許 超，張昌建，羅景輝，劉小溪，張潔雄

(1.中煤地華盛水文地質(zhì)勘察有限公司，河北 邯鄲 056004；2.河北工程大學(xué)，河北 邯鄲 056000)

煤礦井筒防凍、建筑供暖以及洗浴熱水都需要用熱，這些熱量是由礦井排風(fēng)和礦井排水余熱通過熱泵提供的，但有些煤礦礦井排水量小制約了該項(xiàng)技術(shù)的推廣應(yīng)用，本文提出利用礦井水轉(zhuǎn)化為冰的潛熱作為熱泵低溫?zé)嵩吹乃悸?，礦井水成為非常規(guī)水，非常規(guī)水源熱泵技術(shù)是今后水源熱泵發(fā)展的重點(diǎn)之一[1]，在研究污水源熱泵和地表水源熱泵兩類非常規(guī)水源熱泵的國內(nèi)外應(yīng)用與研究現(xiàn)狀的基礎(chǔ)[2-4]上，提出了利用非常規(guī)水源的凝固潛熱作為熱泵的低溫?zé)嵩唇鉀Q煤礦工業(yè)生產(chǎn)中供暖問題。1kg非常規(guī)水凝固成冰所釋放的熱量是336kJ，1kg水溫度每降低1℃所釋放的熱量是4.2kJ，1kg水凝固成冰所釋放的熱量相當(dāng)于1kg水從80℃降到0℃所釋放的熱量，非常規(guī)水源中蘊(yùn)含的巨大凝固潛熱。本文研究了套管式相變凝固換熱裝置，對該裝置與熱泵系統(tǒng)耦合運(yùn)行換熱特性進(jìn)行了研究，驗(yàn)證其理論與方法的正確性，將不可以直接利用的地表水、城市污水納入水源熱泵的低位冷熱源范圍內(nèi)，極大地拓寬了熱泵技術(shù)為建筑物供熱、空調(diào)的應(yīng)用范圍。

1 實(shí)驗(yàn)原理與工藝

套管相變凝固換熱裝置與熱泵供暖系統(tǒng)耦合，工作原理是采用水結(jié)成冰釋放出來的熱能作為熱泵的低溫?zé)嵩矗瑢⑨尫诺牡推肺粺崮苻D(zhuǎn)變?yōu)楦咂肺粺崮躘5-7]。系統(tǒng)工藝主要包括三個(gè)循環(huán)。熱源側(cè)取熱系統(tǒng)循環(huán)：蒸發(fā)器—套管式相變凝固換熱裝置—循環(huán)水泵—蒸發(fā)器，此過程套管式相變凝固換熱裝置提取非常規(guī)水的潛熱；制冷劑系統(tǒng)循環(huán)：蒸發(fā)器—壓縮機(jī)—冷凝器—膨脹閥—蒸發(fā)器；此過程中叫等溫蒸發(fā)，蒸發(fā)器工質(zhì)吸收熱能，由液態(tài)變成氣態(tài)；在壓縮機(jī)作用下變成高溫、高壓氣體，此過程叫絕熱壓縮過程，高溫、高壓氣體進(jìn)入冷凝器后，釋放出熱能，此過程叫等溫冷凝，進(jìn)入膨脹閥后，液態(tài)的工質(zhì)在進(jìn)入蒸發(fā)器，此過程叫絕熱膨脹過程；用戶端循環(huán)：冷凝器—循環(huán)泵—末端空氣換熱器—冷凝器[8-11]。系統(tǒng)原理與工藝如圖1所示。

圖1 系統(tǒng)原理與工藝

2 實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)

