趙嵩穎, 王冬冬, 陳永, 陳雷

(1.吉林建筑大學市政與環(huán)境工程學院, 長春 130118; 2.吉林省典航安裝工程有限公司, 長春 130118)

風冷式熱泵機組作為常見的能源利用設備之一,具有綠色環(huán)保、運行可靠的優(yōu)點,在夏季制冷應用中發(fā)揮著重要作用。近年來,隨著溫室效應地不斷加劇,夏季環(huán)境溫度相對往年有所升高。受到室外高溫天氣的影響,熱泵機組存在出力受阻的現象,冷凝溫度伴隨室外干球溫度的增加而上升,這不但削弱了機組的散熱性能,還會增加機組運行時的電能消耗[1],因此得到了學者的廣泛關注。

徐衛(wèi)榮等[2]通過在風冷冷熱水機組空氣側增加表冷器的方式來降低系統(tǒng)能耗;Ghassem等[3]對入口前安裝有水霧預冷系統(tǒng)的空冷凝汽器進行實驗研究,得出該措施可改善局部環(huán)境溫度的結論;林阿強等[4]利用水霧比熱大和汽化焓高的特點對渦輪發(fā)動機進行仿真模擬,研究發(fā)現預冷處理可降低預冷段內的氣流溫度、大幅增加濕空氣的來流質量流量;姜玉廷[5]在燃氣輪機透平葉片中引入水霧/空氣相變冷卻原理,結果發(fā)現葉片表面溫度得到降低、換熱性能大幅提升;楊勝[6]在高溫礦井熱害治理中應用噴霧冷卻技術后,礦井降溫效果顯著,同時解決了風冷卻降溫時冷負荷不足的問題;曹玉鵬[7]利用理論研究、實驗測試與仿真模擬相結合的方法對空調冷凝器進行研究,得出在噴霧冷卻作用下,機組性能提升與室外環(huán)境溫度成正相關;Zhang等[8]對采用噴霧裝置的煤礦回風巷道進行數值模擬及實驗研究,有效解決了回風巷道內的粉塵污染問題;Elisa等[9]利用三維模型對噴霧系統(tǒng)進行模擬,研究結果表明冷卻效應隨著水流量的增加而增加,最顯著的熱降發(fā)生在靠近但不在霧周界的風向上;Montazeri等[10]對帶有空心錐形噴嘴結構的水噴霧系統(tǒng)進行數值模擬,研究結果表明溫度參數的模擬值與測量值基本相同;Kabeel等[11]對利用冷水霧的蒸發(fā)式風冷冷水機組進行實驗研究,結果表明該系統(tǒng)的節(jié)能性隨著環(huán)境溫度的增加,以及環(huán)境相對濕度和霧狀水溫度的降低而提高,在炎熱干燥地區(qū)具有可觀的應用前景。

以上研究表明,水具有比熱大、汽化潛熱高的特點,因此在降溫、除塵領域得到了廣泛應用。本文研究通過參數實測,并結合運用Fluent軟件進行仿真模擬的方式,來探究常規(guī)制冷工況下風冷式熱泵機組的散熱狀況,針對散熱過程中存在的問題提出了一種利用水蒸發(fā)冷卻的輔助散熱系統(tǒng),即通過添加不同形式的冷卻裝置進行結構優(yōu)化,旨在提高機組的散熱性能。同時,借助實驗對比分析了不同輔助裝置對機組散熱性能的影響。輔助散熱系統(tǒng)應用的有效性及可行性,可為實際工程中風冷式熱泵機組散熱性能的提升提供參考,具有良好的借鑒意義。

1 常規(guī)制冷工況參數實測

以長春市某建筑中的風冷式熱泵機組為測試對象,對機組在常規(guī)制冷工況下的進風溫度、入口風速、入口空氣濕度以及風機出口排風溫度進行實測,來研究長春地區(qū)夏季環(huán)境空氣參數對機組散熱過程的影響。選取2021年7月16—25日作為測試時間,并記錄了當時的室外天氣狀況,具體測試結果如表1所示。

表1 常規(guī)工況下機組參數實測結果Table 1 Measured results of unit parameters under conventional operating conditions

