新型輸冷系統在某礦井空調中的應用研究

劉 靖 陳珊珊* 杜 爭

(河南理工大學土木工程學院，河南 焦作 454003)

·水·暖·電·

新型輸冷系統在某礦井空調中的應用研究

劉 靖 陳珊珊* 杜 爭

(河南理工大學土木工程學院，河南 焦作 454003)

提出了一種新型的礦井空調用輸冷系統，并將該輸冷系統運用于某煤礦空調系統中，確定了井上制冷機組的蒸發溫度及井下換熱器內制冷劑的蒸發溫度，同時計算出了氣態和液態制冷劑管道的最優管徑，為該系統的研究奠定了基礎。

礦井空調，輸冷系統，制冷劑，管徑優化

0 引言

目前，我國煤礦開采深度大多在800 m以上且逐漸增加，礦內高溫、高濕環境嚴重影響井下作業人員的身體健康和生產效率，最終將成為制約礦物開采深度的決定性因素，因此，必須利用礦井空調來實現井下降溫除濕以消除井下熱害。礦井空調的制冷設備可以布置于井下及地面。制冷設備如果放置于井下，需要開挖專門的大型設備硐室，同時要求制冷設備滿足煤礦井下防爆標準、設備緊湊化及極高的可靠性，而關鍵問題是制冷機排熱不暢，極大降低了制冷機的制冷系數(COP)。制冷設備布置于地面可選用普通制冷機，制冷系數高，減小制冷耗電量，運行管理及設備維修方便，但是由于制冷設備距離井下空調降溫工作點遠，給冷量輸送帶來了難度[1,2]。

制冷設備位于地面上的礦井空調冷量輸送有冷風輸送式、冷水輸送式、冰輸送式。冷風輸送式由于風量及風管尺寸過大，安裝不便及輸送能耗偏高，因此不可取；冰輸送式需要制冷機降低蒸發溫度(低于-5 ℃)來制冰，這降低了制冷機的制冷系數(COP)，制冰、輸冰系統設備復雜，碎冰在輸送過程中易堵塞輸冰管道；冷水輸送式相比冷風輸送可減小管道直徑，但是冷水管道在深度達800 m以上的礦井立井筒內，水靜壓力過大，常規管道難以承受，且需要設置專門的高低壓轉換器或者高壓換熱器，此類設備主要依靠于國外進口，費用昂貴[3]。

因此，研究針對制冷設備布置于地面上的能夠克服目前冷風、冷水、冰等冷量輸送方式上述缺點的輸冷系統及方法具有重要意義。

1 新型輸冷系統

本文所研究的新型輸冷系統包括液態制冷劑管道、氣態制冷劑管道、井下換熱器、地面制冷設備。地面制冷設備及冷水循環泵開啟，液態制冷劑在井下換熱器中吸收冷水的熱量而蒸發變為氣態，氣態制冷劑在井上下蒸發壓力差的作用下，通過氣態制冷劑管道上升至地面制冷設備蒸發器內，由于制冷設備的制冷作用，氣態制冷劑在此冷凝為液態制冷劑(制冷劑發生氣—液相變，吸收冷量)，然后在重力作用下液態制冷劑攜帶冷量通過液態制冷劑管道輸送至井下換熱器，重新蒸發為氣態制冷劑(制冷劑發生液—氣相變，釋放冷量)，以此制冷劑循環流動來實現冷量由地面制冷設備向井下換熱器輸送的目的。新型的礦井降溫冷量輸送系統見圖1。

本系統工作時，管路系統充注一定量液態制冷劑，礦井空調的地面制冷設備及冷水循環泵開啟，液態制冷劑在井下換熱器吸收冷水的熱量而蒸發變為氣態，氣態制冷劑在井下換熱器內制冷劑蒸發壓力作用下，通過氣態制冷劑管道上升至地面制冷設備蒸發器內，由于制冷設備的制冷作用，氣態制冷劑在此冷凝為液態制冷劑(制冷劑發生氣—液相變，吸收冷量)，然后在重力作用下液態制冷劑攜帶冷量通過液態制冷劑管道輸送至井下換熱器，重新蒸發為氣態制冷劑(制冷劑發生液—氣相變，釋放冷量)，以此制冷劑循環流動來實現冷量由地面制冷設備向井下換熱器輸送。

2 新型輸冷系統在某煤礦空調中的應用

2.1 某煤礦空調系統概況

山東某煤礦井下已裝備局部制冷降溫系統，但是隨著開采深度及井田長度不斷加大，井下熱害越來越嚴重，原有的局部制冷降溫系統已不能滿足井下降溫之要求，故將以上所提出的新型礦井降溫冷量輸送系統用于此煤礦空調系統中，以治理其熱害現象。

該煤礦的制冷量為2 000 kW，所設計的礦井空調系統流程如圖2所示。

制冷系統：制冷機組放置于井上，擬采用蒸汽壓縮式制冷循環系統，制冷劑為R717[4]，蒸發器及冷凝器均采用板式換熱器，壓縮機采用螺桿式，節流元件為細管，冷卻水經由閉式換熱器由礦井排水(礦井排水溫度為25 ℃)來冷卻。

