王兵振，王 葛，張 巍，劉華江，李 蒙，段云棋

（1.國家海洋技術中心，天津 300112；2.燕山大學，河北 秦皇島 066004）

小型溫差能發(fā)電裝置換熱系統(tǒng)設計與試驗

王兵振1，王 葛2，張 巍1，劉華江1，李 蒙1，段云棋1

（1.國家海洋技術中心，天津 300112；2.燕山大學，河北 秦皇島 066004）

以海洋觀測平臺溫差能供電裝置為對象，開展了小型溫差能換熱系統(tǒng)研究工作。設計了一種換熱系統(tǒng)，建立了換熱管熱傳導仿真分析模型，并通過仿真，對換熱管關鍵參數(shù)進行了優(yōu)化。在此基礎上，制作了小型溫差能發(fā)電裝置；對換熱系統(tǒng)和發(fā)電裝置進行了試驗。試驗結果表明，研制的換熱系統(tǒng)能夠在22.5℃的水環(huán)境中3 h內(nèi)完成熱能轉換，與仿真結果一致，驗證了文中設計的準確性，具有科研參考價值。

溫差能；海洋觀測；換熱器；工質

電能是限制自升降式小型海洋剖面觀測平臺作業(yè)時間的主要因素之一。利用海洋溫差能解決自升降觀測平臺的供電問題，是一種較好的技術途徑。我國南海海域溫差能資源豐富，開展小型溫差能發(fā)電技術研究，對于推動我國海洋觀測技術的發(fā)展具有重要的意義。

針對海洋觀測平臺的溫差能供電問題，近年來國內(nèi)外開展了一些研究工作，并取得了一定的成果。2010年，美國學者研制了利用溫差能供電的小型海洋剖面觀測平臺SOLO-TREC，并在夏威夷海域完成了海上試驗，在此基礎上又開發(fā)了海洋溫差電池[1]。2011年以來，國內(nèi)有關學者也在該領域開展了相關的研究工作。在海洋可再生能源專項資金支持下，國家海洋技術中心開展了小型海洋觀測平臺溫差能供電關鍵技術研究工作，研制了原理試驗樣機，并進行了試驗驗證[2]。中船重工710所開展了海洋自升降平臺溫差能驅動和發(fā)電的關鍵技術研究工作，設計了原理樣機，進行了發(fā)電性能仿真分析[3]。

在小型海洋溫差能發(fā)電技術中，換熱系統(tǒng)將海洋溫差熱能轉換為可供利用的能量，是發(fā)電裝置中的核心部分。結合小型溫差能發(fā)電裝置研制工作，設計了溫差能換熱系統(tǒng)，對換熱系統(tǒng)的關鍵技術參數(shù)進行了優(yōu)化；結合研制的溫差換熱系統(tǒng)和發(fā)電樣機，對換熱系統(tǒng)的性能進行了試驗驗證。

1 換熱系統(tǒng)設計方案

1.1 換熱系統(tǒng)技術方案

換熱系統(tǒng)由換熱管、液壓蓄能器、開關閥、單向閥和液壓傳動發(fā)電回路等部分組成。蓄能器用于儲存熱能轉換裝置輸出液壓油，公稱容量為1.0 L的蓄能器，充氣壓力為5.5 MPa。2個單向閥用于控制液壓油的流向。開關閥用于控制液壓傳動和發(fā)電回路的工作。換熱系統(tǒng)中的換熱管數(shù)量為6根。系統(tǒng)的原理如圖1所示。

圖1 換熱系統(tǒng)原理圖

在工作過程中，當樣機和換熱管位于深層海水中時，海水溫度低于相變溫度，工質發(fā)生液態(tài)至固態(tài)的相變，體積縮??；換熱管中形成低壓，液壓油在外部壓力作用下進入換熱器中。而當樣機和換熱管位于表層海水中時，海水溫度高于相變溫度，工質發(fā)生固態(tài)至液態(tài)相變，體積擴大；換熱管中工質擠壓內(nèi)部的液壓油，并克服蓄能器壓力阻力，將液壓油排入到蓄能器中。

蓄能器中的液壓油在閥件的控制下，可驅動液壓馬達轉動，液壓馬達帶動發(fā)電機發(fā)電。發(fā)電機功率為200 W，液壓馬達為軸向柱塞馬達，排量為12.5 mL/r。

1.2 換熱管結構

換熱管的機械結構如圖2所示。換熱管為細長圓柱形結構，主要包括外殼體、內(nèi)部橡膠管、底部封堵、頂部封堵等部分。在換熱管外殼與橡膠管之間填充換熱工質，在橡膠管內(nèi)部充滿液壓油。橡膠管內(nèi)的液壓油通過頂部封堵上的小孔與液壓蓄能回路連通。

