凝固热源热泵蒸发器结冰性能数值分析

2023-11-16褚兴雨陈玉英周文和赵仝朱诗琪

能源与环境 2023年5期

褚兴雨陈玉英周文和赵仝朱诗琪

（兰州交通大学环境与市政工程学院甘肃兰州 730070）

0 引言

世界能源短缺与环境污染问题的解决，亟需清洁能源及设备的开发和利用。作为1 种节能环保的冷热源形式，热泵在暖通空调领域正得到广泛应用，其中地表水源热泵更是性能稳定、高效可靠。限于供热地区冬季地表水源温度多低于5 ℃［1］，常规地表水源热泵可利用的显热明显不足，而相比之下，巨大的地表水凝固潜热的发掘利用非常必要。

自2006 年国内学者首次提出利用水中的凝固热为建筑供暖的理念以来［2］，地表水凝固热源热泵的研究层层递进、逐渐深入，其中包括结冰规律、强化传热以及除冰方式的研究等［3-7］。但截至目前，地表水凝固热源热泵系统的凝固热提取均间接采用外置的液-水换热器［1，3］，即工质液体循环于热泵蒸发器和换热器之间，低温地表水在换热器管内纵向冲刷结冰放热，除冰方式通常使用管内刮刀，以致系统存在换热效率低、系统复杂的缺陷，且一管一刀的除冰方式限制了系统容量的提升。

鉴于上述问题，本文提出1 种直接利用热泵蒸发器提取地表水凝固热的热泵系统，即热泵蒸发器换热管内为制冷剂，管外为水及冰水混合物，同时采用间歇逆运行制冷剂的热熔方法进行管外除冰，旨在开发适于寒冷地区地表水凝固热源的热泵系统。考虑蒸发器结冰换热性能的关键作用及其复杂性，本文选取蒸发器的1 根换热管，采用数值方法对其不同运行工况参数作用换热管性能的规律进行计算分析，为凝固热蒸发器的研究提供理论依据。

1 数值模型和方法

1.1 物理模型

蒸发器单管模型的建立基于2 点：①凝固热蒸发器内换热管束对称分布，即管径、管间距均相同；②经过初步试算，进出口处的换热管管外结冰状况不理想。

考虑以上因素，本文选取单根换热管中间段为研究对象，建立如图1 所示的蒸发器单管模型，其结构参数为：管径10 mm、管间距90 mm、管长10 m。

图1 凝固热蒸发器单管模型

1.2 理论分析

为对换热过程进行理论分析，本文采用微元体模型法［8］建立如图2 所示的传热模型，并提出以下假设来简化分析过程：

图2 微元段传热模型

（1）在水结冰的过程中，忽略冰水体积的变化；

（2）水和冰的相变界面视为0 ℃且恒定不变；

（3）结冰后冰继续降温的能力有限，忽略冰块继续降温而产生的热量；

（4）蒸发器外壳与外界绝热，与周围环境无热量交换；

（5）忽略冰层和换热管的蓄热，不考虑换热铜管管壁热阻；

（6）相变过程中制冷剂的蒸发温度变化微小，故认为其蒸发温度恒定，且等于换热铜管壁面温度；

（7）对单管进行换热分析时，忽略管与管之间的影响。

水的换热量由显热量和凝固潜热量组成，对水侧建立能量方程见式（1）。

式中：Qw为水侧的换热量，W/m2；tc为冷水的温度，℃；ti为冰水相变截面温度，取0 ℃；hc为冷水侧对流换热系数，W/（m2·℃）；IPF 为水侧的含冰率；r 为水的凝固潜热，J/kg；Gw为水流量，kg/s。

1.3 网格划分及独立性考核

本文使用ICEM-CFD 软件，采用结构化网格进行网格划分，网格为六面体网格，如图3 所示。

图3 蒸发器单管模型网格划分

采用不同的网格数来对网格有效性进行考核，网格划分方案的网格数为：A 为18 万；B 为30 万；C 为52 万；D 为64 万；E 为90 万。对距蒸发器单管入口处2、4、6、8、10 m 位置进行温度监测，其结果如图4 所示，方案A、B 较C、D、E 偏差大，网格质量较差，方案C、D 和E 各监测点温度差别不大，考虑模拟计算时长，选择方案C 为本文网格划分方案。

