直接蒸發式三套管蓄能換熱器的蓄冷特性

牛福新，倪 龍，姚 楊，馬最良

(哈爾濱工業大學市政環境工程學院，150090哈爾濱，fuxinniu@163.com)

隨著經濟的快速發展，商業用電大幅度增加，每年增加幅度約10%～20%.近年來的總裝機容量不斷增長，截至2008年底全國發電裝機容量達到7.1億kW［1］.為緩解高峰電力嚴重不足，蓄冷空調是電力需求實現“移峰填谷”最有效手段之一.目前，國內外蓄冷技術主要集中在對冰蓄冷的研究與設備開發［2-3］，利用水的相變蓄冷，相變溫度為0℃，因此要求制冷劑蒸發溫度較低，影響機組效率，而且該系統只能蓄冷，不能蓄熱，有時為了蓄熱不得不采用另外一套裝置，系統復雜.為此，本文采用相變溫度為6℃的有機相變材料，結合三套管蓄能換熱器，能同時解決空調系統夏季常規冷機蓄冷、冬季太陽能蓄熱、將多源熱泵與蓄能有機結合.通過三套管蓄能換熱器可以組成三套管蓄能型太陽能與空氣源熱泵集成系統［4］.雖然眾多研究者對相變換熱器開展了深入研究［5-11］，但由于三套管蓄能換熱器結構的特殊性，其換熱機理研究還未見報道.

1 三套管蓄能換熱器結構

三套管蓄能換熱器單個換熱單元見圖1，其內管為制冷劑，中間層為相變蓄能材料，外管為水，通過制冷劑/相變蓄能材料換熱實現夏季蓄冷，冬季取熱;而相變蓄能材料/水之間的換熱實現夏季釋冷，冬季蓄熱.冬季蓄熱的來源可以是太陽能等低位熱源，這樣通過管路轉換，三套管相變蓄能器既是夏季供冷工況的蓄冷裝置，也是冬季供熱工況的蓄熱裝置，簡化了系統.相變材料的選擇要滿足蓄冷和蓄熱的要求.一般而言，冬季設計條件下的太陽能集熱低溫熱水為15～20℃，夏季供冷設計水溫為8～10℃，選擇有機相變材料RT6，其相變溫度為 6 ℃，導熱系數為0.4 W/(m·K)，蓄熱量在 1～11℃范圍內為183 kJ/kg.

圖1 三套管蓄能換熱單元示意

2 三套管蓄能換熱器數學模型

2.1 外層水側的數學模型

外層水的任一微元可以建立方程

2.2 相變材料層的數學模型

根據圓柱形對稱的特點，即各個半徑方向上溫度場相同，因此圓柱形蓄熱體的溫度場分布可看作是二維的，即沿徑向(圓柱半徑方向)和軸向(流體流動方向)，取環形的微元體，見圖2.

根據焓法模型的微分方程，建立PCM微元體能量控制方程:

將焓轉換為溫度，其轉化關系式為

相變的影響包含在式(3)中，其中θm為相變溫度，因為焓h中也包含了相變潛熱Hm.

圖2 蓄熱單元及微元體示意

2.3 制冷劑側的數學模型

一般來說，制冷劑在蒸發器內流動換熱主要經歷2個區段，即兩相區及單相區(過熱區).由于在蒸發器內制冷劑主要呈環狀流的形式流動，故本文對于翅片管蒸發器兩相流僅以環狀流進行建模.在建立節點動態模型之前擬作如下假設:

1)制冷劑沿水平管作一維流動;

2)兩相流在同一流動截面上氣相和液相的壓力相等;

采用哈爾濱工業大學研制的鉆取采樣試驗平臺開展系統級模擬鉆進試驗，如圖11所示。鎖合隨動式限幅機構與取芯鉆具的安裝狀態如圖12所示。在鉆取采樣試驗中，鉆具在鉆進過程中產生了一定彎曲變形，它與主支撐架限幅環之間存在磨損，限幅機構在此工況下保持正常鎖定。當取芯鉆具加載到限幅機構預定鉆深處時，鋼球順利釋放，限幅機構和取芯鉆具實現隨動鉆進，滿足鉆取采樣工作階段的功能需求。

3)制冷劑側能量方程中忽略動能和勢能的影響;

4)忽略管壁的軸向導熱;

5)不計制冷劑重力的影響;

6)在蒸發器的分布參數模型中，不考慮壓降.

