泵驅(qū)動(dòng)回路熱管式能量回收系統(tǒng)的模擬分析與研究

摘

要：為有效回收空調(diào)系統(tǒng)排風(fēng)攜帶的能量以降低新風(fēng)負(fù)荷，對氣泵驅(qū)動(dòng)回路熱管系統(tǒng)和液泵驅(qū)動(dòng)回路熱管系統(tǒng)應(yīng)用于排風(fēng)熱回收進(jìn)行模擬計(jì)算，定量分析了系統(tǒng)在夏、冬季不同室內(nèi)外溫差運(yùn)行工況下的換熱量、溫度效率和COP。分析結(jié)果表明，在夏、冬季工況下，兩種系統(tǒng)具有顯著的能量回收效果，換熱量隨著室內(nèi)外溫差的增大而增大，在小溫差工況下，氣泵驅(qū)動(dòng)回路熱管性能優(yōu)于液泵驅(qū)動(dòng)回路熱管，而在大溫差工況下，液泵驅(qū)動(dòng)回路熱管則更具優(yōu)勢。關(guān)鍵詞：建筑節(jié)能；模擬；熱工性能；能量回收裝置0

引言利用有效的能量回收裝置從排風(fēng)中所帶走的能量（熱量、冷量）中回收部分能量處理新風(fēng)，可以節(jié)約本來由制冷或制熱機(jī)組承擔(dān)的新風(fēng)負(fù)荷，降低空調(diào)系統(tǒng)能耗，這是空調(diào)系統(tǒng)節(jié)能的一項(xiàng)有效措施。泵驅(qū)動(dòng)回路熱管式能量回收裝置利用相變換熱，具有非常好的傳熱能力，其驅(qū)動(dòng)方式有兩種，分別是由液相管路上的液泵驅(qū)動(dòng)和由氣相管路上的氣泵驅(qū)動(dòng)。張雙等設(shè)計(jì)了一種用于數(shù)據(jù)中心自然冷卻的液泵驅(qū)動(dòng)回路熱管機(jī)組，實(shí)驗(yàn)得出機(jī)組換熱量與室內(nèi)外溫差呈近似線性關(guān)系，當(dāng)溫差為18℃時(shí)，COP達(dá)10.41，節(jié)能效果顯著。馬國遠(yuǎn)等設(shè)計(jì)出一種泵驅(qū)動(dòng)回路熱管能量回收裝置，實(shí)驗(yàn)探究了系統(tǒng)的工作特性和影響裝置性能的因素，結(jié)果表明，該裝置夏季運(yùn)行工況的性能系數(shù)可達(dá)11.07，冬季運(yùn)行工況的性能系數(shù)可達(dá)23.82。本文采用編程迭代計(jì)算方法建立氣泵驅(qū)動(dòng)回路熱管系統(tǒng)和液泵驅(qū)動(dòng)回路熱管系統(tǒng)的數(shù)學(xué)模型，計(jì)算分析兩種能量回收系統(tǒng)在夏、冬季運(yùn)行工況下的換熱特性，對比得出兩種系統(tǒng)各自適用的工況條件。1

系統(tǒng)工作原理及理論模型1.1

氣泵驅(qū)動(dòng)回路熱管系統(tǒng)工作原理

氣泵驅(qū)動(dòng)回路熱管系統(tǒng)主要由新風(fēng)換熱器、排風(fēng)換熱器、氣液分離器、氣泵、四通換向閥、風(fēng)機(jī)及其連接管路組成。圖1為氣泵驅(qū)動(dòng)回路熱管系統(tǒng)原理圖，循環(huán)工質(zhì)為R22。夏季工況下，氣態(tài)制冷劑離開氣泵出口后進(jìn)入排風(fēng)換熱器冷凝放熱，吸收室內(nèi)排風(fēng)中的冷量，之后進(jìn)入新風(fēng)換熱器氣化吸熱，從而對室外新風(fēng)進(jìn)行預(yù)冷。冬季工況下，通過調(diào)節(jié)四通換向閥，制冷劑先進(jìn)入新風(fēng)換熱器中冷凝放熱，預(yù)熱室外新風(fēng)，再進(jìn)入排風(fēng)換熱器中氣化吸熱，吸收室內(nèi)排風(fēng)的熱量。1.2

液泵驅(qū)動(dòng)回路熱管系統(tǒng)工作原理

液泵驅(qū)動(dòng)回路熱管系統(tǒng)主要由新風(fēng)換熱器、排風(fēng)換熱器、液泵、儲液罐、分液器、電動(dòng)三通閥及其連接管路組成，圖2為液泵驅(qū)動(dòng)回路熱管系統(tǒng)原理圖，循環(huán)工質(zhì)為R22。夏季工況下，儲液罐內(nèi)的飽和液態(tài)制冷劑進(jìn)入液泵入口，經(jīng)絕熱增壓后進(jìn)入過冷狀態(tài)；通過連接管路進(jìn)入新風(fēng)換熱器蒸發(fā)吸熱，逐漸變?yōu)闅庖簝上鄳B(tài)，從而對室外新風(fēng)進(jìn)行預(yù)冷，之后進(jìn)入排風(fēng)換熱器冷凝放熱，吸收室內(nèi)排風(fēng)中的冷量。冬季工況下，過冷狀態(tài)的制冷劑離開液泵出口后先進(jìn)入排風(fēng)換熱器蒸發(fā)吸熱，吸收室內(nèi)排風(fēng)中的熱量，再進(jìn)入新風(fēng)換熱器對室外新風(fēng)進(jìn)行預(yù)熱。1.3

