風(fēng)冷式熱泵機(jī)組結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)及散熱性能研究

趙嵩穎, 王冬冬, 陳永, 陳雷

(1.吉林建筑大學(xué)市政與環(huán)境工程學(xué)院, 長(zhǎng)春 130118; 2.吉林省典航安裝工程有限公司, 長(zhǎng)春 130118)

風(fēng)冷式熱泵機(jī)組作為常見(jiàn)的能源利用設(shè)備之一,具有綠色環(huán)保、運(yùn)行可靠的優(yōu)點(diǎn),在夏季制冷應(yīng)用中發(fā)揮著重要作用。近年來(lái),隨著溫室效應(yīng)地不斷加劇,夏季環(huán)境溫度相對(duì)往年有所升高。受到室外高溫天氣的影響,熱泵機(jī)組存在出力受阻的現(xiàn)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(jī)組的散熱性能,還會(huì)增加機(jī)組運(yùn)行時(shí)的電能消耗[1],因此得到了學(xué)者的廣泛關(guān)注。

徐衛(wèi)榮等[2]通過(guò)在風(fēng)冷冷熱水機(jī)組空氣側(cè)增加表冷器的方式來(lái)降低系統(tǒng)能耗;Ghassem等[3]對(duì)入口前安裝有水霧預(yù)冷系統(tǒng)的空冷凝汽器進(jìn)行實(shí)驗(yàn)研究,得出該措施可改善局部環(huán)境溫度的結(jié)論;林阿強(qiáng)等[4]利用水霧比熱大和汽化焓高的特點(diǎn)對(duì)渦輪發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)行仿真模擬,研究發(fā)現(xiàn)預(yù)冷處理可降低預(yù)冷段內(nèi)的氣流溫度、大幅增加濕空氣的來(lái)流質(zhì)量流量;姜玉廷[5]在燃?xì)廨啓C(jī)透平葉片中引入水霧/空氣相變冷卻原理,結(jié)果發(fā)現(xiàn)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(yīng)用噴霧冷卻技術(shù)后,礦井降溫效果顯著,同時(shí)解決了風(fēng)冷卻降溫時(shí)冷負(fù)荷不足的問(wèn)題;曹玉鵬[7]利用理論研究、實(shí)驗(yàn)測(cè)試與仿真模擬相結(jié)合的方法對(duì)空調(diào)冷凝器進(jìn)行研究,得出在噴霧冷卻作用下,機(jī)組性能提升與室外環(huán)境溫度成正相關(guān);Zhang等[8]對(duì)采用噴霧裝置的煤礦回風(fēng)巷道進(jìn)行數(shù)值模擬及實(shí)驗(yàn)研究,有效解決了回風(fēng)巷道內(nèi)的粉塵污染問(wèn)題;Elisa等[9]利用三維模型對(duì)噴霧系統(tǒng)進(jìn)行模擬,研究結(jié)果表明冷卻效應(yīng)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(fēng)向上;Montazeri等[10]對(duì)帶有空心錐形噴嘴結(jié)構(gòu)的水噴霧系統(tǒng)進(jìn)行數(shù)值模擬,研究結(jié)果表明溫度參數(shù)的模擬值與測(cè)量值基本相同;Kabeel等[11]對(duì)利用冷水霧的蒸發(fā)式風(fēng)冷冷水機(jī)組進(jìn)行實(shí)驗(yàn)研究,結(jié)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(duì)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(yīng)用前景。

以上研究表明,水具有比熱大、汽化潛熱高的特點(diǎn),因此在降溫、除塵領(lǐng)域得到了廣泛應(yīng)用。本文研究通過(guò)參數(shù)實(shí)測(cè),并結(jié)合運(yùn)用Fluent軟件進(jìn)行仿真模擬的方式,來(lái)探究常規(guī)制冷工況下風(fēng)冷式熱泵機(jī)組的散熱狀況,針對(duì)散熱過(guò)程中存在的問(wèn)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(guò)添加不同形式的冷卻裝置進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化,旨在提高機(jī)組的散熱性能。同時(shí),借助實(shí)驗(yàn)對(duì)比分析了不同輔助裝置對(duì)機(jī)組散熱性能的影響。輔助散熱系統(tǒng)應(yīng)用的有效性及可行性,可為實(shí)際工程中風(fēng)冷式熱泵機(jī)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(shù)實(shí)測(cè)