為探究常規(guī)制冷工況下機組散熱效果,選取7月18日14:40時,沿著機組V型冷凝器內側中心位置自下而上依次布置5個溫度監(jiān)測點(1為底端溫度監(jiān)測點、5為頂端溫度監(jiān)測點),監(jiān)測結果如表2所示。

表2 常規(guī)工況下機組冷凝器內側溫度監(jiān)測結果Table 2 Monitoring results of temperature inside condenser of unit under conventional operating conditions

2 數值模擬分析

2.1 模型的建立

根據風冷式熱泵機組實物,利用ANSYS ICEM建模軟件,按照風冷式熱泵機組實際尺寸以1∶1的比例建立三維空間物理模型。物理模型如圖1所示,其結構尺寸如下所述。

(1)風冷式熱泵機組尺寸為長×寬×高=2.2 m×1.1 m×1.0 m。

(2)由于風冷式熱泵機組前后兩側與外界同時敞開,因此將機組前后兩側均作為進風口,尺寸為長×高=2.2 m×1.0 m。

(3)風機排風口位于機組頂部,前后及左右兩側均對稱分布,排風口直徑為0.7 m、高度為0.12 m,兩排風口的間距為0.2 m。

圖1 風冷式熱泵機組物理模型Fig.1 Physical model of air-cooled heat pump unit

(4)V型冷凝器的上端距離和下端距離分別為0.9、0.2 m。

2.2 模型假設條件

為簡化問題、便于模擬分析,對計算模型進行如下假設。

(1)流動的空氣可視為不可壓縮牛頓流體且符合Boussinesq假設[12]。

(2)機組內部配電箱等部件的影響忽略不計。

(3)冷凝器換熱銅管采用單排管進行模擬計算。

(4)冷凝器視為恒定熱源,冷凝器表面視為恒定等溫面。

(5)忽略與冷凝器銅管中的制冷劑對流換熱時,空氣沿銅管軸向上的摻混換熱[13],僅考慮沿流動方向上的溫度變化[14]。

2.3 網格劃分及獨立性檢驗

采用ICEM CFD軟件對風冷式熱泵機組模型進行非結構化網格劃分,網格劃分結果如圖2所示。通過設置不同的網格單元尺寸,得到6種不同網格數量的網格劃分方案,如表3所示。

圖2 風冷式熱泵機組模型網格劃分Fig.2 Grid division of air-cooled heat pump unit mod

為確保模擬結果的準確性,在數值模擬求解之前需要先對物理模型進行網格獨立性檢驗。利用6種網格劃分方案,將機組進風溫度、入口風速分別設定為30.5 ℃、1.1 m/s,并以常規(guī)制冷工況下的風機出口風溫作為檢驗網格獨立性的指標,風機出口風溫與網格數量之間的變化關系如圖3所示。

表3 不同網格數量的網格劃分方案Table 3 Grid division schemes with different grid numbers

圖3 風機出口風溫與網格數量之間的變化關系Fig.3 Variation relationship between the wind temperature at fan outlet and the number of grids

由圖3可知,風機出口風溫隨著網格數量的增加而降低,尤其當網格數量從30.3萬增加至85.8萬時,風機出口風溫的變化率較為劇烈;當網格數量在85.8×104～234.1×104時,風機出口風溫逐漸變得平穩(wěn)并與實測值基本接近,其相對變化率在1%以內,滿足模擬計算精度要求。因此,選用方案4提供的網格作為后續(xù)求解計算的基礎。

2.4 計算參數設置及換熱模擬結果分析

2.4.1 邊界條件設置

選取表1中的一組實測數據,2021年7月18日14:40時風冷式熱泵機組的進口風溫和入口風速,分別為30.5 ℃、1.1 m/s,作為常規(guī)制冷工況下數值模擬的初始溫度和風速。機組前后兩側的進口表面按計算域入口邊界進行處理,并設為速度入口(velocity-inlet);風機出風口所在表面按計算域出口邊界進行處理,并設為壓力出口(pressure-outlet);機組模型的左右兩個側面和底面均以絕熱邊界進行處理。在Fluent軟件中,求解器Solver采用3D(three-dimension)、隱式、瞬態(tài)壓力求解方法,加載energy能量方程、Realizablek-ε湍流模型[15]模擬進風空氣溫度為303.6 K、冷凝器銅管表面溫度為318.15 K情況下機組的換熱過程。離散方程的離散格式采用高精度的二階迎風格式進行計算。

