毛细管重力循环供热装置的设计及热工性能的实验研究

重力循环空调技术首先兴起于德国及欧洲的一些其他国家口]。目前，重力循环供冷产品在欧洲已经上市并发展迅速，在该地区的很多工程中得到了应用。该技术的优点在相当多的工程实例（包括几乎所有种类的建筑与可能的用途）中得到了很高的评价，显示出良好的发展前景^[2]。

重力循环空调系统具有使用寿命长、维修方便、运行费用少等特点。此外，与其他同类产品相比，毛细管重力循环空调系统有两个突出优点：首先，重力循环空调系统没有风管系统和风机设备，因此能够实现真正的安静制冷，无噪声，这是其他空调产品无法比拟的；其次，毛细管重力循环空调系统能够利用低温热源直接供暖，这是一个非常显著的优势。它可以利用可再生能源，例如工业废热、电厂废热等。能源通过逐级多次利用可以达到合理配置的效果，节约能源。而且，它还可以直接利用低温地热。

可再生能源总量巨大，以工业废热为例，有统计指出，人类所使用的热能中有50%最终以低品位废热的形式直接排放^[3]。我国能源利用率更低，一次能源利用率为30%^[4]，利用和回收这部分能源，可减少工业能源消耗和温室气体的排放，既有助于解决我国的能源问题，又能减少能源生产过程中的环境污染^[5]。

中低温地热的直接利用一直存在两个问题：1)低温地热水利用率不高。低温地热水排放或回灌温度基本在40℃左右；由于应用范围较小，中低温地热一般用于发电。2）地热发电热能利用效率低。直接利用地热利用率为50%～70%，而地热发电仅为5%～20%^[6]。这两点造成了低温地热源的浪费。而重力循环空调系统可直接利用低温热源的优势恰恰解决了这两个问题，能够更好地实现地热源的利用。在我国，中低温地热资源丰富，对地热资源进行直接开发利用，有广阔的发展前景。并且对地热资源进行直接开发利用的投资比地热发电要少得多，所以地热资源的直接利用比较适合我国的国情^[7]。这就给重力循环空调系统在我国的发展提供了很大的空间和适用性。

目前，重力循环供热装置的开发应用存在两大难题。第一，国外重力循环空调系统虽是比较成熟的技术，但是该系统主要应用于供冷系统，如要应用于供热系统，就有可行性和适用性问题。第二，关于重力循环空调系统的资料虽然很多，但是关于技术性的资料很少，即使在国外此技术很成熟的地区，由于产权保护，资料的获得也非常困难。从目前已发表的文献看，关于该技术的研究工作大多停滞在利用已有空调的性能参数研究重力循环供热装置系统在建筑中的应用效果上^[8]，未见关于此种装置本身性能参数的研究及开发装置方面的文献资料。此种情况下这种装置的应用和继续研究会有一定限制。

本文从可用于低温供热的重力循环供热装置人手，通过样品的设计开发及对其热工性能进行实验研究，为此种装置在国内的工程应用和继续研究提供基础数据。

重力循环供热装置的运行原理与重力循环供冷基本相同，如图1所示，循环井内空气与循环井外空气存在密度差(ρ_in - ρ_out)，在重力作用下产生驱动力(ρ_in - ρ_out)gh，使循环井内的空气流动。室内冷空气温度较低，密度较大，受重力下降，由下部开口进入重力循环装置。冷空气通过换热器而被加热，密度逐渐变小，在浮力的作用下，沿管道上升，并从顶部开口流出管道，压向室内而弥漫开来，形成热气流。热风扩散到室内，起到加热作用。在室内逐渐变冷下降，再次流入下部开口的管道，这样在空气与管道之间形成了一个仅依靠重力的循环。在这个循环作用之下，室内空气不断地通过管道循环流动，从而提高了室温。重力循环供热装置的换热为热压作用下的自然对流换热，本重力循环供热装置是以原有重力循环空调系统为基础改进的。

图1 重力循环供热装置结构及原理图

本部分设计是按照重力循环供热装置的运行原理设计的。由于重力循环供热装置与重力循环空调系统原理相同，这部分的设计与重力循环空调系统相似。

如图1所示，基础设计有三点。第一，设置一个高度与房间高度相仿的空腔或槽体，形成一个加热管道，作循环井使用。第二，槽体的上下部与室内连通。在槽体的上、下部分别可根据实际情况装设百叶窗式进风口和出风口。第三，槽体内部装设一排或多排毛细管栅作为换热装置。这些毛细管栅并联连接形成统一体，留出一根供水干管和和一根回水干管与系统相连。