以長(zhǎng)春市某建筑中的風(fēng)冷式熱泵機(jī)組為測(cè)試對(duì)象,對(duì)機(jī)組在常規(guī)制冷工況下的進(jìn)風(fēng)溫度、入口風(fēng)速、入口空氣濕度以及風(fēng)機(jī)出口排風(fēng)溫度進(jìn)行實(shí)測(cè),來(lái)研究長(zhǎng)春地區(qū)夏季環(huán)境空氣參數(shù)對(duì)機(jī)組散熱過(guò)程的影響。選取2021年7月16—25日作為測(cè)試時(shí)間,并記錄了當(dāng)時(shí)的室外天氣狀況,具體測(cè)試結(jié)果如表1所示。

表1 常規(guī)工況下機(jī)組參數(shù)實(shí)測(cè)結(jié)果Table 1 Measured results of unit parameters under conventional operating conditions

為探究常規(guī)制冷工況下機(jī)組散熱效果,選取7月18日14:40時(shí),沿著機(jī)組V型冷凝器內(nèi)側(cè)中心位置自下而上依次布置5個(gè)溫度監(jiān)測(cè)點(diǎn)(1為底端溫度監(jiān)測(cè)點(diǎn)、5為頂端溫度監(jiān)測(cè)點(diǎn)),監(jiān)測(cè)結(jié)果如表2所示。

表2 常規(guī)工況下機(jī)組冷凝器內(nèi)側(cè)溫度監(jiān)測(cè)結(jié)果Table 2 Monitoring results of temperature inside condenser of unit under conventional operating conditions

2 數(shù)值模擬分析

2.1 模型的建立

根據(jù)風(fēng)冷式熱泵機(jī)組實(shí)物,利用ANSYS ICEM建模軟件,按照風(fēng)冷式熱泵機(jī)組實(shí)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(jié)構(gòu)尺寸如下所述。

(1)風(fēng)冷式熱泵機(jī)組尺寸為長(zhǎng)×寬×高=2.2 m×1.1 m×1.0 m。

(2)由于風(fēng)冷式熱泵機(jī)組前后兩側(cè)與外界同時(shí)敞開,因此將機(jī)組前后兩側(cè)均作為進(jìn)風(fēng)口,尺寸為長(zhǎng)×高=2.2 m×1.0 m。

(3)風(fēng)機(jī)排風(fēng)口位于機(jī)組頂部,前后及左右兩側(cè)均對(duì)稱分布,排風(fēng)口直徑為0.7 m、高度為0.12 m,兩排風(fēng)口的間距為0.2 m。

圖1 風(fēng)冷式熱泵機(jī)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(shè)條件

為簡(jiǎn)化問(wèn)題、便于模擬分析,對(duì)計(jì)算模型進(jìn)行如下假設(shè)。

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

(2)機(jī)組內(nèi)部配電箱等部件的影響忽略不計(jì)。

(3)冷凝器換熱銅管采用單排管進(jìn)行模擬計(jì)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(duì)流換熱時(shí),空氣沿銅管軸向上的摻混換熱[13],僅考慮沿流動(dòng)方向上的溫度變化[14]。

2.3 網(wǎng)格劃分及獨(dú)立性檢驗(yàn)

采用ICEM CFD軟件對(duì)風(fēng)冷式熱泵機(jī)組模型進(jìn)行非結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格劃分,網(wǎng)格劃分結(jié)果如圖2所示。通過(guò)設(shè)置不同的網(wǎng)格單元尺寸,得到6種不同網(wǎng)格數(shù)量的網(wǎng)格劃分方案,如表3所示。

圖2 風(fēng)冷式熱泵機(jī)組模型網(wǎng)格劃分Fig.2 Grid division of air-cooled heat pump unit mod

為確保模擬結(jié)果的準(zhǔn)確性,在數(shù)值模擬求解之前需要先對(duì)物理模型進(jìn)行網(wǎng)格獨(dú)立性檢驗(yàn)。利用6種網(wǎng)格劃分方案,將機(jī)組進(jìn)風(fēng)溫度、入口風(fēng)速分別設(shè)定為30.5 ℃、1.1 m/s,并以常規(guī)制冷工況下的風(fēng)機(jī)出口風(fēng)溫作為檢驗(yàn)網(wǎng)格獨(dú)立性的指標(biāo),風(fēng)機(jī)出口風(fēng)溫與網(wǎng)格數(shù)量之間的變化關(guān)系如圖3所示。