2.1 實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)組成

該系統(tǒng)為套管相變凝固換熱裝置與熱泵供暖系統(tǒng)，實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)由五部分組成：①熱源側(cè)取熱系統(tǒng)，包括套管相變凝固換熱裝置、循環(huán)水泵、及管路系統(tǒng)；②低溫相變熱泵系統(tǒng)，包括蒸發(fā)器、壓縮機(jī)、冷凝器、膨脹閥、干燥器、液示鏡及連接銅管；③用戶端系統(tǒng)，末端空氣加熱器、循環(huán)水泵及管路系統(tǒng)；④輔助系統(tǒng)，融冰系統(tǒng)、取冰裝置、運(yùn)冰及儲(chǔ)冰系統(tǒng)；⑤控制與測試系統(tǒng)。

2.2 實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)原理

冷水箱裝滿非常規(guī)水，水箱的水通過換熱管將凝固潛熱傳給管程內(nèi)冷媒水(乙二醇)，冷媒水在管程為封閉狀態(tài)，冷媒水從下部進(jìn)入換熱管，吸收水箱傳出凝固潛熱后從管頂進(jìn)入D15mm套裝管，從換熱裝置下面的冷媒水回水管流出，完成能量的交換。

2.3 實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)各部分技術(shù)參數(shù)

實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)各部分技術(shù)參數(shù)見表1。

表1 技術(shù)參數(shù)

套管相變凝固換熱裝置與壓縮機(jī)相耦合，設(shè)計(jì)換熱功率為16kW，套管式水-冰相變凝固換熱裝置主體由冷水箱1.5m×1.5m×1.2m，內(nèi)裝有81根D48mm×3.5mm的換熱管子套裝D15mm的管子組成，每根1m，有效換熱面積為12m2。

3 實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)的測試與數(shù)據(jù)分析

3.1 實(shí)驗(yàn)平臺(tái)的搭建及測試內(nèi)容

根據(jù)以上參數(shù)的選擇，搭建了實(shí)驗(yàn)平臺(tái)，在相應(yīng)的位置安裝了測試儀表。搭建的熱泵系統(tǒng)與換熱裝置實(shí)物如圖2—圖4所示。

圖2 熱泵系統(tǒng)實(shí)物

圖3 套管式換熱裝置實(shí)物

圖4 套管式換熱裝置正面

測試內(nèi)容：壓縮機(jī)電功率；蒸發(fā)器、冷凝器進(jìn)出口壓力；蒸發(fā)器、冷凝器進(jìn)出口溫度；蒸發(fā)器、冷凝器進(jìn)出口流量。根據(jù)這些測試參數(shù)進(jìn)行分析，測試不同工況下的系統(tǒng)性能。

3.2 實(shí)驗(yàn)測試儀器

測試儀器參數(shù)見表2。

表2 儀器參數(shù)

3.3 測試實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)的分析

系統(tǒng)參數(shù)的表示：蒸發(fā)器進(jìn)、出水溫度為t1、

t2；冷凝器進(jìn)、出水溫度為t3、t4；蒸發(fā)器氟端進(jìn)、出溫度為t5、t6；冷媒器氟端進(jìn)、出溫度為t7、t8，蒸發(fā)器進(jìn)、出溫差△t1；冷凝器進(jìn)、出溫差△t2；蒸發(fā)器進(jìn)、出口端焓為h3、h4；冷凝器進(jìn)、出口端焓為h1、h2；蒸發(fā)壓力為P0，冷凝壓力為P1；蒸發(fā)器端熱量為Q蒸、冷凝器端熱量為Q冷、kp為傳熱系數(shù)；HF為換熱面積；N為壓縮機(jī)電功率；L蒸、L冷為蒸發(fā)端、冷凝端的水泵流量。

水箱內(nèi)的換熱在壁面，溫度在0℃以上，主要是顯熱換熱，不再分析；主要測試水在凝固換熱、冷媒水溫度[12-14]在-0.9～-6℃，各種工況下參數(shù)的變化情況，測得套管式凝固換熱狀態(tài)的換熱特性[15-18]，低溫?zé)岜孟到y(tǒng)內(nèi)壓縮機(jī)-冷凝器-膨脹閥-蒸發(fā)器工質(zhì)R410a能量轉(zhuǎn)化規(guī)律[19，20]，用戶側(cè)得到的熱能。通過改變流量、壓縮機(jī)功率、測得系統(tǒng)的COP，套管式凝固換熱狀態(tài)的換熱量的大小。