圖2 換熱管結構設計方案

換熱管端部設置了M36×2的螺紋，用于換熱管與樣機主殼體過孔零件的連接和固定。橡膠管的材料為耐油橡膠，外徑為?15 mm，壁厚為1.5 mm。換熱管外殼體的材料為鋁合金6061-T6，由3個部分焊接到一起。換熱管長度L遠大于殼體外徑D。

在小型海洋溫差能利用領域，普遍采用石蠟等有機類相變儲能材料作為熱能轉換工質。石蠟具有相變潛熱大、相變溫度范圍廣、沒有過冷現(xiàn)象、化學穩(wěn)定性好等優(yōu)點；其相變體積膨脹率較高，適合用來制作溫差能換熱系統(tǒng)的工作介質。但石蠟類材料的導熱性能較差，其熱傳導系數(shù)很低。我國南海海域表層海水的溫度一般在25～30℃，500 m深海水溫度一般在10℃左右，因此工質相變溫度必須在17℃左右。在工質選擇方面，有關學者開展了大量的研究工作，提出了三元復合相變材料、正十六烷、十六號凝膠等多種方案[4-5]。在本方案中，選用正十六烷作為換熱工質，工質的物性參數(shù)如表1所示。其它相關部件的物性參數(shù)也一并在表1中給出。

表1 工質物性參數(shù)

2 換熱管優(yōu)化

2.1 換熱器傳熱性能分析和優(yōu)化

換熱管的結構對其溫差換熱特性有較大的影響。換熱管的設計方案需要保證工質在預定的時間內(nèi)完成相變；同時要保證一定的結構強度，使其能夠承受較大的內(nèi)、外壓力。對于自升降式小型海洋剖面運動平臺來說，當平臺在深水層停留時不會受到人為干擾以及極端海況的影響，相對較為安全，可以停留較長的時間。在深水區(qū)停留階段，允許換熱系統(tǒng)有較慢的換熱速度，在較長的時間內(nèi)完成冷海水環(huán)境下工質的“液態(tài)-固態(tài)”相變。但對于平臺位于海水表面的情況則相反，要求換熱系統(tǒng)盡快完成熱交換和“固態(tài)-液態(tài)”相變。因此，對于換熱系統(tǒng)的溫差換熱特性來說，應重點考慮熱海水環(huán)境下的相變速度問題。

對于設計的換熱器來說，外殼體內(nèi)壁與內(nèi)部橡膠管之間充滿了工質。工質與海水間主要通過鋁合金外殼管壁進行熱交換。由于換熱器截面為圓環(huán)形式結構，在換熱相變過程中最外層的工質最先溶化，然后相變界面逐漸向內(nèi)層工質移動，直至工質完全溶化。換熱器工質層的厚度決定著換熱過程的時長，換熱管外殼體內(nèi)孔直徑等于工質外形的外徑。因此換熱管內(nèi)壁直徑d對于換熱系統(tǒng)的換熱特性具有重大影響。

利用ANSYS分析軟件分析了不同工質外徑d（即換熱管內(nèi)壁直徑）對相變速度的影響。在分析過程中，采取以下假定條件：

（1）由于換熱管為細長結構，忽略換熱過程中換熱管兩端軸向導熱；

（2）由于鋁合金的導熱系數(shù)遠大于工質，換熱過程中忽略鋁合金外殼體熱阻的影響；

（3）在材料溶化過程中，忽略液態(tài)工質的自然對流作用的影響。

在采取上述假定條件的基礎上，換熱管中工質的熱交換模型簡化為一個軸對稱二維熱交換模型，并可沿軸向截取一小段進行分析。建立的分析模型如圖3所示，工質層中各點至換熱管軸線的距離為R。模型采用二維4節(jié)點平面熱分析單元PLANE55劃分網(wǎng)格。

圖3 熱交換分析模型

仿真模型中，換熱管軸線部假定為絕熱條件，假定換熱管與海水間為對流換熱狀態(tài)。外壁對流換熱系數(shù)為[6]：

式中：h為外壁對流換熱系數(shù)，W/(m2·℃)；Re為雷諾數(shù)；V∞為海水相對換熱管的流速，m/s；L為管子的長度，m；Pr為普朗特數(shù)；λ為導熱系數(shù)，W/(m·℃)；ν為運動粘度，m2/s。海水的導熱系數(shù)為0.582 W/(m·℃)；普朗特數(shù)為9.52；運動粘度為1.188×10-6m/s2。換熱管的長度取1.1 m；海水相對于換熱管的速度取0.1 m/s。計算可得外壁對流換熱系數(shù)h為226.6 W/(m2·℃)。