表3 不同網(wǎng)格數(shù)量的網(wǎng)格劃分方案Table 3 Grid division schemes with different grid numbers

圖3 風(fēng)機(jī)出口風(fēng)溫與網(wǎng)格數(shù)量之間的變化關(guān)系Fig.3 Variation relationship between the wind temperature at fan outlet and the number of grids

由圖3可知,風(fēng)機(jī)出口風(fēng)溫隨著網(wǎng)格數(shù)量的增加而降低,尤其當(dāng)網(wǎng)格數(shù)量從30.3萬(wàn)增加至85.8萬(wàn)時(shí),風(fēng)機(jī)出口風(fēng)溫的變化率較為劇烈;當(dāng)網(wǎng)格數(shù)量在85.8×104～234.1×104時(shí),風(fēng)機(jī)出口風(fēng)溫逐漸變得平穩(wěn)并與實(shí)測(cè)值基本接近,其相對(duì)變化率在1%以內(nèi),滿足模擬計(jì)算精度要求。因此,選用方案4提供的網(wǎng)格作為后續(xù)求解計(jì)算的基礎(chǔ)。

2.4 計(jì)算參數(shù)設(shè)置及換熱模擬結(jié)果分析

2.4.1 邊界條件設(shè)置

選取表1中的一組實(shí)測(cè)數(shù)據(jù),2021年7月18日14:40時(shí)風(fēng)冷式熱泵機(jī)組的進(jìn)口風(fēng)溫和入口風(fēng)速,分別為30.5 ℃、1.1 m/s,作為常規(guī)制冷工況下數(shù)值模擬的初始溫度和風(fēng)速。機(jī)組前后兩側(cè)的進(jìn)口表面按計(jì)算域入口邊界進(jìn)行處理,并設(shè)為速度入口(velocity-inlet);風(fēng)機(jī)出風(fēng)口所在表面按計(jì)算域出口邊界進(jìn)行處理,并設(shè)為壓力出口(pressure-outlet);機(jī)組模型的左右兩個(gè)側(cè)面和底面均以絕熱邊界進(jìn)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(jìn)風(fēng)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(jī)組的換熱過(guò)程。離散方程的離散格式采用高精度的二階迎風(fēng)格式進(jìn)行計(jì)算。

2.4.2 換熱模擬結(jié)果分析

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

圖4 x=0.65 m截面處的溫度場(chǎng)及速度場(chǎng)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(chǎng)及速度場(chǎng)分布圖Fig.5 Distribution of temperature field and velocity field at z=0.55 m section

由模擬結(jié)果可知,兩截面處的空氣溫度和風(fēng)速分布具有左右對(duì)稱性。在冷凝器外側(cè),進(jìn)風(fēng)溫度是均勻的,為303.6 K,經(jīng)過(guò)V型冷凝器換熱銅管前后的溫度發(fā)生明顯變化且呈現(xiàn)縱向上的溫度分層。在相同進(jìn)風(fēng)參數(shù)下,由于機(jī)組頂端軸流風(fēng)機(jī)的作用,靠近出風(fēng)口處的溫度很快有所下降;而在遠(yuǎn)離出風(fēng)口處V型冷凝器內(nèi)側(cè)的中下端,因自然對(duì)流情況下進(jìn)入機(jī)組進(jìn)風(fēng)口的空氣流量少、迎面風(fēng)速小,且空氣對(duì)流傳熱系數(shù)較低,導(dǎo)致冷凝器內(nèi)側(cè)散熱效果較差,出現(xiàn)散熱“死區(qū)”,使得冷卻效率低下,這與表2中機(jī)組冷凝器內(nèi)側(cè)下端溫度高、上端溫度低這一實(shí)驗(yàn)監(jiān)測(cè)結(jié)果的規(guī)律基本一致。