2.4.2 換熱模擬結果分析

選取機組內2個不同截面作為參考平面進行模擬分析:①yz平面x=0.65 m截面;②xy平面z=0.55 m截面。機組常規(guī)制冷工況下,各截面的溫度場和速度場分布如圖4和圖5所示。

圖4 x=0.65 m截面處的溫度場及速度場分布圖Fig.4 Distribution of temperature field and velocity field at x=0.65 m section

圖5 z=0.55 m截面處的溫度場及速度場分布圖Fig.5 Distribution of temperature field and velocity field at z=0.55 m section

由模擬結果可知,兩截面處的空氣溫度和風速分布具有左右對稱性。在冷凝器外側,進風溫度是均勻的,為303.6 K,經過V型冷凝器換熱銅管前后的溫度發(fā)生明顯變化且呈現縱向上的溫度分層。在相同進風參數下,由于機組頂端軸流風機的作用,靠近出風口處的溫度很快有所下降;而在遠離出風口處V型冷凝器內側的中下端,因自然對流情況下進入機組進風口的空氣流量少、迎面風速小,且空氣對流傳熱系數較低,導致冷凝器內側散熱效果較差,出現散熱“死區(qū)”,使得冷卻效率低下,這與表2中機組冷凝器內側下端溫度高、上端溫度低這一實驗監(jiān)測結果的規(guī)律基本一致。

2.4.3 模型驗證

為了驗證模型的正確性,選取yz平面x=0.65 m截面作為參考平面,同時沿該截面z軸方向上y=0.5 m高度處,以0.1 m的間距依次布置11個監(jiān)測點對空氣溫度以及氣流速度分別進行模擬與實測。各監(jiān)測點處模擬溫度與實測溫度的對比、模擬速度與實測速度的對比分別如圖6所示。

通過圖6中模擬值與實測值的對比可知,模擬溫度、模擬速度均高于實測溫度和實測速度,這是由于數值模擬是在相對理想狀態(tài)下進行的仿真換熱過程,而在實測的過程中,因實驗儀器的誤差、人為操作影響等因素的限制無法達到仿真模擬所得到的結果。從圖6可以看出,各監(jiān)測點處的模擬結果與實測數據之間的差值相對較小,溫度的差值在1 K以內,速度的差值小于0.3 m/s,且變化趨勢基本一致。通過對比分析發(fā)現,利用該模型計算出的模擬值與實測值吻合良好,充分說明了物理模型建立、網格劃分和邊界條件設置的合理性及數值模擬結果的準確性。

圖6 模擬值與實測值對比Fig.6 Comparison between simulated and measured values

3 散熱結構優(yōu)化設計

3.1 輔助散熱系統(tǒng)的形式

為提高散熱效率減少散熱死區(qū),在傳統(tǒng)風冷式熱泵機組基礎上,通過對機組增加輔助散熱系統(tǒng)的方式進行結構優(yōu)化,以強化換熱過程、增大散熱速率。輔助散熱系統(tǒng)由2種裝置組成,分別為水簾預冷裝置和霧化噴淋裝置,如圖7所示。

1為漸縮管風口;2為噴水孔;3為水簾噴淋管;4為冷凝器;5為霧化噴淋分水管;6為霧化噴淋供水管圖7 輔助散熱系統(tǒng)Fig.7 Auxiliary heat dissipation system

3.2 輔助散熱系統(tǒng)運行原理

機組外殼安裝有一組感溫器,當感知環(huán)境溫度超過設定值時通過感應控制器向系統(tǒng)供水。在泵的作用下水被供往水簾噴淋管3,并通過進風口上端的噴水孔2向下方噴出水霧進而形成“濕簾”,來對進風口前的熱空氣進行等焓加濕處理,以此達到預冷目的。水簾預冷裝置中,為了形成良好的循環(huán)風量,通過添加漸縮管風口1的形式來加快空氣流動,進而提高機組散熱效率。

霧化噴淋裝置,是基于霧化降溫理論工作的。受泵的驅動作用,水從霧化噴淋供水管6流入霧化噴淋分水管5,并在一定壓力下通過噴水孔向冷凝器4噴射水霧,水霧蒸發(fā)的同時與銅管內制冷劑進行熱質交換,從而實現冷卻降溫目的。水的蒸發(fā)是一種由氣-液濃度差驅動的擴散現象[16],其關鍵在于制造出細微的水霧顆粒。霧化噴淋裝置中,噴水孔均采用霧化噴頭,旨在最大程度減少水量消耗的同時使霧化接觸面積最大化。

