基于水蒸发潜热的热管空调设计与性能研究

2021-04-17赵金辉布一凡吴天祺张力隽

制冷学报 2021年2期

赵金辉布一凡吴天祺张力隽

(1 郑州大学化工学院郑州 450000；2 中国石油化工股份有限公司洛阳分公司洛阳 471000)

目前一些制冷机组中采用的氟利昂制冷剂会破坏臭氧层，而新的制冷剂替代技术正在发展，国内外正积极开展自然工质作为制冷剂的应用研究[1]。水是一种自然工质，作为制冷剂不仅成本低、易获得，而且对环境友好，可采用蒸发冷却技术使水大量蒸发达到制冷的效果。

蒸发冷却是一种节能环保的制冷方式，国内外学者进行了大量研究。杨建坤等[2]对蒸发冷却空调房间的气流组织进行了数值模拟，指出蒸发冷却空调器满足人体热舒适性的调节要求。郑宗达等[3]实验验证了通过数值模拟测试蒸发冷却空调工作性能的可行性。郭新川等[4]研究了壁面润湿率、蒸发换热部分的长度、流体速度、环境湿度及蒸发率等因素对冷却效果的影响。张龙爱等[5-6]对间接蒸发冷却换热器进行温度场、流场模拟，结果表明空气风速及入口干球温度对冷却效率影响很大。F.Fakhrabadi等[7]介绍了一种间接蒸发冷却回热式热交换器的优化设计方法。王晓杰等[8]提出在热管冷凝端外部包裹吸水性材料并进行喷淋，可提高传热效率。热管式间接蒸发冷却空调机组多以液氨等为制冷剂。

在蒸发冷却空调的应用方面，吉仕福等[9]将间接蒸发冷却用于空调新风预冷，结果表明间接蒸发冷却虽然制冷量较少，但在新风预冷方面有很大潜力。张建中[10]通过间接蒸发的方式，将蒸发制冷空调系统应用于大学生活动中心。李惟毅等[11]基于水直接蒸发制冷的原理，开发了节能蒸发制冷全新风家用空调技术。王飞等[12]开发了热管型机房空调系统，在一定程度上利用自然冷源，与传统空调相比能效显著提高。孙文超等[13]利用热管作为房间内部和外界空气的换热器，高效利用自然冷源，控制房间内部温度。Deng Dong等[14]利用热管开发了一种换热器，将液化天然气蒸发时产生的冷量转移至汽车的空调系统。邢永杰等[15]分析了蒸发冷却技术应用于空调中的各种形式和节能效果，指出蒸发冷却技术在我国东部地区和西部地区均有着广阔的应用前景。

无论是直接蒸发还是间接蒸发均在常压下进行。水在1.7 kPa压力下的饱和温度仅为15 ℃，本文提出一种以真空泵创造低压环境，从而促进水大量蒸发制取冷量的方法，然后以热管作为换热设备，将冷量传递给空气。搭建了基于水蒸发潜热的热管空调系统实验台，测试了不同工况下制冷机的工作性能，并通过数值模拟验证，探索基于水蒸发潜热的热管空调系统运行特性。

1 设计方案

1.1 实验系统设计

该制冷空调系统实验设计流程如图1所示，外界空气经过滤和干燥后在进风管加热，通过控制风箱内的温度营造不同实验工况。热空气到风箱内部与热管换热，热管内导热液受热蒸发上升，将热量传递给真空箱内的水。真空泵为真空箱内创造低压环境，促进真空箱内水的大量蒸发，并带走水蒸气。导热液在热管上端遇冷凝结回流实现换热，轴流式风机将换热后的冷空气从送风管排出，送入房间中。为了测试样机性能，还增加了测温和加热设备。

图1 系统流程图

1.2 实验系统的组成

基于水蒸发潜热的热管空调系统如图2所示。

1压力表；2真空箱；3进风管；4干燥过滤箱；5测温仪；6风箱；7真空泵；8轴流式风机；9送风管。

由图2可知，过滤和干燥装置安装在进风管口处；进风管和送风管与风箱底部相连；热管的材质为黄铜，宽6 mm、厚3 mm、长180 mm，为重力型热管，内无吸液芯；内部导热工质为乙醇，蒸发温度为20 ℃。热管冷端在真空箱内，热端在风箱内，冷热段长度相同。真空箱上部通过橡胶管与真空泵相连，箱盖上装有真空表；轴流式风机安装在送风管口；四通道测温仪连接热电偶，设置4个测温点，实时监测实验室温度、进风温度、热管表面温度、送风温度。进风温度测点设置在进风管出口、风箱进口中心，测量进入风箱的热风温度；送风温度测点设置在风箱出口中心，测量冷却后的风温；热管表面温度测点设置在风箱侧热管的中段。