2.4.3 模型驗(yàn)證

為了驗(yàn)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(shí)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(gè)監(jiān)測(cè)點(diǎn)對(duì)空氣溫度以及氣流速度分別進(jìn)行模擬與實(shí)測(cè)。各監(jiān)測(cè)點(diǎn)處模擬溫度與實(shí)測(cè)溫度的對(duì)比、模擬速度與實(shí)測(cè)速度的對(duì)比分別如圖6所示。

通過(guò)圖6中模擬值與實(shí)測(cè)值的對(duì)比可知,模擬溫度、模擬速度均高于實(shí)測(cè)溫度和實(shí)測(cè)速度,這是由于數(shù)值模擬是在相對(duì)理想狀態(tài)下進(jìn)行的仿真換熱過(guò)程,而在實(shí)測(cè)的過(guò)程中,因?qū)嶒?yàn)儀器的誤差、人為操作影響等因素的限制無(wú)法達(dá)到仿真模擬所得到的結(jié)果。從圖6可以看出,各監(jiān)測(cè)點(diǎn)處的模擬結(jié)果與實(shí)測(cè)數(shù)據(jù)之間的差值相對(duì)較小,溫度的差值在1 K以內(nèi),速度的差值小于0.3 m/s,且變化趨勢(shì)基本一致。通過(guò)對(duì)比分析發(fā)現(xiàn),利用該模型計(jì)算出的模擬值與實(shí)測(cè)值吻合良好,充分說(shuō)明了物理模型建立、網(wǎng)格劃分和邊界條件設(shè)置的合理性及數(shù)值模擬結(jié)果的準(zhǔn)確性。

圖6 模擬值與實(shí)測(cè)值對(duì)比Fig.6 Comparison between simulated and measured values

3 散熱結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)

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(fēng)冷式熱泵機(jī)組基礎(chǔ)上,通過(guò)對(duì)機(jī)組增加輔助散熱系統(tǒng)的方式進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化,以強(qiáng)化換熱過(guò)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(yù)冷裝置和霧化噴淋裝置,如圖7所示。

1為漸縮管風(fēng)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(yùn)行原理

機(jī)組外殼安裝有一組感溫器,當(dāng)感知環(huán)境溫度超過(guò)設(shè)定值時(shí)通過(guò)感應(yīng)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(guò)進(jìn)風(fēng)口上端的噴水孔2向下方噴出水霧進(jìn)而形成“濕簾”,來(lái)對(duì)進(jìn)風(fēng)口前的熱空氣進(jìn)行等焓加濕處理,以此達(dá)到預(yù)冷目的。水簾預(yù)冷裝置中,為了形成良好的循環(huán)風(fēng)量,通過(guò)添加漸縮管風(fēng)口1的形式來(lái)加快空氣流動(dòng),進(jìn)而提高機(jī)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(qū)動(dòng)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(guò)噴水孔向冷凝器4噴射水霧,水霧蒸發(fā)的同時(shí)與銅管內(nèi)制冷劑進(jìn)行熱質(zhì)交換,從而實(shí)現(xiàn)冷卻降溫目的。水的蒸發(fā)是一種由氣-液濃度差驅(qū)動(dòng)的擴(kuò)散現(xiàn)象[16],其關(guān)鍵在于制造出細(xì)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(shí)使霧化接觸面積最大化。

4 輔助散熱系統(tǒng)實(shí)驗(yàn)

4.1 實(shí)驗(yàn)內(nèi)容

本次實(shí)驗(yàn)以風(fēng)冷式熱泵機(jī)組為研究對(duì)象,首先,研究不同輔助散熱裝置作用下的測(cè)點(diǎn)溫度變化;其次,對(duì)比分析不同輔助散熱裝置對(duì)機(jī)組散熱性能的影響,來(lái)綜合比較兩種輔助散熱裝置的優(yōu)劣性;最后,分別對(duì)輔助散熱裝置作出經(jīng)濟(jì)適用性分析。

4.2 實(shí)驗(yàn)工況

實(shí)驗(yàn)選取了4種長(zhǎng)春地區(qū)夏季典型室外空氣狀態(tài),同時(shí)選擇了兩種噴霧量作為實(shí)驗(yàn)工況,室外空氣參數(shù)和噴霧量分別如表4和表5所示。