計算過程中需要確定工質的熱焓值。選擇17.2℃作為正十六烷完全呈現(xiàn)固態(tài)的溫度點，用Ts表示；19.2℃作為正十六烷完全呈現(xiàn)液態(tài)的溫度點，用T1表示。選擇10℃為參考點，正十六烷的焓值H采用以下公式計算：

當溫度低于固態(tài)溫度點時：

當溫度在固態(tài)溫度點時：

當溫度在固態(tài)和液態(tài)溫度之間：

當溫度在液態(tài)溫度點時：

當溫度在液態(tài)溫度點以上：

式中：T為溫度；T0為參考溫度；ρ為工質的密度；Cs為工質的固態(tài)比熱；C1為工質的液態(tài)比熱；Cavg為工質的平均比熱；Ceq為工質固液相變時的等效比熱；Lq為工質的潛熱。

正十六烷的焓值的計算結果如表2所示。

表2 工質的焓值

假定換熱管在10℃的深層海水中充分冷卻；然后，將換熱管置于25℃的海水環(huán)境中進行熱交換。利用建立的仿真模型，分析了不同外徑的工質的熱交換和相變情況。共計考察了直徑從25～55 mm間6種不同的情況。工質內(nèi)壁（與橡膠管接觸位置）溫度變化情況的計算結果如圖4所示。圖中，橫軸為時間，min；縱軸為工質內(nèi)壁的溫度，℃；曲線標示中的數(shù)值代表工質的外徑（也即換熱管內(nèi)壁直徑），mm。

由圖4可知：工質完成相變的時間隨工質外徑的增大而增大。在置于25℃海水環(huán)境后約30 min，外徑25 mm方案的工質內(nèi)壁的溫度超過19.2℃，工質全部完成了相變；外徑32 mm的工質的內(nèi)壁溫度約在90 min達到了19.2℃，全部完成固液相變；外徑40 mm工質的內(nèi)壁溫度約在170 min時達到了19.2℃，全部完成固液相變；外徑45 mm的工質的內(nèi)壁溫度約在240 min時才達到了19.2℃，全部完成固液相變；外徑48 mm的工質的內(nèi)壁溫度約在280 min時才達到了19.2℃，全部完成固液相變；而外徑為55 mm的工質的內(nèi)壁溫度在歷時325 min時僅達到18.3℃左右，未能全部實現(xiàn)相變。

圖4 工質內(nèi)壁溫度變化

進一步考察外徑55 mm方案的相變情況，換熱325 min后工質中溫度沿徑向方向的分布情況如圖5所示。圖中，橫軸為工質截面的徑向尺寸，mm；縱軸為工質的溫度，℃。

由圖5可知，工質層溫度分布呈現(xiàn)外部高、內(nèi)壁低的狀況；換熱325 min后R為7.5～13.4 mm范圍的工質層中的溫度在18.3～19.2℃，說明這部分工質仍處于固-液相變的過渡狀態(tài)，并未完全進入液體狀態(tài)。

圖5 工質截面溫度徑向分布情況

根據(jù)傳熱分析結果可知，工質層外壁直徑為25 mm和32 mm的兩種方案換熱性能較佳，都能夠在25℃的環(huán)境中，2.0 h左右完成“固態(tài)-液態(tài)”相變。但工質層外壁直徑32 mm的方案的工質截面圓環(huán)的面積約為25 mm的方案的2倍；對于容納同樣數(shù)量的工質來說，32 mm方案可以大大縮短換熱管的長度。因此，選用工質層外徑為32 mm的技術方案作為最終換熱管的技術方案，也即換熱管殼體內(nèi)徑為32 mm。

2.2 換熱器殼體外徑設計

換熱管殼體外徑參考液壓缸壁厚設計方法，計算公式為：

式中：δ為外殼體的壁厚，mm；P為最大工作壓力，MPa；d為換熱管外殼體內(nèi)徑，mm；σ為材料許用應力，MPa。鋁合金6061-T6的非比例伸長應力240 MPa，安全系數(shù)取3.5，則σ為68.57 MPa。換熱管最高工作壓力設定為15 MPa，則由式（10）可得換熱管的最小壁厚為3.36 mm，換熱管外徑的最小值為38.72 mm。將換熱管外徑圓整為40 mm。

