基于水蒸发潜热的热管空调设计与性能研究

赵金辉，吴天祺，张力隽

(1.郑州大学 机械与动力工程学院，河南 郑州 450000；2.中国石油化工股份有限公司洛阳分公司,河南 洛阳 471000)

0 引言

目前制冷机组中采用的氟利昂制冷剂对臭氧层有严重的损害，而制冷剂替代技术的发展尚未完善，国内外正积极推进自然工质作制冷剂的应用研究与推广[1]。因此开发更高能效、更环境友好的制冷剂迫在眉睫。水作为一种自然工质制冷剂，不仅成本低、易得，而且对环境友好。在实际应用中可采用蒸发冷却技术，使水大量蒸发以达到制冷的效果。

蒸发冷却技术作为节能环保的制冷方式。国内外学者对此进行了大量研究，杨建坤等[2]对蒸发冷却空调房间的气流组织进行了数值模拟，指出蒸发冷却空调器满足人体热舒适性的调节要求。郑宗达等[3]通过实验结果验证通过数值模拟测试蒸发冷却空调工作性能的可行性。郭新川等[4]探讨了壁面润湿率、蒸发换热的长度、流体速度、环境湿度以及蒸发率等因素对冷却效果的影响。张龙爱等[5-6]对间接蒸发冷却换热器进行温度场、流场模拟，结果表明一次空气风速及入口干球温度对冷却效率有很大影响。F. Fakhrabadi等[7]介绍了一种间接蒸发冷却回热式热交换器的优化设计方法。王晓杰等[8]提出在热管冷凝端外部包裹吸水性材料并进行喷淋，提高换热效率。热管式间接蒸发冷却空调机组多以液氨等为制冷剂。

在蒸发冷却空调的应用方面，吉仕福等[9]将间接蒸发冷却用于空调新风预冷，结果显示，间接蒸发冷却虽制冷量较少, 但在新风预冷方面有很大潜力。张建中等[10]将蒸发制冷空调系统应用于大学生活动中心，通过间接蒸发的方式，制取空调送风。李惟毅等[11]基于水直接蒸发制冷的原理，开发了节能蒸发制冷全新风家用空调技术。王飞等[12]开发了热管型机房空调系统，一定程度上利用自然冷源，相比于传统空调，能效比有显著提高。孙文超等[13]利用热管作为房间内部和外界空气的换热器，高效利用自然冷源，控制房间内部温度。Dong Deng[14]等利用热管开发了一种换热器，将液化天然气蒸发时产生的冷量转移到汽车的空调系统。邢永杰等[15]分析了蒸发冷却技术应用在空调中的各种形式和节能效果，并指出蒸发冷却技术在我国东部地区和西部地区均有着广阔的应用前景。

无论是直接蒸发还是间接蒸发都在常压下进行。基于水在1.7 kPa的压力下的饱和温度仅为15 ℃，笔者提出一种以真空泵创造低压环境，从而促进水大量蒸发制取冷量的方法，以热管作为换热设备，将冷量传递给空气。本文搭建基于水蒸发潜热的热管空调系统实验台，测试不同工况下的制冷机的工作性能，并通过数值模拟验证，得到基于水蒸发潜热的热管空调系统运行特性。

1 设计方案

1.1 实验系统设计

该制冷空调系统实验设计流程如下。

图1 系统流程图

由图1所示，外界空气经过滤和干燥后在进风管加热，营造不同实验工况。热空气到风箱内部与热管换热，热管内导热液受热蒸发上升。真空箱内水不断蒸发吸热，导致真空箱内部水温降低，导热液在热管上端遇冷凝结回流实现换热，轴流式风机将换热后的冷空气从送风管排出，送入房间中。为了测试样机性能，笔者还增加了测温和加热设备。

1.2 基本组成

基于水蒸发潜热的热管空调系统，其基本构成如图2所示。

图2 制冷空调系统样机

其中对应图2的各机械部分的材料明细如表1所示。

从图2中可以看出，过滤和干燥装置安装在进风管口处，由于空间限制，未在图中显示；进风管和送风管与风箱底部相连；热管冷端在真空箱内，热端在风箱内，真空箱上部通过橡胶管与真空泵相连，箱盖上装有真空表热管为重力型；轴流式风机安装在排气管口；测温仪连接热电偶，设置四个测温点，实时监测实验室温度，进风温度，热管表面温度，送风温度。

表1 组件明细表

2 设计计算

设计工况条件如下：已知风道风速1.8 m/s，选用型号G9225HA2SL的轴流式风机，其功率为7 W；选用镀锌钢圆形风道，其内径为100 mm，长度为500 mm；被冷却空气温度为40 ℃，送风温度22 ℃；水蒸发压力为1.7 kPa。计算下列物理量：