2.3.1 兩相區

由于蒸發器內兩相流處于環狀流已經達成共識，僅以環狀流對蒸發兩相流進行建模.

環狀流動的主要特征是氣相流在管內流動，而液膜以不同的速度環繞于管內壁上，同時有少許的液滴被夾帶到氣流中.隨著制冷劑干度的減小，液膜的厚度逐漸增加，而氣相流動截面積逐漸減小.

將蒸發器劃分為若干微元，對于任一微元可建立方程

其中

式中:＜α＞為空隙率［12］，表示在控制單元內氣相占的體積份額;ρv，ρl為制冷劑的氣、液相密度，kg/m3;uv，ul為制冷劑的氣、液相流速，m/s;Ad為管道截面積，m2;hv，hl為制冷劑的氣、液相焓，kJ/kg;qtp為兩相熱流密度，W/m2;di為管內徑，m;αtp為兩相對流換熱系數，W/(m2·℃);θr，tp為微元體制冷劑進出口平均溫度，℃;θw，i為管內壁溫度，℃.

2.3.2 單相區(過熱區)

其中

式中:ρs為單相制冷劑密度，kg/m3;us為單相制冷劑流速，m/s;hs為單相制冷劑的焓，kJ/kg;qs為單相熱流密度，W/m2;αs為單相對流換熱系數，W/(m2·℃);θr，s為微元體單相制冷劑進出口平均溫度，℃.

管壁部分能量守恒方程

式中:dQr為制冷劑吸收的熱量，kW;dQa為PCM放出的熱量，kW;cp，PF為管子和肋片的平均比熱，kJ/(kg·℃);MPF為微元管子和肋片的平均質量，kg;θPF為管子和肋片的溫度，℃.

考慮到管子與肋片材質的不同，采用平均比熱

3 模擬結果及分析

模擬條件如下:壓縮機型號AEZ3440E，制冷量980 W，輸入功率250 W;三套管相變層厚度為6 mm，長6 m.圖3是模擬過程中，制冷劑蒸發溫度的變化情況.可以看出，蒸發溫度整體變化是逐漸降低的，隨著蓄冷的進行，PCM釋能過程也是逐步進行的，PCM的溫度逐漸降低，制冷劑蒸發溫度也隨之降低.初始階段蒸發溫度下降的較快，是由于這個階段PCM處于液相顯熱蓄冷階段，其顯熱蓄冷能力有限，故溫度下降很快.隨后蒸發溫度下降逐漸放緩，PCM主體處于相變蓄冷階段，溫度變化小，由于相變材料的特性，在低溫部分相變潛熱是逐步釋放出來的，因此在蓄冷過程中，蒸發溫度的下降都是比較平緩的，相變潛熱是被逐步釋放出來的，到蓄冷完成，蒸發溫度降低到-2℃左右.

圖3 蓄冷模式下蒸發溫度變化曲線

圖4為入口處PCM徑向A、B點溫度變化曲線(A、B兩點為PCM盤管入口處，沿徑向上貼近制冷劑側和水側的兩點)，由圖可知，蓄冷模式下，PCM的初始溫度為14℃，當制冷劑進入三套管蓄能換熱器之后，A、B兩點的溫度開始下降.開始的階段內溫度下降較快，這是由于PCM處于顯熱蓄冷狀態.A點由于緊貼近制冷劑管壁，微元容積較小，因此潛熱蓄冷時間非常短暫，溫度下降很快，僅在蓄冷進行4～6.5 min時候處于相變區間.此時B點仍然處于液態顯熱蓄冷狀態.由于B點處于環形PCM的外邊界，A點進入兩相區直至固相區后，換熱熱阻增大，因此7.2 min后B點才進入潛熱蓄冷階段.此后，B點處在潛熱蓄冷狀態一直持續到18 min，與此對應時段A點已經處于顯熱蓄冷階段，但是溫度下降很緩慢，這主要是由于沿徑向PCM各個節點的熱量都是經由A點傳遞給制冷劑流體的，所以A點在這個過程中變化也很緩慢.在18 min后B點也進入顯熱蓄冷階段，此時三套管蓄能換熱器入口處徑向已經全部為固態，這個階段PCM的傳熱系數和熱容量均顯著降低，因此溫度下降很快，曲線的斜率也很大.