4 輔助散熱系統(tǒng)實驗

4.1 實驗內容

本次實驗以風冷式熱泵機組為研究對象,首先,研究不同輔助散熱裝置作用下的測點溫度變化;其次,對比分析不同輔助散熱裝置對機組散熱性能的影響,來綜合比較兩種輔助散熱裝置的優(yōu)劣性;最后,分別對輔助散熱裝置作出經濟適用性分析。

4.2 實驗工況

實驗選取了4種長春地區(qū)夏季典型室外空氣狀態(tài),同時選擇了兩種噴霧量作為實驗工況,室外空氣參數和噴霧量分別如表4和表5所示。

表4 室外空氣參數Table 4 Outdoor air parameters

表5 噴霧量Table 5 Spray flow rate

4.3 實驗結果及分析

4.3.1 添加輔助散熱裝置對測點溫度的影響

不同輔助散熱裝置作用下的測點溫度變化如圖8所示。由圖8可知,增加輔助散熱裝置與自然對流下散熱的冷凝器相比較,無輔助散熱裝置時測點位置0.1、0.4、0.6 m處的空氣溫度分別為303.3、305.9、307.3 K;水簾預冷裝置作用后測點溫度降低了1.9、2.7、2.2 K,霧化噴淋裝置作用后溫度分別下降6.3、5.5、5.1 K。相對于水簾預冷裝置2.4 K的測點平均降溫幅度,霧化噴淋裝置時測點平均降幅達到5.8 K,即在同一測點處,增加輔助散熱裝置相比無輔助裝置降低了散熱死區(qū)溫度,提升了機組散熱效率。

4.3.2 不同裝置條件下機組散熱性能變化

未增加輔助散熱系統(tǒng)時,風冷式熱泵機組的散熱可視為室外進風空氣的等濕升溫過程[11],這部分的散熱量僅以顯熱形式向環(huán)境空氣釋放,排風溫度上升且含濕量不變;應用輔助散熱系統(tǒng)后,散熱量轉變?yōu)閮煞矫?一方面以顯熱形式增加排風溫度,另一方面由于水的相變吸熱蒸發(fā),以潛熱形式提高風機出口排風的含濕量。

不同室外空氣狀態(tài)下風機出口排風溫度的變化曲線如圖9所示。從圖9中可以看出,風機出口排風溫度均隨室外環(huán)境溫度的增加而升高,以空氣狀態(tài)第四種工況環(huán)境溫度33 ℃為例,水簾預冷裝置作用下的出口排風溫度與無輔助裝置時的溫差為1 ℃,霧化噴淋裝置作用下的溫差為5.6 ℃,從而導致霧化噴淋裝置整體的降溫散熱能力比水簾預冷裝置高約11%。在相同環(huán)境溫度下,風機出口排風溫度的降幅排序如下:無輔助裝置<水簾預冷裝置<霧化噴淋裝置,這與圖8中不同裝置下的測點溫度無輔助裝置>水簾預冷裝置>霧化噴淋裝置的規(guī)律基本一致。受冷卻介質換熱機理差異的影響,水簾預冷裝置通過對進風口前的熱空氣進行等焓加濕,并利用預冷后的濕空氣作為冷卻介質與銅管內的冷媒進行熱交換,但并未從根本上改變空氣側熱阻大的特性,因此換出的熱量較少。在霧化噴淋裝置中,由于水的汽化潛熱值大,同時與冷凝器表面直接接觸,減少了傳熱阻力,故能夠大幅提高機組的散熱性能。

圖8 水簾預冷裝置與霧化噴淋裝置測點溫度變化對比Fig.8 Comparison of temperature changes at measuring points of water curtain precooling device and atomizing spray device