表4 室外空氣參數(shù)Table 4 Outdoor air parameters

表5 噴霧量Table 5 Spray flow rate

4.3 實(shí)驗(yàn)結(jié)果及分析

4.3.1 添加輔助散熱裝置對(duì)測(cè)點(diǎn)溫度的影響

不同輔助散熱裝置作用下的測(cè)點(diǎn)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(duì)流下散熱的冷凝器相比較,無(wú)輔助散熱裝置時(shí)測(cè)點(diǎn)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(yù)冷裝置作用后測(cè)點(diǎn)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(duì)于水簾預(yù)冷裝置2.4 K的測(cè)點(diǎn)平均降溫幅度,霧化噴淋裝置時(shí)測(cè)點(diǎn)平均降幅達(dá)到5.8 K,即在同一測(cè)點(diǎn)處,增加輔助散熱裝置相比無(wú)輔助裝置降低了散熱死區(qū)溫度,提升了機(jī)組散熱效率。

4.3.2 不同裝置條件下機(jī)組散熱性能變化

未增加輔助散熱系統(tǒng)時(shí),風(fēng)冷式熱泵機(jī)組的散熱可視為室外進(jìn)風(fēng)空氣的等濕升溫過(guò)程[11],這部分的散熱量?jī)H以顯熱形式向環(huán)境空氣釋放,排風(fēng)溫度上升且含濕量不變;應(yīng)用輔助散熱系統(tǒng)后,散熱量轉(zhuǎn)變?yōu)閮煞矫?一方面以顯熱形式增加排風(fēng)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(fēng)機(jī)出口排風(fēng)的含濕量。

不同室外空氣狀態(tài)下風(fēng)機(jī)出口排風(fēng)溫度的變化曲線如圖9所示。從圖9中可以看出,風(fēng)機(jī)出口排風(fēng)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(yù)冷裝置作用下的出口排風(fēng)溫度與無(wú)輔助裝置時(shí)的溫差為1 ℃,霧化噴淋裝置作用下的溫差為5.6 ℃,從而導(dǎo)致霧化噴淋裝置整體的降溫散熱能力比水簾預(yù)冷裝置高約11%。在相同環(huán)境溫度下,風(fēng)機(jī)出口排風(fēng)溫度的降幅排序如下:無(wú)輔助裝置<水簾預(yù)冷裝置<霧化噴淋裝置,這與圖8中不同裝置下的測(cè)點(diǎn)溫度無(wú)輔助裝置>水簾預(yù)冷裝置>霧化噴淋裝置的規(guī)律基本一致。受冷卻介質(zhì)換熱機(jī)理差異的影響,水簾預(yù)冷裝置通過(guò)對(duì)進(jìn)風(fēng)口前的熱空氣進(jìn)行等焓加濕,并利用預(yù)冷后的濕空氣作為冷卻介質(zhì)與銅管內(nèi)的冷媒進(jìn)行熱交換,但并未從根本上改變空氣側(cè)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(shí)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(jī)組的散熱性能。

圖8 水簾預(yù)冷裝置與霧化噴淋裝置測(cè)點(diǎn)溫度變化對(duì)比Fig.8 Comparison of temperature changes at measuring points of water curtain precooling device and atomizing spray device

圖9 風(fēng)機(jī)出口排風(fēng)溫度Fig.9 Exhaust temperature at fan outlet

風(fēng)機(jī)出口排風(fēng)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(fēng)機(jī)出口排風(fēng)增加的含濕量與室外環(huán)境溫度呈正相關(guān)關(guān)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(fēng)機(jī)出口排風(fēng)增加的含濕量達(dá)到4.1 g/kg,添加水簾預(yù)冷裝置后風(fēng)機(jī)出口排風(fēng)增加的含濕量減少至2.3 g/kg,而無(wú)輔助裝置作用下,風(fēng)機(jī)出口排風(fēng)含濕量未發(fā)生改變。通過(guò)計(jì)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(yù)冷裝置高,且高78%以上。對(duì)比結(jié)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(fēng)機(jī)出口排風(fēng)增加的含濕量Fig.10 Increased moisture content at fan outlet exhaust