(1)冷却系统冷负荷

根据公式

Q0=qmcpΔt

(1)

qm=ρvπd2/4

(2)

式中v——风速;

d——风道直径。

代入公式得冷却系统冷负荷为：Q0=298 W

(2)单位时间内水的蒸发量

已知在1.7 kPa的压力下，水的汽化潜热r为2 465.1 kJ/kg，由公式

ΔM=Q0/r

(3)

又已知Q0为298 W，带入公式得到单位时间内水的蒸发质量为ΔM=0.000 12 kg

根据公式ΔV=ΔM/ρ。当前压力下，查得水蒸气的密度为0.009 7 kg/m3，则可计算得ΔV=12.3 L/s。

选用单级RM-1型真空泵。

(3)热管根数

由传热学可知，流体横掠管道的实验关联式为

Nu=CRenPr1/3

(4)

(5)

式中C——修正系数;

Re——雷诺数;

Pr——普朗特数;

u——流体速度;

v——运动粘度;

l——特征长度。

由于热管形状可近似为流体横掠竖直平板，查得C=0.228，n=0.731，Pr=0.701，定性温度

tm=(tw+tf)/2=31 ℃

(6)

由此可计算出Nu=100.86。

由努塞尔数定义式

Nu=hl/λ

(7)

已知热管表面传热系数h=897 W/m2，设计热管冷热段长度相等，热段与空气换热，根据牛顿冷却公式计算单根热管换热量

q=hS(tw-tf)=17.44 W

(8)

式中S——热管与空气对流换热面积;

tw——进风温度;

tf——热管表面温度。

所以选用热管根数N=Q0/q=17，考虑到设备的实际形状，安装热管21根。

根据以上数据算得设计工况下系统EER为2.1，制冷量为298 W。

3 实验分析

为测试制冷机能否达到设计工况下的制冷效果以及其工作性能，以500 W电热管为热源提供不同温度下的热空气，记录制冷机运行时送风温度与制冷机不运行时输出空气的温度，根据数据计算系统的制冷量和能效比。

热电偶测温仪测量的环境温度为21.5 ℃，实验数据记录如表2。

表2 制冷机不运行时系统内各处温度实验数据表

表3 制冷机运行时系统内各处温度实验数据表(蒸发压力为0.001 7 MPa)

通过公式计算不同进风温度下的制冷量与能耗比，对比并判断其最高效工作区间。该系统的制冷量和能耗比计算公式如下：

系统制冷量

Δq=qmcp(th-tl)

(9)

系统能效比

(10)

式中qm——空气的质量流量；

cp——空气的定压比热；

th——制冷机运行时进风温度；

tl——制冷机运行时送风温度；

W——制冷系统消耗功率，真空泵和风机作为耗功单位，其中真空泵为单极RM-1型真空泵，额定电压220 V/50 Hz，电机功率145 W，抽气速率为1 L/s，重量5.5 kg，真空度为5 Pa。

真空泵向外抽取饱和水蒸气，蒸汽的状况对泵的功能有影响，而且使泵的工作状况变得不稳定。但所用真空泵结构设计已定型，工况改变并不会增加抽气量及真空度，因此在实验中我们假定真空泵的耗功率不变。

将实验数据带入以上公式，得到系统制冷量随进风温度的变化如图3所示，系统能耗比随进风温度的变化如图4所示。

图3 系统制冷量与进风温度的关系图

图4 系统EER与进风温度的关系图

图3和图4分别显示当进风温度在50～75℃时，有较高的制冷量和能效比。该系统该温度区间为系统高效工作区间。根据实验数据，制冷系统运行于不运行时送风温度之差峰值可达10.5 ℃，能效比最高可达2.5。而30～40 ℃为制冷机实际应用温度区间，区间内制冷量和EER随进风温度上升而上升，进风温度达到设计温度40 ℃时系统EER为1.4，制冷量为221.6 W。

实验结果相比于设计工况，高效工作区间高于设计进风温度，且由图3可以看出，热管表面温度随着进风温度的升高而升高。原因有两点：(1)真空泵不能及时把水仓内的水蒸气抽出，进而降低了水的蒸发速率，由热管导入水仓的热量变为水的显热，使水温升高；(2)热管内导热液蒸发温度过高，该热管为重力型热管，导热液为乙醇，热管内压力5.7 kPa，蒸发温度20 ℃。故提高真空泵的流量，降低热管内导热液蒸发温度，是使该系统高效工作区间左移的重要手段之一。