泵模型泵主要為工質(zhì)提供循環(huán)動(dòng)力，本模型中假設(shè)工質(zhì)在氣泵中進(jìn)行絕熱壓縮，工質(zhì)在氣泵入口和出口處的熵值相等，并假設(shè)工質(zhì)在液泵內(nèi)進(jìn)行等溫壓縮，忽略泵對工質(zhì)換熱的影響。

1.4

蒸發(fā)器模型

蒸發(fā)器中單相流體的對流換熱系數(shù)可采用Dittus-Boeler換熱關(guān)系式計(jì)算：Nu＝0.023Re0.8Pr0.4

（1）式中：Re為制冷劑氣態(tài)雷諾數(shù)；Pr為制冷劑氣態(tài)普朗特?cái)?shù)。蒸發(fā)器中兩相區(qū)沸騰換熱系數(shù)按Kandlikar提出的制冷劑管內(nèi)沸騰關(guān)聯(lián)式計(jì)算：式中：αb為沸騰換熱系數(shù)[W/（m2·K）]；αl為液相對流換熱系數(shù)[W/（m2·K）]；C0為對流特征數(shù)；B0為沸騰特征數(shù)；Ffl為液相弗勞德數(shù)；Rel為液相雷諾數(shù)；v為質(zhì)量流率[kg/（m2·s）]；x為干度；dl為管內(nèi)徑（mm）；μl為液相動(dòng)力粘度（Pa·s）；λl為液相導(dǎo)熱率[W/（m2·K）]；Prl為液相普朗特?cái)?shù)；ρg為氣相密度（kg/m3）；ρl為液相密度（kg/m3）；ψ為熱流密度（W/m2）；R為氣化潛熱（J/kg）；g為重力加速度（m/s2）；C1～C5為根據(jù)C0的大小選取的常數(shù)。

1.5

冷凝器模型冷凝器兩相區(qū)傳熱關(guān)聯(lián)式采用Shah關(guān)聯(lián)式：式中：Pr為制冷劑普朗特?cái)?shù)。

1.6

模擬初始條件換熱器均選取銅管鋁翅片式換熱器，液泵驅(qū)動(dòng)回路制冷劑體積流量設(shè)定為0.06L/s，氣泵驅(qū)動(dòng)回路制冷劑體積流量設(shè)定為1.6

L/s，制冷劑均選用R22。模擬夏季工況時(shí)，室內(nèi)排風(fēng)溫度恒定為26

℃，室外空氣溫度從28

℃上升至42

℃，即室內(nèi)外溫差從2

℃上升至16

℃；模擬冬季工況時(shí)，室內(nèi)排風(fēng)溫度恒定為22℃，室外空氣溫度從20

℃降低至-10

℃，即室內(nèi)外溫差從2℃上升至32℃。1.7

性能評價(jià)參數(shù)

本模擬中，泵驅(qū)動(dòng)回路熱管能量回收裝置的性能由換熱量Q、溫度效率η和性能系數(shù)COP三項(xiàng)參數(shù)來評價(jià)。Q＝m·|hin-hout|

（10）

式中：m為制冷劑的質(zhì)量流量（kg/s）；hin為排風(fēng)換熱器的進(jìn)口空氣焓值（kJ/kg）；hout為排風(fēng)換熱器的出口空氣焓值（kJ/kg）。式中：T21為排風(fēng)換熱器的空氣進(jìn)口溫度（℃）；T22為排風(fēng)換熱器的空氣出口溫度（℃）；T11為新風(fēng)換熱器的空氣進(jìn)口溫度（℃）。式中：Q為換熱器的換熱量（kW）；W1為泵的功率（kW）；W2為排風(fēng)換熱器的功率（kW）；W3為新風(fēng)換熱器的功率（kW）。2

數(shù)據(jù)對比與分析文獻(xiàn)中對液泵驅(qū)動(dòng)回路熱管能量回收裝置進(jìn)行了試驗(yàn)研究，得出液泵驅(qū)動(dòng)回路熱管系統(tǒng)在夏、冬季工況運(yùn)行的換熱特性，本文將試驗(yàn)數(shù)據(jù)與模擬計(jì)算結(jié)果進(jìn)行對比，結(jié)果如圖3所示。由圖3可知，模擬計(jì)算值與試驗(yàn)值偏差小于10%，說明模型與實(shí)際相符。

