间歇运行的海水热泵的冬季运行特性分析

间歇运行的海水热泵的冬季运行特性分析
            
       海水热泵的蒸发器直接布置在近岸海水中海水与蒸发器表面为自然对流换热,在间歇运行的开机阶段,蒸发器中的热泵工质从周围的海水中吸热,并可能使蒸发器管表面的海水温度低于其冰点温度,海水在蒸发器表面结冰并放出凝固潜热。当冰层达到一定厚度时,热泵停机,此时由于蒸发器周围的海水温度高于海水冰点温度,蒸发器表面的冰层从周围海水中吸热融化,当冰层全部化为海水时,热泵再开机制热。如此间歇循环运行,从而不断把热量输送给热用户。
    间歇运行的海水热泵在开停机阶段的平均制热量要等于热用户的需热量,因此其在开机阶段的制热量要比连续运行的海水热泵大,且由于蒸发器表面海水为自然对流换热,蒸发器的传热系数较小,故蒸发器的尺寸也大于连续运行的海水热泵蒸发器(但其优点是可省去蒸发器的海水循环泵。蒸发器管路较长引起制冷剂流动阻力偏大时,可采用换热管多路并联的方法解决)。
    间歇运行的海水热泵的开停周期长短与蒸发器允许的结冰厚度及海水温度有关。允许冰层越厚、海水温度越低,则开机、停机的时间越长。开机时间越长,则开机阶段后期,热泵的制热性能越差(开机阶段后期由于冰层较厚且冰的热导率较小,蒸发器的传热热阻增加很多,使蒸发器的换热量及工质蒸发温度明显下降,热泵的制热量和制热性能系数均迅速降低),故在实际运行时,应选择合理的开停机周期。
    设海水温度twn=1℃,工质蒸发温度ten=-5℃,蒸发器管外直径Do=30 mm,蒸发器管或其冰层表面与海水的自然对流换热系数为αn=200W /(m2·K),则其热阻Rn=1/αn=5×10-3(m2·K) /W。设蒸发器管内工质的换热热阻及管壁热阻均较小可不计,则海水换热热阻与冰层热阻之和即为蒸发器的传热热阻。取冰层的热导率λ=2. 25W /(m·K),则当冰层厚度(近似按平壁估算)
    δ=λRn=2. 25×5×10-3m=11. 25 mm (1)时,冰层热阻与海水自然对流换热热阻相同,蒸发器的传热系数约降为未结冰时的50%。
    设开机过程开始时,蒸发器表面的冰层厚度δ0=0 mm,此时海水与热泵工质之间的传热系数k1=200W /(m2·K);在开机阶段结束时,蒸发器表面的冰层厚度δ=11. 25 mm,此时的传热系数近似为k2=100W /(m2·K);取开机过程中的平均传热系数取为km=(k1+k2) /2=(200+100) /2=150W /(m2·K)。设整个开机过程中,热泵工质从海水中吸收热量的速率(包括海水传入的热量和海水结冰放出的潜热)保持为k=200W /(m2·K),则开机过程的时间τon(单位为s)应满足下式(设蒸发器管长为L=1 m,海水结冰的潜热为r=320 kJ/kg,冰的密度为ρ=920 kg/m3):(k-km)π(D0+δ)L(twn-ten)τon≈π(D0+δ)Lδρr(2)
    将已知各量代入上式有:(200-150)×3. 14×(30+11. 25)×10-3×1×(1+5)τon≈3. 14×(30+11. 25)×10-3×1×11. 25×10-3×920×320×1 000
    由上式解得:τon≈11 040 s≈184 min。设冰层厚度达11. 25 mm后进入停机阶段。在停机阶段冰层从海水中吸热融化,设海水与冰层的对流换热系数为αn=200W /(m2·K),冰层温度为tm=-1. 91℃,则停机时间(即冰层融化时间)τoff应满足下式:
    αnπ(D0+δ)L(twn-tm)τoff≈π(D0+δ)Lδρr(3)将已知各量代入:
    200×3. 14×(30+11. 25)×10-3×1×(1+1. 91)τoff≈3. 14×(30+11. 25)×10-3×1×11. 25×10-3×920×320×1 000
    由上式解得:τoff≈5 691 s≈95 min。