图4 不同监测点温度分布

1.4 数值方法及边界设置

本文采用瞬态模拟的方法，开启能量方程、Realizable k-ε湍流模型和凝固融化模型，边界条件设置：进口为速度入口，出口为压力出口，壳体壁面为绝热面，换热铜管壁面为恒壁温面。

2 模拟结果与分析

本文通过改变蒸发器单管进口水流速、进口水温以及蒸发温度，研究蒸发器结冰规律及传热特性，工况设置如表1 所示。其中，工况1、2、3 中蒸发温度为变量，工况1、4、5 中进口流速为变量，工况5、6、7 中进口水温为变量。

表1 数值模拟工况设置

2.1 蒸发温度对蒸发器热工性能影响

不同蒸发温度含冰率随时间变化曲线见图5。

图5 不同蒸发温度含冰率随时间变化曲线

由图5 可知，在其他条件不变时，蒸发温度越低，含冰率越高，含冰率增长速率先增大后减小，大约20 min 后含冰率增长速率明显变慢，受此影响含冰率逐渐趋于稳定不再增加。分析其原因为20 min 前管外冰层厚度较薄，对换热效率影响较小，20 min 以后冰层达到了一定的厚度，此时导致换热效率下降，水结冰的速率减缓。

不同蒸发温度换热量随时间变化曲线见图6。

图6 不同蒸发温度换热量随时间变化曲线

从图6 可以看出，换热量的变化趋势和含冰率变化基本相同，这是由于在蒸发器换热的过程中，水的凝固潜热量大，且占主导地位。

不同蒸发温度下传热系数随时间变化曲线见图7。

图7 不同蒸发温度下传热系数随时间变化曲线

由图7 可知，在其他条件不变时，蒸发温度越高，传热系数越大。分析原因是由于蒸发温度高的情况下，管外冰层平均厚度较薄，冰层热阻小，因此传热系数大。随着时间推移传热系数的变化率逐渐减小，这是由于冰层厚度增长率逐渐减小而导致的。

30 min 后不同蒸发温度下含冰率占比见图8。

图8 不同蒸发温度下含冰率占比图

流动冰是指未附着在管壁上，随水流动的冰晶、冰浆或冰团，与水流形成冰水混合物流出蒸发器，流动冰量与管外结冰量组成了含冰量。流动冰率不会影响管壁热阻，所以理论上流动冰率占比越高越有利于凝固潜热的利用，蒸发器的性能也越好。由图8 可知，在其他条件不变时，蒸发温度越高，30 min后流动冰率占比越高。

2.2 进口水温对蒸发器热工性能影响

不同进口水温含冰率、换热量随时间变化曲线分别见图9和图10。

图9 不同进口水温含冰率随时间变化曲线

图10 不同进口水温换热量随时间变化曲线

由图9 和图10 可知，在其他条件不变时，进口水温越高，含冰率越高，换热量越大，且两者前期增长速率越快，随着时间推移，含冰率和换热量不断增加，且增加速率逐渐减小。分析上述结果产生的原因为进口水温高，与蒸发温度的温差大，传热效果好，结冰率高，换热量大，随着冰层厚度增加，换热减弱，含冰率的增长速率随之变缓。

不同进口水温传热系数随时间变化曲线见图11，不同进口水温含冰率占比见图12。

图11 不同进口水温传热系数随时间变化曲线

图12 不同进口水温含冰率占比图

由图11 可知，在其他条件不变时，进口水温越低，传热系数越大。前期3 种工况的传热系数变化率较大，9～12 min 以后，变化率下降，传热系数接近不变。分析原因为进口水温越低，含冰率越小，管外冰层厚度越薄，冰层热阻越小，因此传热系数越大。9 min 后冰层厚度增加速率变缓，传热系数变化率也随之变缓。由图12 可知，在其他条件不变时，进口水温越低，30 min 后含冰率越低，流动冰率占比越高，管外结冰率占比越低。