在夏热冬冷地区, 冷热源方案选择主要为:冷水机组加锅炉、地源热泵、水源热泵或空气源热泵。但这些传统冷热源方案存在诸多弊端, 比如冷水机组加锅炉方案中夏季锅炉闲置、空气源热泵冬季易结霜, 水/地源热泵较大程度地受地质条件影响等问题[1-2], 热源塔热泵系统的出现则有效地避免了这些问题。热源塔热泵是一种实用新型的热泵技术, 其核心部件为热源塔, 通过低温防冻溶液吸收空气中的热能, 为热泵机组提供热源;热源塔在夏季可用作冷却塔, 一塔两用, 节约成本。

　　 由于热源塔具有广阔的节能前景, 许多学者对其进行了深入的研究。刘秋克等人对热源塔热泵低热能再生技术在我国南方的应用进行了阐述和分析[3];张晨等人对热源塔在空调冷热源中的应用进行了详细分析, 并对3种典型结构的热源塔进行了比较[4-5];梁彩华等人对热源塔热泵系统的构建、热源塔传质特性分析、传热传质模型的建立以及液气比优化分析都进行了详细的阐述[6-8];章文杰等人通过研究热源塔水蒸气的相变潜热占总吸热量的比例来分析将湿空气中水蒸气的相变潜热用于空调方式供暖的热源[9];贺志明等人建立了闭式热源塔的数学模型, 利用MATLAB自编程序, 实现了对喷淋工况下热源塔的数值模拟[10];黄从健等人对冬季干工况下闭式热源塔传热特性进行分析, 建立了热源塔传热方程, 用经典四阶Runge-Kutta方法结合MATLAB软件求解方程[11];李胜兵等人对低温高湿工况下热源塔的换热性能特性进行了实验研究[12];王廷伟分析了闭式热源塔换热器冬季结霜问题, 建立了数值计算模型, 并利用MATLAB拟合验证, 得出在结霜工况下, 宽肋片显热换热量占全热换热量的比值比窄肋片大, 塔内空气比焓大概呈线性分布[13];Zhang等人基于逆流式热源塔建立了传热传质过程的分析模型, 该模型相比传统采用的Merkel近似模型更加接近实际过程[14];Cheng等人详细介绍了热源塔热泵空调系统的工作原理和流程, 并且分析了在不同室外空气参数下系统的换热效率, 得出热源塔热泵空调系统在防霜工况下能够提高换热效率的结论[15];Comini等人对空气处理过程的显热和潜热进行了理论分析, 得出了传热传质类比的适用条件[16]。然而, 对于闭式热源塔管内溶液进口温度对出口温度、吸热量和能效比的影响以及管内溶液与进口空气质量流量比值对吸热效率的影响却没有相关研究, 不同影响因素对吸热效率和能效比的影响显著性也很少提及。本文通过实验对上述规律以及影响显著性分别进行了研究, 为闭式热源塔的结构改造和运行参数的选择提供理论依据。

　　 本实验采用的闭式液水分离热源塔和水源热泵机组的具体技术参数如表1所示。

　　 实验台现场如图1所示, 闭式热源塔利用管内循环溶液作为载热介质从空气中提取低品位热能, 通过热泵机组输入高品位电能, 将从室外吸收的热量释放到室内, 从而满足供热的需求。

　　 闭式热源塔热泵系统如图2所示, 系统主要由管内溶液循环系统和室内循环水系统组成。在管内溶液 (本实验所用的是CaCl₂溶液) 循环系统中, 通过热源侧循环水泵将管内循环溶液送入热源塔盘管换热器中, 与空气进行换热, 吸收空气中的热能后进入室内循环水系统中的蒸发器, 通过介质将热泵机组从闭式热源塔吸收的热量输送给负荷侧, 从而实现向室内的供热。

　　 采用手持风速仪测量出风口风速, 考虑到出风断面上流速分布的不均匀性, 必须在同一断面上多点测量, 然后求出该断面风速的算术平均值作为断面上的平均流速, 再乘以断面的横截面积得出风量。将测点布置在一系列等面积同心环上, 同心环的环数选取参照表2。

　　 同心环上各测点距中心的距离计算公式近似如下:

　　 式中R_j为第j环的半径, mm;R₀为横截面半径, mm;j为从截面中心算起的同心环序号;n为截面划分的同心环总数。

　　 各个测点的分布如图3所示, 其中实线圆表示闭式热源塔出风口截面, 虚线圆表示虚拟划分的圆环, 黑点表示各个风速测量点。

　　 本实验所采用的测量仪器参数见表3。

　　 误差造成的不确定度W由下式表示[17]:

　　 式中W₁, W₂, …, W_n为各个测量参数误差所造成的不确定度。

　　 每个测量参数误差都包括系统误差和随机误差, 每种测量误差所引起的不确定度由下式表示[17]:

　　 式中W_{i, s}和W_{i, u}分别为第i项测量参数的随机误差和测量误差导致的不确定度。

　　 主要测量参数为:进出热源塔的空气干球温度和湿球温度、出塔空气风速、管内溶液流速、管内溶液密度以及进出热源塔管内溶液温度。根据实验所测量的实验数据和仪器本身存在的测量误差, 空气侧和溶液侧的不确定度分析结果分别如表4, 5所示。