本部分设计针对重力循环供热装置的供热用途进行。

第一，考虑到供热工况的排气问题，在上端干管的最高点处设置排气阀，以便系统排气，避免出现装置运行时部分毛细管被气泡阻塞和失调等问题。

第二，装置较高且运行工质为水，自重较大，装置运行时干管易受力变形，导致结构混乱，排气不畅。因此，在毛细管栅顶端和底端分别装设可调固定支架，便于调节并协助排气。可调固定支架由调节螺母、垫圈、支架体和固定件等组成。

第三，当供水温度较高时，毛细管栅易产生轻微变形，向中间靠拢，导致结构混乱，影响供热效果。因此在毛细管栅联箱边缘设置若干固定拉环，以起到固定作用。

本部分设计与结构无关，系根据具体情况对安装过程所作的调整。

供冷工况时系统采用下供上回。供热工况时调整为上供下回。调整后内部工质运动方向与空气流动方向相反，形成逆流，有利于换热。同时，上供下回便于连接。

实验地点为哈尔滨工业大学的标准散热器性能试验台。试验台的测试空间为4m×4m×2.8m。

自然对流换热测量对实验的要求为建立一个长时间可控制的、不受外部扰动的自然对流环境。因为在自然对流换热状况下，空调器表面传热系数受周围气流影响很大。若有空气扰动则传热系数增大，测试精度减小。为此要求实验台周围空气不受外界的干扰，保证在实验过程中空间温度（按照规范设置）保持不变。

为保证测试精度，空调器安装在恒温室内。安装空调器的恒温室与实验人员控制操作间分开，避免操作人员对室内气流的干扰。测量仪器使用前经过严格标定。供水温度经过自控阀的控制，保证供水平均温度波动在实验允许的误差范围内。

本实验的主要目的为测试空调器样品的热工性能，确定空调器样品的供热量与供水温度和循环水流量之间的关系；测试最大供热量、最小供热量。

测试的主要参数为供、回水温度，循环水流量，室内参考点温度。与一般散热器测试不同的是，本实验需要考虑设备侧进风口处、出风口处空气温度均匀性问题和装置运行过程中毛细管栅各支管之间的水力平衡问题。因此，选用哈尔滨工业大学研制的BEC多点温度采集器在进风口处、出风口处以及装置内部毛细管栅处自动记录数据，以检验进风口处、出风口处空气温度均匀性和装置运行过程中毛细管栅各支管之间的水力平衡，并协助工况调节。

选择的测试样品内部装设有5排毛细管栅。毛细管外径3.4 mm，壁厚0.55 mm，间距10 mm。样品外形尺寸为1.14 m×0.2 m×2.22 m，上、下部风口尺寸为1.14 m×0.4 m。

2.2.1 供、回水温度测量

供、回水温度可直接从标准散热器试验台控制室的计算机显示器上读取。数据经严格校正后使用。

2.2.2 循环水流量测量

循环水流量由手动流量控制器测量。待系统稳定以后，用自动切换器量取10 s内的流量，再用天平称量并换算出循环水流量。

2.2.3 室内参考点温度测量

参考点位置设置在测试台中心轴线距地面1.5 m处。测试仪器为标准铂电阻，数据可直接从控制显示器上读取，经严格标定后使用。

本文中参考点温度一般控制在18℃左右。

2.2.4 进风口、出风口测点布置

此处设置测点的目的是检验进风口处和出风口处空气温度是否均匀，以便为实验过程中的调节提供参考，所得数据不参与计算。

将进风口、出风口面积平均分成10份，在每份的中心点设置测点。测试仪器选用哈尔滨工业大学研制的BEC多点温度采集器。

2.2.5 毛细管栅表面测点布置

此处设置测点的目的是检验装置运行过程中毛细管栅各支管之间是否水力平衡，作为调节的参考依据，所得数据不参与计算。

测点布置在第二排毛细管栅上，此排毛细管栅共有4个联箱，在每个联箱上平均布置5个测点。测试仪器选用哈尔滨工业大学研制的BEC多点温度采集器。

初步实验主要是运行调试阶段。将装置安装完毕、各测点布置完毕后开始运行调节。经过一天的运行发现系统存在两大问题。

第一，装设在毛细管栅上的测点显示毛细管栅存在水平失调问题。经仔细检查，问题在于毛细管管径过小，初次运行排气不完全。

重新启动系统，以小流量、低供水温度工况运行2～3 h，直至毛细管栅上的测点显示值基本均匀为止。每次系统运行结束时关闭装置供、回水干管处的阀门，保持到下次系统启动时装置为满水保养状态。

第二，装设在装置进风口、出风口处的测点显示出风口送风温度不均匀。装置送风方式为自然对流，风速较小，若进风口、出风口面积较大，则容易出现上述情形。因此逐步缩小进风口、出风口面积。改进若干次以后，最后确定进风口、出风口尺寸分别为1. 06 m×0.28 m，1.06 m×0.38 m。此时进风口、出风口处的测点显示出风口送风温度均匀。此后的实验数据均以此进风口、出风口尺寸为准。