根據(jù)能量守恒定律，能量方程計(jì)算的公式如下：

Q=kp×HF×Δt

(1)

Q蒸=1.163×L蒸(t1-t2)=1.163×L蒸Δt1

(2)

Q冷=1.163×L冷(t3-t4)=1.163×L冷Δt2

(3)

式中，Q為熱量，kW；k為傳熱系數(shù)，W/(m2·K)；H為換熱面積，m2；L為流量，m3/h。

計(jì)算COP的方程為：

式中，h為焓，kJ/kg。

2022年5月15—17日進(jìn)行3d的實(shí)驗(yàn)，系統(tǒng)測試的各項(xiàng)參數(shù)見表3。

表3 三種不同工況下各測試參數(shù)

根據(jù)以上方程、圖表計(jì)算：

工況1：2022年5月15日，壓縮機(jī)功率為5.774kW，蒸發(fā)側(cè)平均流量7.03m3/h，冷凝側(cè)為平均流量8.2m3/h，換熱面積9m2，按氟循環(huán)計(jì)算的COP為3.71；按蒸發(fā)器端水循環(huán)計(jì)算，COP蒸為3.26；按冷凝器端水循環(huán)計(jì)算COP為3.40，誤差為4.3%。

工況2：2022年5月16日，壓縮機(jī)功率為5.718kW，蒸發(fā)側(cè)平均流量6.19m3/h；冷凝側(cè)為平均流量6.02m3/h，換熱面積9m2，按氟循環(huán)計(jì)算的COP氟為3.55，按蒸發(fā)器端水循環(huán)計(jì)算，COP蒸為3.34；按冷凝器端水循環(huán)計(jì)算COP冷為3.29，誤差為4%。

工況3：2022年5月17日，壓縮機(jī)功率為5.467kW，蒸發(fā)側(cè)平均流量9m3/h，冷凝側(cè)為平均流量12.33m3/h，換熱面積9m2，按氟循環(huán)計(jì)算的COP氟為3.63，按蒸發(fā)器端水循環(huán)計(jì)算，COP蒸為3.24，按冷凝器端水循環(huán)計(jì)算COP冷為3.57，誤差為9.2%。

系統(tǒng)在相變凝固換熱時(shí)氟系統(tǒng)的的COP大于冷凝側(cè)的COP，冷凝側(cè)的COP大于蒸發(fā)側(cè)的COP，COP氟(3.71～3.55)>COP冷(3.57～3.29)>COP蒸(3.34～3.24)，通過表3來分析COP變化的原因。

工況1情況下熱泵系統(tǒng)運(yùn)行的壓力、溫度、熱量變化參數(shù)如圖5所示。

圖5 熱泵系統(tǒng)運(yùn)行

圖5中1-2-3-4-5-1為理想狀態(tài)下的循環(huán)過程，A-B-C-2-E-F-G-A為實(shí)際工況1下的循環(huán)過程。

A-B為壓縮機(jī)吸氣通道與缸體加熱過程，熱損失在氟系統(tǒng)、冷凝系統(tǒng)。

B-C是壓縮實(shí)際的氣體多變的壓縮過程，熱損失在氟系統(tǒng)、冷凝系統(tǒng)。

C-2是氣體流過排氣閥與排氣通道的阻力損失過程，熱損失在氟系統(tǒng)、冷凝系統(tǒng)。

2-E是排氣管、液流管有流動(dòng)阻力的換熱過程，這部分流動(dòng)熱損失在冷凝系統(tǒng)、壓力有2.52MPa降至0.86Pa。溫度由78.8℃降至40.1℃，溫差38.7℃。

