冷量和能效比出現(xiàn)上下波動；75 ℃以后由于真空泵負壓不足導(dǎo)致制冷量和能效比下降。

2)在50～75 ℃的高效工作區(qū)間內(nèi)制冷效果較好。最大制冷量為376 W，能效比為2.5。制冷機實際應(yīng)用于30～40 ℃溫度區(qū)間時，系統(tǒng)EER為1.4，制冷量為221.6 W。該熱管空調(diào)系統(tǒng)基本達到40 ℃條件下，EER為2.1，制冷量為298 W的設(shè)計指標(biāo)。

3)實驗數(shù)據(jù)與設(shè)計指標(biāo)的制冷量和EER產(chǎn)生差異的影響因素包括：空氣流動狀態(tài)、負壓水箱真空度不足和熱管導(dǎo)熱液蒸發(fā)溫度等。

4)負壓水蒸發(fā)冷卻機組投入實際應(yīng)用中，增大真空泵抽汽量，降低熱管蒸發(fā)溫度，增強風(fēng)箱內(nèi)流場的湍流度，將是改善該裝置性能的重要途徑。