选取有代表性的工况进行测试。考虑到本空调器是低温装置，工况选取时供水温度上限值不能取过高，但是供水温度过低会导致散热量小，参数不容易控制，因此，供水温度范围控制在30～50℃。实验过程中应用手动流量控制器调节流量，流量过小不易控制，因此循环水流量最小值取为200kg/h，且由于实验时间有限，测试工况不能太多，因此上限值取为400 kg/h。

具体工况选取为：供水温度30℃，35℃，40℃，45℃，50℃；循环水质量流量200 kg/h，300kg/h，400 kg/h。每个工况重复测试三次，测试数据均经过严格校正后取平均值参与计算，具体计算方法及分析如下。

由热量计算公式得

式中Q_water ——水的散热量；

    m_water ——水的质量流量；

    C_p,water ——水的比热容（查表得到）；

     ∆t_water ——供、回水温差。

根据校正后的数据绘制装置供热量与流量关系图和供热量与供水温度关系图。其中，部分具体工况见表1。

    表1 空调器样品热工况计算数据统计

1）从图2和表1可以看出，这种重力循环供热装置在本实验中的最大供热量为1 859. 60 W，此时供水温度为50. 61℃，循环水流量为315. 36 g/h。最小供热量为454. 23 W，此时供水温度为30. 57℃，循环水流量为215. 28 kg/h。

图2 供热量与循环水量关系图

文献^[9]给出的一般住宅面积热指标Q_F＝46～70 W/m²，文献^[10]给出的一般住宅面积热指标Q_F＝58～64 W/m²，文献^[11]给出的一般住宅面积热指Q_F＝80～105 W/m²，节能建筑供热规划和设计中，供暖设计热指标可取30～35 W/m^2[12]。标准散热器试验台面积为16 m²，按照文献中的最大面积热指标计算，所需热量为1680 W，小于设备最大散热量1 859. 60 W。可见这种新型空调器完全可以满足一般房间的热负荷需求。

2）由图2可以看出，供水温度相同时，循环水流量的不同对装置的供热量影响不大。因此在实际应用中，利用调节循环水流量的方式改变供热量意义不大，效果不明显。

3）重力循环供热装置的传热系数计算。

    传热系数＝Q/{[(t_g+t_h)/2-t_o]A}    (2)

式中Q ——散热量，

    t_g ——供水温度；

    t_h ——回水温度；

    t_o ——室内参考点温度；

    A ——装置内部毛细管表面积，经计算为 7.97 m²。

实验中最小散热量为454. 23 W，此时供水温度为30. 57℃，回水温度为20. 76℃，室温为18. 39℃。经计算本实验中最小传热系数为4.88W/（m²·℃)。

实验中最大散热量为1859.6 W，此时供水温度为50. 61℃，回水温度为45. 56℃，室温为18. 08℃。经计算最大传热系数为7.86 W/（m²·℃)。

由式(2)可见，本实验中最小传热系数为4.88 W/（m²·℃)，最大传热系数为7. 86 W/（m²·℃)。利用图2中数据插值求得供水温度分别为30℃，35℃，40℃，45℃，50℃，循环水质量流量分别为200 kg/h，300 kg/h，400 kg/h工况下的传热系数。

4）由图3供热量与供水温度关系图可以看出，装置换热量与供水温度关系曲线规律明显，成线性关系。如应用与样品相同规格的重力循环供热装置，可以应用此曲线作为依据。如应用与样品规格不同的重力循环供热装置，也可以将此曲线作为参考。

 
图3 供热量与供水温度关系图

5）综合图2和图3可以看出，装置换热量与供水温度关系曲线都要比换热量与流量关系曲线陡峭。这说明在调节供热量时，利用调节供水温度的方式比调节循环水流量有效。在实际应用中，应采取调节供水温度的方式调节供热量。

6）曲线拟合和公式拟合。在4)中已提到换热量与供水温度成线性关系，因此可以根据已有数据拟合；2）中提到循环水流量的不同对装置的供热量影响不大，因此可以抽取一组循环水流量相同的数据拟合；由图3可以看出，循环水流量为200 kg/h和400kg/h时数据误差较小。综上选取循环水流量为200kg/h的数据进行换热量与供水温度曲线和换热量与供水温度关系拟合，拟合结果如图4所示。具体工程应用中可根据供水温度的不同按

照式(3)计算供热量，或根据图4中曲线进行插值计算。

图4 供热量与供水温度拟合曲线

拟合公式为

式中Q_o -设备的散热量；

    t_供——供水温度。

需要注意的是，本文中实验供水温度下限为30℃，上限为50℃；循环水流量下限为200 kg/h，上限为400 kg/h，其余区间没有进行验证，因此，所得公式和曲线的应用范围为供水温度30～50℃，循环水流量200～400 kg/h。

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