4.4 經(jīng)濟(jì)性分析

系統(tǒng)的經(jīng)濟(jì)效益,是評(píng)價(jià)其優(yōu)劣程度以及可推廣性的一個(gè)重要指標(biāo)。本文研究從初投資和運(yùn)行費(fèi)用的角度出發(fā),對(duì)輔助散熱系統(tǒng)進(jìn)行經(jīng)濟(jì)性分析。

表6為輔助散熱系統(tǒng)的初投資費(fèi)用,由表6可知,霧化噴淋裝置的初投資費(fèi)用相比水簾預(yù)冷裝置要多26%左右,但兩者的初投資費(fèi)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(yùn)行費(fèi)用指的是在日常運(yùn)行過(guò)程中所產(chǎn)生的費(fèi)用,包括電費(fèi)、水費(fèi)以及更換配件費(fèi)等。該項(xiàng)目為新建試驗(yàn)項(xiàng)目,因此更換配件費(fèi)可忽略,則其運(yùn)行費(fèi)用主要為設(shè)備運(yùn)行電費(fèi)和水費(fèi)。該項(xiàng)目位于吉林長(zhǎng)春,供冷建筑面積約為240 m2,夏季供冷時(shí)間按60 d計(jì)算,該地區(qū)的電價(jià)取0.54元/(kW·h)。設(shè)備全年運(yùn)行電費(fèi)=輸入功率×當(dāng)?shù)仉妰r(jià)×設(shè)備運(yùn)行數(shù)量×日運(yùn)行時(shí)間×年運(yùn)行天數(shù)×年均負(fù)荷系數(shù)。經(jīng)考察評(píng)估,系統(tǒng)實(shí)際運(yùn)行階段的年均負(fù)荷系數(shù)取0.75。相應(yīng)的運(yùn)行費(fèi)用詳情如表7和表8所示。

表7 水簾預(yù)冷裝置運(yùn)行費(fèi)用Table 7 Operating cost of water curtain precooling device

表8 霧化噴淋裝置運(yùn)行費(fèi)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(yùn)行費(fèi)用相比水簾預(yù)冷裝置高約32%,但兩種裝置各自的總費(fèi)用較低。水簾預(yù)冷裝置總費(fèi)用為51.3元,折合夏季單位面積供冷費(fèi)用為0.21元/m2;霧化噴淋裝置的總費(fèi)用為67.66元,折合夏季單位面積供冷費(fèi)用為0.28元/m2。

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

5 結(jié)論

(1)在夏季常規(guī)制冷工況下,通過(guò)對(duì)風(fēng)冷式熱泵機(jī)組冷凝器內(nèi)側(cè)溫度的實(shí)驗(yàn)監(jiān)測(cè)以及利用Fluent軟件對(duì)風(fēng)冷式熱泵機(jī)組換熱過(guò)程的仿真模擬,發(fā)現(xiàn)機(jī)組冷凝器內(nèi)側(cè)存在散熱“死區(qū)”,是導(dǎo)致風(fēng)冷式熱泵機(jī)組冷卻效率低,散熱效果不佳的主要原因。

(2)選取了11個(gè)監(jiān)測(cè)點(diǎn)對(duì)機(jī)組內(nèi)的空氣溫度和氣流速度分別進(jìn)行模擬與實(shí)測(cè),計(jì)算模型的模擬值與實(shí)測(cè)值之間具有較好的吻合度,表明計(jì)算模型的合理性及數(shù)值計(jì)算結(jié)果的準(zhǔn)確性。

(3)通過(guò)對(duì)普通風(fēng)冷式熱泵機(jī)組增加輔助散熱系統(tǒng),既實(shí)現(xiàn)了機(jī)組的結(jié)構(gòu)優(yōu)化,又起到了對(duì)機(jī)組強(qiáng)化換熱過(guò)程、提高散熱效率的作用。

(4)實(shí)驗(yàn)結(jié)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(yù)冷裝置在機(jī)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(jī)組散熱效果更好。在初投資和運(yùn)行費(fèi)用上,盡管霧化噴淋裝置相比水簾預(yù)冷裝置高約32%,但2種裝置各自的總費(fèi)用較低,經(jīng)濟(jì)性優(yōu)勢(shì)明顯。從技術(shù)性和經(jīng)濟(jì)性兩方面綜合比較,霧化噴淋裝置的性價(jià)比更高,適宜在高溫低濕地區(qū)推廣使用。