2 设计计算

设计工况：风道风速为1.8 m/s，选用功率为7 W，型号G9225HA2SL的轴流式风机；选用镀锌钢圆形风道，内径为100 mm，长度为500 mm；被冷却空气温度为40 ℃，送风温度为22 ℃；水蒸发压力为1.7 kPa。计算下列物理量：

1)冷却系统冷负荷：

Q0=qmcpΔt

(1)

qm=ρ1vaπd2/4

(2)

式中：qm为空气的质量流量，kg/s；cp为空气的定压比热，J/(kg·℃)；ρ1为空气密度，kg/m3；va为风速，m/s；d为风道直径，m。将上述参数代入计算式可得冷却系统冷负荷为298 W。

2)单位时间内水的蒸发量：

ΔM=Q0/r

(3)

式中：ΔM为水的蒸发质量流量，kg/s；r为水的蒸发潜热，kJ/kg。

在1.7 kPa压力下，水的汽化潜热r=2 465.1 kJ/kg，由式(3)可得单位时间内水的蒸发质量ΔM=0.000 12 kg/s。

根据质量流量与体积流量转换公式：

ΔV=ΔM/ρ2

(4)

式中：ΔV为水的蒸发体积流量，L/s；ρ2为水蒸气密度，kg/m3。

在1.7 kPa压力下，水蒸气的密度为0.009 7 kg/m3，则可计算得ΔV=12.3 L/s。

选用单级RM-1型真空泵。

3)热管根数：

流体横掠管道的实验关联式为：

Nu=CRenPr1/3

(5)

(6)

式中：C为修正系数；Re为雷诺数；Pr为普朗特数；u为流体速度，m/s；v为运动黏度，m2/s；l为特征长度，m。

热管为扁平式结构，空气在热管周围的流动可近似为流体横掠竖直平板，查得C=0.228；n=0.731；Pr=0.701。定性温度tm=(tw+tf)/2=31 ℃，由此可计算出Nu=100.86。

努塞尔数定义：

Nu=hl/λ

(7)

已知热管表面传热系数h=897 W/(m2·K)，设计热管冷热段长度相等，热段与空气换热，热管热段面积S=0.001 m2,根据牛顿冷却公式计算单根热管换热量：

q=hS(tw-tf)=17.44 W

(8)

所以选用热管根数N=Q0/q=17，考虑到设备的实际形状，安装热管21根。热管分3行、7列布置，横向间距为27.5 mm，纵向间距为50 mm。

根据设计工况计算得到系统EER为2.1，制冷量为298 W。

3 实验分析

为测试制冷机能否达到设计工况下的制冷效果以及工作性能，以500 W电热管为热源来提供不同温度下的热空气，记录制冷机运行时送风温度与制冷机不运行时输出空气的温度，根据实验数据计算系统的制冷量和能效比。

热电偶测温仪测量的环境温度为21.5 ℃，实验数据记录如表1和表2所示。

表1 制冷机不运行时系统内各处温度实验数据

表2 制冷机运行时系统内各处温度实验数据(蒸发压力为0.001 7 MPa)

计算不同进风温度下的制冷量与能耗比，对比并判断其最高效工作区间。该系统的制冷量和能耗比计算式如下：

系统制冷量：

Δq=qmcp(th-tl)

(9)

系统能效比：

(10)

式中：th为制冷机运行时送风温度，℃；tl为制冷机不运行时送风温度，℃；W为制冷系统消耗功率，W。真空泵和风机作为耗功单位，其中真空泵为单极RM-1型真空泵，额定电压为220 V/50 Hz，电机功率为145 W，抽气速率为1 L/s，重量为5.5 kg，真空度为5 Pa。

真空泵向外抽取饱和水蒸气，蒸汽的状况对泵的功能有影响，而且使泵的工作状况变得不稳定。但所用真空泵结构设计已定型，工况改变并不会增加抽气量及真空度，因此在实验中假定真空泵的功耗不变。

将实验数据带入式(9)、式(10)，得到热管表面温度T2随进风温度T3的变化如图3所示，系统制冷量随进风温度的变化如图4所示，系统能耗比随进风温度的变化如图5所示。