3 換熱器性能試驗驗證

在換熱性能仿真分析的基礎上，研制了換熱器及小型溫差發(fā)電裝置。整個換熱器由6根換熱管組成，每根換熱管內(nèi)裝有680 mL的工質，換熱管和樣機如圖6所示。2015年5月，在千島湖對樣機進行了溫差換熱和發(fā)電試驗，試驗現(xiàn)場情況如圖7所示。試驗過程為：將樣機放置在60 m水深處19 h，該深度水溫約為11℃；然后樣機上浮至水面，在水面停留約7 h，表層湖水的溫度約為22.5℃。

圖6 換熱器和樣機

圖7 樣機湖試現(xiàn)場

由于工質被封裝在換熱管中，在湖試驗過程中無法直接觀測工質的溫差換熱和相變過程，但可以通過換熱系統(tǒng)液壓壓力的變化情況來間接判斷工質的相變過程。在高溫環(huán)境下，經(jīng)過充分冷卻的工質會發(fā)生“固-液”相變，在相變的過程中會產(chǎn)生體積膨脹，并向換熱系統(tǒng)的蓄能器中排入液壓油，蓄能系統(tǒng)的液壓壓力相應地會不斷提高；當工質的“固-液”相變結束后，液壓系統(tǒng)的壓力將會停止增長。

對換熱系統(tǒng)的換熱過程進行了仿真，仿真模型對稱軸處仍為絕熱邊界條件，外壁對流換熱系數(shù)按淡水參數(shù)計算。22℃淡水的物性參數(shù)為：導熱系數(shù)為0.603 W/(m·℃)，運動粘度為9.658e-7 m/s2，普朗特數(shù)Pr為6.7。將相關參數(shù)代入（1）～（2）式，可得到淡水環(huán)境下的外壁對流換熱系數(shù)h為231.6W/(m2·℃)。

湖水環(huán)境中，換熱過程中工質層中各節(jié)點的溫度變化情況的計算結果如圖8所示。圖中，橫軸為樣機被置入表層水中的時間，min；縱軸為工質層各點溫度。圖中曲線標示中的數(shù)字代表工質中各節(jié)點至換熱管軸線的距離R，R=7.5 mm的節(jié)點位于工質層的最內(nèi)側。由圖可知，工質最內(nèi)側的溫度約在換熱后140 min后達到19.2℃。仿真結果表明湖試條件下，樣機的換熱系統(tǒng)的換熱相變時間約為140 min。

圖8 工質各點溫度變化

假定工質在19.2℃完全轉化為液態(tài)。利用工質中各節(jié)點溫度變化曲線，可以確定各點達到液態(tài)的時間，從而可以確定各個時刻工質中液態(tài)工質的體積，以及換熱系統(tǒng)向液壓蓄能系統(tǒng)排入液壓油的情況：

式中：Vl(t)為t時刻液態(tài)工質的體積，mL；R(t)為t時刻相變界面至換熱管軸線的距離，mm；Va為工質的體積，mL；dV(t)為t時刻換熱管向液壓蓄能器排入的液壓油量，mL；δ為工質的相變體積膨脹率，取9.3%。

根據(jù)換熱管排油情況，可得到液壓蓄能器壓力變化情況：

式中：P為液壓蓄能器壓力，MPa；P0為蓄能器充氣壓力，MPa；V0為蓄能器的工稱容量，mL。

計算了液壓蓄能器輸入端測壓點的壓力變化情況，計算結果如圖9所示。由圖可知，換熱管在吸收熱能的同時，向蓄能器中排入液壓油，蓄能器輸入端測壓點的壓力迅速增加，然后以相對較慢的速度增加，壓力增長的時間約為140 min，液壓系統(tǒng)的壓力最終達8.8 MPa。

圖9 液壓系統(tǒng)壓力變化仿真結果

實際試驗過程中，在進行水表面換熱的前后一段期間內(nèi)，樣機所處環(huán)境的水溫和液壓系統(tǒng)壓力變化情況如圖10所示。圖中，橫軸為時間，min；右側縱軸為水溫，℃；左側縱軸為液壓蓄能器輸入端測壓點的壓力，MPa。由于僅截取了樣機位于深層水中的部分時間，因此圖中低溫段時間僅有158 min。由試驗結果可見，液壓系統(tǒng)的壓力建立的較快，然后以相對較慢的速度增長，最終穩(wěn)定在8.1 MPa左右；圖中樣機進入22.5℃表層水中的時刻約為158 min，而液壓系統(tǒng)壓力變得平穩(wěn)時的時刻約為310 min，說明實際熱交換過程中的固液相變時間約為152 min。