3

模擬結(jié)果與分析3.1

夏季工況

圖4對比了兩種系統(tǒng)在夏季工況下系統(tǒng)換熱量隨室內(nèi)外溫差變化的情況。結(jié)果顯示，兩種系統(tǒng)的換熱量在4～16℃的室內(nèi)外溫差范圍內(nèi)均隨著溫差的升高而增大，在同一室內(nèi)外溫差工況下，氣泵驅(qū)動(dòng)回路的換熱量始終高于液泵驅(qū)動(dòng)回路，原因是在小溫差工況下，兩種系統(tǒng)的換熱器內(nèi)制冷劑均不能完全相變，而氣泵驅(qū)動(dòng)回路熱管系統(tǒng)的換熱器內(nèi)制冷劑的平均氣化率高于液泵驅(qū)動(dòng)回路熱管系統(tǒng)，管內(nèi)制冷劑的換熱系數(shù)更高，更有利于系統(tǒng)換熱。圖5對比了兩種系統(tǒng)在夏季工況下系統(tǒng)的溫度效率隨室內(nèi)外溫差變化的情況。結(jié)果表明，氣泵驅(qū)動(dòng)回路的溫度效率隨著溫差的升高而降低，而液泵驅(qū)動(dòng)回路的溫度效率隨著溫差的升高先降低，之后趨于穩(wěn)定。圖6對比了兩種系統(tǒng)在夏季工況下系統(tǒng)的COP隨室內(nèi)外溫差變化的情況。結(jié)果表明，兩種系統(tǒng)的COP均隨著溫差的升高而增大。溫差小于13℃時(shí)，氣泵驅(qū)動(dòng)回路的COP高于液泵驅(qū)動(dòng)回路，溫差大于13

℃時(shí)，液泵驅(qū)動(dòng)回路的COP超過氣泵驅(qū)動(dòng)回路，原因是液泵的功耗較氣泵更小，在大溫差工況下，液泵驅(qū)動(dòng)回路的性能系數(shù)提升更快。3.2

冬季工況圖7對比了兩種系統(tǒng)在冬季工況下系統(tǒng)的換熱量隨室內(nèi)外溫差變化的情況。結(jié)果顯示，兩種系統(tǒng)的換熱量在4～32℃的室內(nèi)外溫差范圍內(nèi)均隨著溫差的升高而增大，但氣泵驅(qū)動(dòng)回路在20

℃溫差后換熱量的增速減緩，在25℃溫差時(shí)兩種系統(tǒng)的換熱量均達(dá)到9.35kW，之后液泵驅(qū)動(dòng)回路的換熱量超過氣泵驅(qū)動(dòng)回路。原因是隨著室內(nèi)外溫差的升高，氣泵驅(qū)動(dòng)回路冷凝器出口處的制冷劑氣化率逐漸降低，直至完全發(fā)生相變，進(jìn)入過冷狀態(tài)的制冷劑不能及時(shí)送走，工質(zhì)在換熱器進(jìn)出口處的焓差增長緩慢，同時(shí)氣泵入口處工質(zhì)密度隨著溫差的上升而降低，系統(tǒng)工質(zhì)質(zhì)量流量下降，導(dǎo)致系統(tǒng)換熱量難以得到顯著提升，而液泵驅(qū)動(dòng)回路靠液泵提供循環(huán)動(dòng)力，系統(tǒng)的工質(zhì)質(zhì)量流量較為穩(wěn)定，在大溫差工況下系統(tǒng)性能仍能隨著溫差增大而顯著提升。圖8對比了兩種系統(tǒng)在冬季工況下系統(tǒng)的溫度效率隨室內(nèi)外溫差變化的情況。結(jié)果表明，氣泵驅(qū)動(dòng)回路的溫度效率隨著溫差的升高而迅速降低，而液泵驅(qū)動(dòng)回路的溫度效率隨著溫差的升高而緩慢上升。圖9對比了兩種系統(tǒng)在冬季工況下系統(tǒng)的COP隨室內(nèi)外溫差變化的情況。結(jié)果表明，兩種系統(tǒng)的COP均隨著溫差的升高而增大。在小溫差工況下，氣泵驅(qū)動(dòng)回路的系統(tǒng)COP高于液泵驅(qū)動(dòng)回路，但在大溫差工況下，隨著溫差增大，氣泵驅(qū)動(dòng)回路COP增長緩慢，而工質(zhì)泵的功耗更低，在15

℃溫差之后，液泵驅(qū)動(dòng)回路的COP超過氣泵驅(qū)動(dòng)回路。4

結(jié)論本文建立了氣泵驅(qū)動(dòng)回路熱管能量回收裝置和液泵驅(qū)動(dòng)回路熱管能量回收裝置應(yīng)用于排風(fēng)熱回收的數(shù)學(xué)模型，對兩種系統(tǒng)在夏、冬季不同室內(nèi)外溫差運(yùn)行工況下工作的性能進(jìn)行對比分析，得出如下結(jié)論：（1）氣泵驅(qū)動(dòng)回路熱管