图3 热管表面温度随进风温度的变化

图4 系统制冷量随进风温度的变化

图5 系统EER与进风温度的变化

图4和图5分别显示，当进风温度为50～75 ℃时，系统制冷量和能效比较高，系统在该温度区间为高效工作区间。根据实验数据显示，运行时能效比最高可达2.5。而30～40 ℃为制冷机实际应用温度区间，区间内制冷量和EER随着进风温度的上升而上升。进风温度达到设计温度40 ℃时，系统EER为1.4，制冷量为221.6 W。

由图3可知，热管表面温度随着进风温度的升高而升高。原因如下：1)真空泵不能及时把水仓内的水蒸气抽出，进而降低了水的蒸发速率，由热管导入水仓的热量变为水的显热，使水温升高；2)热管内导热液蒸发温度过高，该热管为重力型热管，导热液为乙醇，热管内压力为5.7 kPa，蒸发温度为20 ℃。故提高真空泵的流量，降低热管内导热液的蒸发温度，是使该系统高效工作区间左移的重要方法之一。

4 数值模拟

为了研究热管与空气的换热情况，根据实验条件建立基于水蒸发潜热的热管空调系统数学模型，进行流体传热仿真模拟。

4.1 物理模型

风箱物理模型如图6所示。热管立在一块材料为PMMA的矩形板块上，厚度与水仓底部的厚度相同，四周壁面使用的PMMA为漫反射面。热管数量为21，每根热管厚度为3 mm，宽度为6 mm，长度为90 mm。为简化模型且保持较高的模拟精度，模型尺寸按照实际尺寸进行确定，风箱长宽高分别为260、160、160 mm。左右两端为空气的进出口，截面为边长120 mm的正方形。对风箱物理模型进行网格划分，划分后的网格数量为40 775，经网格无关性验证满足计算要求。

图6 风箱物理模型

4.2 数学模型

根据热力学和流体力学，构建传热-强制对流模型。在稳定工况下，空气散热率和热管热导率相等，分别对热管和空气传热进行计算，并且耦合流场和热力场。

1)对固体传热，由热力学定律，可得控制方程：

(11)

2)对流体传热，可得控制方程：

(12)

式中：Qp为压力功，W/m。

3)对空气流动，由流体力学，可得控制方程：

(13)

式中：p为流体应力张量，Pa；I为变形张量，Pa；F为流体的体积力，N/m3；μ为动力黏度，Pa·s。

4.3 边界条件

热力场方面，进风温度和热管表面温度分别设置为40 ℃和20 ℃，定义风箱内部空气参与导热计算。流场方面，设置送风速度为1.4 m/s，入口长度为1 m；出口压力为0，并抑制回流。采用非等温流耦合接口，耦合计算热力场和流场。

4.4 结果分析

风箱温度分布、流场分布分别如图7、图8所示。空气在风箱内流动过程中，空气温度明显降低。经计算，空气出口平均温度为29.35 ℃，由图7可知，温度分布沿热管从上至下呈层状分布，温差明显。由图8可知，空气流动呈现中心快四周慢的态势，根据流线和切片颜色判断，内部流场为层流，只有在接近出入口的地方有较小的旋流。当流场为层流时，热管壁面周围空气温度较低，距离热管壁越远，空气温度越高，而空气是热的非良性导体。层流恶化了热管与空气的传热，致使风箱内温差较大，分层明显，出口平均温度偏高。

图7 风箱温度分布

图8 风箱流场分布

将实验数据和数值模拟结果进行对比分析，模拟结果显示，在进风温度设置为40 ℃时，空调送风口平均温度为29.35 ℃。从实验数据来看，当控制进风温度为40 ℃时，测温仪显示送风温度为28 ℃。根据有关文献可知[16]，当两者的相对误差在5%以内时，可以确认数值模拟模型的可靠性。因此，可以认为该模型能够有效模拟制冷机的工作状态。

实验数据显示，随着进风温度的改变，制冷量和能效比随之不断变化。制冷机的高效工作区间为50～75 ℃，运行时的最高能效比可达2.5。模拟结果显示，空气在风箱内流动时，空气低温部分逐渐增多。温度呈层状分布，主流为层流，只在边缘区域有较小的旋流，致使热管与空气换热情况不佳。分析实验数据和模拟结果可得：1)风箱中以层流状态为主导致换热效果不佳；2)随着进风温度不断升高，使真空箱内水蒸气蒸发速率提高，而真空泵无法及时将水蒸气送出真空箱，导致负压水箱真空度不足，故系统EER在50～75 ℃不稳定，甚至在高于75 ℃时系统EER显著下降；3)选择低温热管将使导热液蒸发温度降低，促进热空气的热量通过热管传递给真空箱。

综上所述，空气流动状态、负压水箱真空不足和热管导热液蒸发温度等均会影响制冷机的工作性能。