圖5為C、D兩點的溫度變化曲線(C、D兩點為PCM盤管出口處沿徑向上貼近制冷劑側和水側的兩點)，PCM的初始溫度為14℃，蓄冷模式開始后，C、D兩點的溫度開始下降，但是相對于A、B兩點的下降趨勢要緩和一些.C點在7.3～11 min時處于相變區間，開始相變的時間相較于A點延遲了3.3 min，在相變區間持續的時間也由A點的2.3 min延長至3.7 min.D點在11.5 min時進入相變區間，相較于B點延遲了4.3 min，結束相變的時間與B點相比較延遲了5 min.在系統開始運行23 min后，三套管蓄能換熱器出口徑向也全部變為固態，進入顯熱蓄冷區間.

圖4 入口處PCM徑向A、B點溫度變化曲線

圖5 出口處PCM徑向C、D點溫度變化曲線

4 與冰蓄冷比較分析

與冰蓄冷相比，高溫相變材料蓄冷的相變溫度為6℃，要求的蒸發溫度要高于冰蓄冷時的蒸發溫度，因此提高了機組的效率，圖6為冰與高溫相變材料相變蓄冷時對應的蒸發溫度及COP(能效比)的對比關系.相變蓄冷過程中，隨著蓄冷過程的進行，溫度不斷降低且變化趨于平穩，與之對應的COP值也隨之下降.冰蓄冷蒸發溫度變化平緩，約為-10℃，高溫相變蓄冷平均蒸發溫度為0.4℃.冰蓄冷COP平均值為3.2，高溫相變蓄冷平均COP值為3.95，比冰蓄冷提高了近25%，具有明顯的節能效果.

如選用同一臺壓縮機(型號:YZG-25RT1)進行冰蓄冷與相變蓄冷時，不同室外溫度運行工況時機組性能分析如圖7～9所示.圖7給出了冰與相變蓄冷COP隨室外溫度的變化曲線，隨著室外溫度的升高，COP值不斷下降，當室外溫度為15℃時，冰蓄冷COP值為3.7，而相變蓄冷COP值達到了6.6.圖8給出了冰與相變蓄冷制冷量隨室外溫度的變化曲線，隨著室外溫度的升高，制冷量不斷下降，但下降速率變化不大.冰蓄冷平均制冷量為 1.7 kW，相變蓄冷平均制冷量為2.4 kW.圖9給出了冰與相變蓄冷耗功隨室外溫度的變化曲線，隨著室外溫度的升高，耗功不斷升高.其中相變蓄冷耗功變化速率高于冰蓄冷，當室外溫度達到30℃時，2種蓄冷方式耗功相等.

圖6 冰與高溫相變材料相變蓄冷時對應的蒸發溫度及COP

圖7 冰與相變蓄冷COP隨室外溫度的變化曲線

圖8 冰與相變蓄冷制冷量隨室外溫度的變化曲線

圖10給出了相同制冷能力3 kW下，冰與相變蓄冷耗功隨室外溫度的變化曲線.隨著室外溫度的升高，耗功不斷升高.其中冰蓄冷功耗高于相變蓄冷，室外溫度從5℃一直到30℃，冰蓄冷功耗與相變蓄冷功耗之差基本保持不變，為0.33 kW.與冰蓄冷相比，相變蓄冷功耗節能率達36%.

圖9 冰與相變蓄冷耗功隨室外溫度的變化曲線

圖10 相同制冷能力時冰與相變蓄冷耗功隨室外溫度的變化曲線

5 結語

為解決單一節能技術的局限性，提出了三套管蓄能換熱器，該蓄能換熱器可以與空氣源、太陽能熱泵組成集成系統.建立了三套管蓄能換熱器的數學模型，蓄能換熱器兩側發生相變，數學模型復雜，編制了系統仿真程序，模擬了三套管蓄能換熱器直接蒸發蓄冷動態特性.結果表明:相變蓄冷過程中，蒸發溫度不斷下降且變化趨勢平穩，平均蒸發溫度為0.4℃.通過與傳統的冰蓄冷比較，平均蒸發溫度提高了10℃左右，COP值提高了近25%，相同制冷能力下相變蓄冷功耗比冰蓄冷耗功節省36%，具有良好的節能效果.

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