對比湖試試驗結果與仿真結果，在溫差換熱相變時間和蓄能壓力變化范圍等2個方面均比較一致，說明設計方案達到了預期，仿真計算結果較為合理。但實際壓力變化情況與仿真結果也存在一定的差異：在湖試過程中，蓄能器壓力先是小幅緩慢增大，在換熱開始42 min后才開始迅速增大，與仿真結果相比有一定的滯后。造成這種差異的原因主要有兩點：

圖10 湖試水溫和蓄能壓力變化情況

（1）換熱系統(tǒng)工作阻力影響。溫水環(huán)境換熱的起始階段，工質層最外側首先開始溶化，而大部分工質依然為固態(tài)，外側液態(tài)工質需要克服固態(tài)工質的阻力，才能擠壓和輸出內(nèi)部液壓油；另外，蓄能器輸入端單向閥的啟動壓力為0.2 MPa，也會對換熱管輸出液壓油產(chǎn)生阻礙作用。這些工作阻力會延遲蓄能器壓力提高。

（2）換熱管中可能存在微量的氣泡。這些微量氣泡在工質相變過程中會對工質的體積變化產(chǎn)生較大的影響，同樣會造輸出液壓油滯后的現(xiàn)象。

4 結論

小型溫差能發(fā)電技術對于提高自升降式海洋剖面觀測平臺的性能具有重要的意義，小型化的換熱系統(tǒng)是小型溫差能發(fā)電裝置的關鍵環(huán)節(jié)。結合小型溫差發(fā)電裝置的研制工作，設計了小型溫差能換熱裝置，對換熱裝置的換熱相變性能進行了仿真分析和試驗驗證，研制的換熱系統(tǒng)符合要求。研究結果表明：

（1）在表層水中的換熱速度是換熱系統(tǒng)的一個重要性能，換熱管的結構對換熱速度有重要的影響。在鋁合金換熱管中心設置液壓油管，且將工質填充于換熱管與內(nèi)部油管之間的結構形式是一種可行的技術方案，但換熱管的內(nèi)壁直徑不宜過大。

（2）對于小型溫差能發(fā)電裝置中的細長圓柱形換熱管結構，可以利用簡化后的二維傳熱模型進行熱交換仿真模擬。

[1]The seatrec TRECbattery[EB/OL].http://www.seatrec.com/technology.html.

[2]王兵振,王錳,張巍,等.小型海洋觀測平臺溫差發(fā)電技術研究與驗證[J].海洋技術學報,2015,34(06):78-82.

[3]田振華,周友援,柳軍飛.海洋溫差能發(fā)電自升降平臺系統(tǒng)建模與仿真[J].四川兵工學報,2014,35(01):31-33.

[4]李國道.石蠟基低溫固液相變傳熱工質及其換熱特性研究[D].秦皇島:燕山大學,2013.

[5]楊海.水下熱滑翔機的溫差能熱機性能與運動控制研究[D].上海:上海交通大學,2010.

[6]孔巧玲.利用海洋溫差能的水下熱滑翔機相變過程和動力性能研究[D].上海:上海交通大學,2012.

Design and Testing of the Heat Exchange System for Small Ocean Thermal Energy Power Devices

WANG Bing-zhen1,WANG Ge2,ZHANG Wei1,LIU Hua-jiang1,LI Meng1,DUAN Yun-qi1
1.National Ocean Technology Center,Tianjin 300112,China;
2.Yanshan University,Qinhuangdao 066004,Hebei Province,China

Aiming at the power supply system of ocean observation devices,this paper carries out research on the technology used for small ocean heat exchangers.A heat exchanger device is designed and the heat conduction simulation model is established in this paper.The key technical parameters of the exchanger tube are optimized by using of the simulation model.On the basis of design,a small-scale thermal energy power device is fabricated,and the heat exchange system has gone through testing and verification.The test results show that the developed heat exchange system can accomplish the thermal energy conversion in 3 hours under the water environment of 22.5 degrees centigrade.

ocean thermal energy;ocean observation;heat exchanger;working mediums

P743.4

A

1003-2029（2017）04-0047-06

10.3969/j.issn.1003-2029.2017.04.009

2017-02-09

海洋可再生能源專項資金資助項目(GHME2011GD03);國家海洋技術中心科技創(chuàng)新基金資助項目(Y31600472)

王兵振（1972-），男，博士，主要從事海洋能開發(fā)利用技術研究。E-mail:wang_bingzhen@163.com