E-F是膨脹閥從外界吸熱的節(jié)流、氣化吸熱過程過程，熱損失在蒸發(fā)系統(tǒng)，壓力有2.42MPa降至0.86Pa。溫度由40.1℃降至2.1℃，溫差38℃。

F-G是蒸發(fā)器與吸氣管有流動(dòng)阻力的吸熱過程，熱損失在蒸發(fā)系統(tǒng)，壓力有0.86MPa降至0.61Pa。溫度由2.1℃降至-6.4℃，溫差8.5℃。

G-A是蒸發(fā)器至壓縮機(jī)吸氣口之間有壓力損失的溫升過程。

由上述的循環(huán)[5]中發(fā)現(xiàn)，系統(tǒng)在運(yùn)行中熱損失，在A-B-C-2段，氟系統(tǒng)、冷凝系統(tǒng)相同，在2-E只有冷凝系統(tǒng)有熱損失，氟系統(tǒng)沒有熱損失，這是COP氟系統(tǒng)比冷凝系統(tǒng)大的原因。2-E-F-G-A段，熱損失在蒸發(fā)系統(tǒng)，蒸發(fā)系統(tǒng)的溫差為46.5℃，冷凝系統(tǒng)的溫差為38.7℃，說明蒸發(fā)系統(tǒng)的熱損失比冷凝系統(tǒng)熱損失要大，冷凝系統(tǒng)COP比蒸發(fā)系統(tǒng)COP大。選擇COP的時(shí)候一般以用戶獲得的熱能計(jì)算，取冷凝系統(tǒng)的COP，系統(tǒng)COP為(3.57～3.29)，定量計(jì)算需做進(jìn)一步的研究。

熱泵功率5.467kW，蒸發(fā)側(cè)平均流量9m3/h；冷凝側(cè)平均流量12.33m3/h，套管式相變凝固換熱系統(tǒng)的各種參數(shù)變化見表4。不同結(jié)冰厚度條件下溫度換熱系數(shù)變化如圖6所示，不同結(jié)冰厚度條件下溫度換熱量變化如圖7所示。

表4 不同結(jié)冰厚度下各測試參數(shù)變化

由表4分析：結(jié)冰厚度在0～10mm時(shí)，換熱系數(shù)變化顯著，10～30mm變化平緩，傳熱系統(tǒng)隨著厚度增加越來越小，結(jié)冰厚度在25mm厚時(shí)，傳熱系數(shù)為308W/(m2·K)，結(jié)冰厚度在30mm厚時(shí)，傳熱系數(shù)為285W/(m2·K)。本次設(shè)計(jì)取300W/(m2·K)，平均溫差按5℃計(jì)算，實(shí)際換熱量為18kW，能夠滿足16kW的取熱需求。

圖6 不同結(jié)冰厚度條件下溫度換熱系數(shù)變化

圖7 不同結(jié)冰厚度條件下溫度換熱量變化

4 結(jié) 論

1)系統(tǒng)在相變凝固換熱時(shí)氟系統(tǒng)的COP大于冷凝側(cè)的COP，冷凝側(cè)的COP大于蒸發(fā)側(cè)的COP，COP按冷凝側(cè)計(jì)算，在結(jié)冰厚度10～30mm內(nèi)COP在3.29～3.57之間變化。隨著結(jié)冰厚度的增加，系統(tǒng)的取熱量、用戶端的用熱量都在減少，COP都在降低。

2)在開始階段，凝固換熱系數(shù)巨大，隨著厚度增加，換熱系數(shù)變化幅度減少，在結(jié)冰厚度在1～30mm時(shí)，換熱系數(shù)由520W/(m2·K)下降至285W/(m2·K)，可根據(jù)這一數(shù)值，確定換熱器的參數(shù)。

3)套管式相變凝固換熱裝置實(shí)際換熱量為18kW，高于初始設(shè)計(jì)16kW的預(yù)期，系統(tǒng)運(yùn)行穩(wěn)定。