輸冷系統：本項目輸冷系統為冷量由井上輸送井下立井附近制冷硐室部分，制冷劑同樣選擇R717，采用基于熱管原理的方式來輸送。

2.2 制冷劑流量的確定

飽和氨液在井下換熱器的蒸發溫度為5 ℃，釋放冷量后變為10 ℃左右的氨蒸汽，可視為等壓過程，查“R717飽和液體與飽和氣體物性表”得兩個狀態下的焓值，算出焓差，進而計算出制冷劑的質量流量，根據不同狀態下的密度，可以計算出體積流量。

(1)

2.3 氣態制冷劑管路管徑的確定

考慮R717的腐蝕性及承壓要求，此段管道可選鋼管，采用橡塑或者聚氨酯發泡保溫。氣態制冷劑經由井下換熱器出口至壓縮機進口部分管路，流動的動力為換熱器中R717在5 ℃時蒸汽壓力為0.5MPa減去1 300m氣態制冷劑垂直靜壓力及氣態制冷劑流動阻力。

1 300m氣態制冷劑垂直靜壓力為ρR氣·g·h=0.905×9.8×1 300=0.012MPa；由制冷系統內的蒸發溫度t1的不同，查表得相對應的絕對壓力，則能分別算出允許消耗在1 300m氣態制冷劑管路上的壓降ΔP1，即等于管道的摩擦阻力Pml，由壓降與管徑的關系計算公式最后得出所需氣態制冷劑管徑D1。

摩擦阻力Pml的計算公式如下[5]：

(2)

從流體力學可知λ是管流雷諾數Re和管道相對粗糙度的函數。

(3)

其中，K為管道材料的絕對粗糙度，m；d為管道直徑或當量直徑，m。

假定氣態制冷劑流動狀態為紊流，對于工業管道，這個紊流區內λ值可以用柯氏公式計算：

(4)

可以得出氣態制冷劑管道管徑D1=250mm。在這里當管徑為250mm時，驗證氣態制冷劑的流動狀態為紊流。

2.4 液態制冷劑管路管徑的確定

考慮R717的腐蝕性及承壓要求，此段管道可選鋼管，采用橡塑管或者聚氨酯發泡保溫。飽和氨液從井上制冷機組中經過長達至少1 300m(井深)的液體制冷劑管道輸送至井下換熱器，因此可利用此段液體管路的阻力來克服液態制冷劑的垂直靜壓力。

1 300m液態制冷劑靜壓力為ρR液·g·h=595×9.8×1 300=7.6MPa，則液態制冷劑管道需要消耗壓力也為7.6MPa，由壓降與管徑關系計算公式最后得出所需液態制冷劑管徑。

單位長度液體管道摩擦阻力計算式[5,6]：

(5)

其中，λ為管道摩擦阻力系數；ρ為液體密度，kg/m3；G為管內流量，kg/h；d為管道內徑，m。

假定液體制冷劑流動狀態為阻力平方區，摩擦阻力系數可由式(6)計算：

(6)

計算出摩擦阻力系數，之后代入式(5)可算出所需的液態制冷劑的管徑D2=31.3 mm。

在這里驗證管徑為31.1 mm時，液體制冷劑的流動狀態為阻力平方區。

3 結語

本文將提出的新型輸冷系統運用于某礦井空調系統中，根據蒸發壓力差和制冷系數確定了地面制冷機組的蒸發溫度為-1 ℃，進而計算出氣態制冷劑管道的管徑為250 mm，液態制冷劑管道管徑為31.3 mm。本文對礦井空調系統的新型輸冷方式做出了初步的探索，其實際輸冷性能及工程設計方法尚需深入研究。

[1] 劉守斌.淺談礦井高溫原因及防治措施[J].山東煤炭科技，2010(2)：17-18.

[2] 王長元，張習軍，姬建虎.論礦井熱害治理技術[J].礦業安全與環保，2009，36(2)：89-92.

[3] 千永強，于洪海，李紅陽.礦井空調特點及制冷降溫裝備的研制[A].全國第十五屆礦井降溫技術交流會[C].2005.

[4] 雷德勝，史 琳.制冷劑使用手冊[M].北京：冶金工業出版社，2003：7-11.

[5] 付祥釗，王岳人.流體輸配管網[M].北京：中國建筑工業出版社，2001.

[6] 嚴華清.氨泵供液系統回汽管管徑計算圖[J].廈門水產學院學報，1991(1)：90-92.

The application research on new cooling transmission system in a mine air conditioning

LIU Jing CHEN Shan-shan* DU Zheng

(Civil Engineering College, Henan Polytechnic University, Jiaozuo 454003, China)

This paper presented a new cooling transmission system for mine air conditioning, and applied the cooling transmission system to a coal mine air conditioning system, determined the evaporation temperature of upward wells refrigeration unit and underground heat ex-changer refrigerant, and calculated the optimal pipe diameter of gaseous and liquid refrigerant, laid foundation for the system research.

mine air conditioning, cooling transmission system, refrigerant, pipe diameter optimization

1009-6825(2014)36-0118-02

2014-10-20

劉 靖(1971- )，男，副教授； 杜 爭(1988- )，女，在讀碩士

陳珊珊(1989- )，女，在讀碩士

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