4 数值模拟

为了研究热管与空气的换热情况，笔者根据实验条件，建立了基于水蒸发潜热的热管空调系统数模型，进行了仿真模拟。

4.1 物理模型

物理模型如图5所示。热管立在一块材料为PMMA的矩形板块上，厚度与水仓底部的厚度相同，四周壁面材料设置为PMMA，为漫反射面。热管数量为21，厚度3 mm，宽度6 mm，长度90 mm。为简化模型，且有较高的模拟精度，物理模型尺寸按照实际尺寸进行确定，风箱长宽高分别为260 mm，160 mm，160 mm。左右两端为空气的进出口，截面为边长120 mm的正方形。

图5 风箱物理模型

4.2 数学模型

根据热力学和流体力学，构建传热-强制对流模型。在稳定工况下，空气散热率和热管导热率相等，分别对热管和空气传热进行计算，并且耦合流场和热力场。

(1)对固体传热，由热力学定律，可得控制方程

ρCpu·T-·q=Q+Qted

q=-kT

k——热导率;

Qted——热源;

u——速度矢量。

(2)对流体传热，可得控制方程

ρCpu·T-·q=Q+Qted+Qp

q=-kT

式中Qp——压力功。

(3)对空气流动，由流体力学，可得控制方程

ρ(u·)u=·{-pI+μ[u+(u)T]-

2/3μ(·u)I}+F·(ρu)=0

式中p——流体应力张量;

I——变形张量;

F——流体的体积力;

μ——动力粘度系数。

4.3 边界条件

热力场方面，送风温度和热管表面温度分别设置为40 ℃和20 ℃，定义风箱内部空气参与导热计算。流场方面，设置送风速度为1.4 m/s，入口长度1 m；出口压力为0，并抑制回流。采用非等温流耦合接口，耦合计算热力场和流场。

4.4 结果讨论

模拟结果如图6所示。

图6 风箱温度分布图

图7 风箱流场模拟图

空气在风箱内流动过程中，空气温度明显降低。经计算，空气出口平均温度为29.35 ℃，如图7所示，其温度分布沿热管从上到下呈层状分布，温差明显。空气流动呈现中心快四周慢的态势，根据流线和切片颜色判断，内部流场为层流，只有在接近出入口的地方有较小的旋流。当流场为层流的时候，热管壁面周围空气温度较低，距离热管壁越远，空气温度越高，而空气是热的非良性导体。层流恶化了热管与空气的传热，致使风箱内温差较大，分层明显，出口平均温度偏高。

对比分析实验数据和数值模拟结果：模拟结果显示，在进风温度设置为40 ℃时，空调送风口平均温度为29.35 ℃。从实验数据来看，当控制进风温度为40 ℃时，测温仪显示送风温度为28 ℃。根据有关文献可知[16]，当两者的相对误差在5%以内时，可以确认数值模拟模型的可靠性。因此该模型能够有效模拟制冷机的工作状态。

实验数据显示，随着进风温度的改变，制冷量和能效比随之不断变化。制冷机的高效工作区间为50～75 ℃，与设计工况相比，高效工作区间温度高于设计进风温度。制冷系统运行与不运行时送风温度之差峰值可达10.5 ℃，能效比最高可达2.5。模拟结果显示，空气在风箱内流动时，空气低温部分逐渐增多。其温度呈层状分布，主流为层流，只有在边缘区域有较小的旋流，致使热管与空气换热情况不佳。综合上述分析结果，空气流动状态，负压水真空度和热管导热液蒸发温度等将影响制冷机的工作性能。

5 结论

本文分析了负压水蒸发空调的可行性并研究其工作性能，搭建基于水蒸发潜热的热管空调系统实验台，测量不同工况下系统的制冷量和能效比，经实验测试，结合仿真模拟验证，得出以下结论：

(1)随着工作温度的升高，制冷量和能效比逐渐增大；在50～75 ℃达到最高工作区间，制冷量和能效比出现上下波动；之后由于真空泵负压不足导致制冷量和能效比下降。

(2)制冷机运行与不运行时送风温度之差峰值可达10.5 ℃，在50～75 ℃的高效工作区间内有较好的制冷效果。其最大制冷量为376 W，能效比为2.5。实际应用时，在30～40 ℃温度区间制冷机的EER为1.4，制冷量为221.6 W。

(3)空气在风箱内流动状态为层流，使传热过程恶化。模拟设计工况条件下：进风40 ℃，热管壁面温度20 ℃，空气出口平均温度为29.35 ℃，未达到设计送风温度。因此实际应用中可通过增加湍流度的方法改善制冷效果。

(4)负压水蒸发冷却机组投入实际应用中增大真空泵抽汽量，降低热管蒸发温度，增强风箱内流场的湍流度，将是改善该装置性能的重要举措。