圖9 風機出口排風溫度Fig.9 Exhaust temperature at fan outlet

風機出口排風增加的含濕量隨室外環(huán)境溫度的變化曲線如圖10所示。由圖10可以看出,4種室外空氣狀態(tài)下,風機出口排風增加的含濕量與室外環(huán)境溫度呈正相關關系。以空氣狀態(tài)第4種工況為例,添加霧化噴淋裝置使得風機出口排風增加的含濕量達到4.1 g/kg,添加水簾預冷裝置后風機出口排風增加的含濕量減少至2.3 g/kg,而無輔助裝置作用下,風機出口排風含濕量未發(fā)生改變。通過計算不同工況下輔助散熱裝置的含濕量變化,得出霧化噴淋裝置的蒸發(fā)效率比水簾預冷裝置高,且高78%以上。對比結果表明,在室外空氣狀態(tài)一致條件下,霧化噴淋裝置的添加更有利于水的蒸發(fā),蒸發(fā)效率明顯優(yōu)于另外2種情況。

圖10 風機出口排風增加的含濕量Fig.10 Increased moisture content at fan outlet exhaust

4.4 經濟性分析

系統(tǒng)的經濟效益,是評價其優(yōu)劣程度以及可推廣性的一個重要指標。本文研究從初投資和運行費用的角度出發(fā),對輔助散熱系統(tǒng)進行經濟性分析。

表6為輔助散熱系統(tǒng)的初投資費用,由表6可知,霧化噴淋裝置的初投資費用相比水簾預冷裝置要多26%左右,但兩者的初投資費用均較低。

表6 輔助散熱系統(tǒng)初投資Table 6 Initial investment cost of auxiliary cooling system

輔助散熱系統(tǒng)的運行費用指的是在日常運行過程中所產生的費用,包括電費、水費以及更換配件費等。該項目為新建試驗項目,因此更換配件費可忽略,則其運行費用主要為設備運行電費和水費。該項目位于吉林長春,供冷建筑面積約為240 m2,夏季供冷時間按60 d計算,該地區(qū)的電價取0.54元/(kW·h)。設備全年運行電費=輸入功率×當地電價×設備運行數量×日運行時間×年運行天數×年均負荷系數。經考察評估,系統(tǒng)實際運行階段的年均負荷系數取0.75。相應的運行費用詳情如表7和表8所示。

表7 水簾預冷裝置運行費用Table 7 Operating cost of water curtain precooling device

表8 霧化噴淋裝置運行費用Table 8 Operating cost of atomizing spray device

由表9可知,霧化噴淋裝置的初投資及運行費用相比水簾預冷裝置高約32%,但兩種裝置各自的總費用較低。水簾預冷裝置總費用為51.3元,折合夏季單位面積供冷費用為0.21元/m2;霧化噴淋裝置的總費用為67.66元,折合夏季單位面積供冷費用為0.28元/m2。

表9 輔助散熱系統(tǒng)初投資及運行費用Table 9 Initial investment and operation cost of auxiliary cooling system

5 結論

(1)在夏季常規(guī)制冷工況下,通過對風冷式熱泵機組冷凝器內側溫度的實驗監(jiān)測以及利用Fluent軟件對風冷式熱泵機組換熱過程的仿真模擬,發(fā)現機組冷凝器內側存在散熱“死區(qū)”,是導致風冷式熱泵機組冷卻效率低,散熱效果不佳的主要原因。

(2)選取了11個監(jiān)測點對機組內的空氣溫度和氣流速度分別進行模擬與實測,計算模型的模擬值與實測值之間具有較好的吻合度,表明計算模型的合理性及數值計算結果的準確性。

(3)通過對普通風冷式熱泵機組增加輔助散熱系統(tǒng),既實現了機組的結構優(yōu)化,又起到了對機組強化換熱過程、提高散熱效率的作用。

(4)實驗結果表明:在常規(guī)制冷工況下,輔助散熱系統(tǒng)的增加可顯著降低散熱死區(qū)溫度;相同室外空氣狀態(tài)下,霧化噴淋裝置相比水簾預冷裝置在機組降溫散熱性能上提高約11%,蒸發(fā)效率上提高約78%,即在同一工況下采用霧化噴淋裝置機組散熱效果更好。在初投資和運行費用上,盡管霧化噴淋裝置相比水簾預冷裝置高約32%,但2種裝置各自的總費用較低,經濟性優(yōu)勢明顯。從技術性和經濟性兩方面綜合比較,霧化噴淋裝置的性價比更高,適宜在高溫低濕地區(qū)推廣使用。