　　 综上, 空气侧总不确定度为5.3%, 溶液侧总不确定度为3.4%, 测量误差较小, 能够满足实验测试的误差要求, 保证本次实验数据的准确性与可靠性。

　　 为保证实验数据的全面性及均匀性, 实验时间为2017年1月2日至3月16日, 并选取其中具有代表性的106组实验数据进行分析, 其中, 进口空气干球温度变化范围为4~17℃, 空气相对湿度变化范围为30%~100%, 实验对风机加载变频器, 实现对风量的无级调节, 风量分别为:4 400, 3 700, 2 700, 1 600m³/h, 实验中不改变管路, 即管网特性曲线不变, 通过改变水泵特性曲线的方法, 利用水泵的“自动平衡性”来实现对系统管内溶液流量的调节, 管内溶液流量分别为:2.22, 1.80, 1.35m³/h。实验采用质量分数为12%的CaCl₂溶液作为载热介质和喷淋溶液, 其密度为1 111kg/m³, 比热容为3.465kJ/ (kg·℃) , 起始凝固温度为-12℃。

　　 当盘管外表面温度高于进塔空气露点温度时, 换热器在干工况下运行;当盘管外表面温度低于进塔空气露点温度且高于冰点温度时, 换热器在湿工况下运行。这2种工况盘管外表面不会结霜, 可以不启动喷淋系统, 即为非喷淋工况。由于我国南方冬季低温高湿的特点, 闭式热源塔内盘管换热器有结霜的风险, 从而影响换热效果, 故实验启动了喷淋系统以降低换热器表面冰点, 保证系统可靠运行。喷淋系统采用4个喷嘴, 喷嘴喷出角度约为65°, 总喷淋溶液流量为0.58 m³/h。为保证喷淋溶液均匀地洒在换热器表面, 喷嘴布局设计如图4所示。

　　 吸热效率η表征热源塔实际换热能力与理想状态换热能力的接近程度, 其定义公式如下:

　　 式中t_wi, t_wo分别为载热介质进入和流出热源塔的温度, ℃;t_si为进入闭式热源塔的空气湿球温度, ℃。

　　 热源塔能效比ε的计算公式如下所示:

　　 式中Q为吸热量, W;W_f为风机功率, W;W_p为喷淋泵功率, W。

　　 闭式热源塔在不同管内溶液流量下出口温度随进口温度的变化如图5所示, 此时工况为:进口空气干球温度为12℃, 空气相对湿度为80%, 风量为4 400m³/h。由图5可知:出口温度随进口温度的升高而逐渐升高, 当管内溶液流量为1.80m³/h, 进口温度从-1.8℃上升到2.1℃时, 出口温度从2.4℃上升到5.2℃;出口温度在不同进口温度范围内增长速率也不同, 当管内溶液进口温度较低 (低于-1℃) 时, 盘管内溶液与空气的换热效果显著, 出口温度变化较大, 增长速率较快, 而在进口温度高于-1℃时, 出口温度的增长速率显著降低。此外, 在管内溶液进口温度一定时, 随着管内溶液流量的增大, 管内溶液出口温度会降低。当进口温度为0℃, 管内溶液流量从1.35m³/h增加到2.22m³/h时, 管内溶液出口温度也相应地从5.1℃下降到3.9℃, 这是由于在管内溶液进口温度一定时, 增大管内溶液流量会使盘管中溶液流速加快, 换热时间变短, 管内溶液进出口温差减小, 管内溶液出口温度降低。

　　 图6, 7分别显示了不同管内溶液流量下闭式热源塔吸热量和能效比随管内溶液进口温度的变化规律, 此时工况为:进口空气干球温度为6.5℃, 空气相对湿度为90%, 风量为4 400m³/h。

　　 由图6, 7可知:吸热量和能效比均随管内溶液进口温度的升高而降低, 在管内溶液流量为1.35m³/h, 管内溶液进口温度从-3.7℃上升到-1.1℃时, 吸热量相应地从6.208kW下降到5.197kW, 能效比相应地从7.16下降到5.99, 这是由于进口空气干球温度一定时, 管内溶液进口温度上升, 管内溶液和空气的温差减小, 换热效果减弱。此外, 管内溶液进口温度一定时, 吸热量和能效比随着管内溶液流量的增加而提高, 在管内溶液进口温度为-2.7℃, 管内溶液流量从1.35m³/h增加到1.80m³/h时, 吸热量增加0.818kW (从5.919kW增加到6.737kW) , 能效比增加0.93 (从6.83增加到7.76) , 当管内溶液流量继续增大到2.22m³/h时, 吸热量仅增加0.148kW (从6.737kW增加到6.884kW) , 能效比仅增加0.25 (从7.76增加到8.01) , 吸热量和能效比的增长幅度大大降低。这说明增加管内溶液流量会在一定程度上提高吸热量和能效比, 但不宜盲目通过增大管内溶液流量来提高吸热量和能效比, 这是由于提高管内溶液流量不仅会造成水泵能耗增大, 同时管内溶液流量增大到一定程度时对吸热量和能效比的提高效果并不显著。

　　 热源塔吸热效率随水汽比的变化规律如图8所示, 此时工况为:进口空气温度为7℃, 空气相对湿度为80%。

　　 由图8可知:吸热效率随水汽比的升高而降低, 这说明在风量一定时, 吸热效率随管内溶液流量的增加而逐渐降低;在水汽比从0.46增加到0.78时, 吸热效率降低速率较快, 而在该比值较小 (小于0.46) 时, 吸热效率的变化较慢, 这说明在风量一定时, 一味地通过减少管内溶液流量来提高吸热效率并不明智;同时, 在水汽比一定时, 吸热效率会随着管内溶液进口温度的升高而增大, 在该比值为0.28, 管内溶液进口温度从-8℃上升到4℃时, 相应的吸热效率也从0.32增加到0.46, 但在管内溶液进口温度相对较低 (-8~-5℃) 时, 吸热效率受管内溶液进口温度的影响要比管内溶液进口温度较高 (1~4℃) 时更显著。

　　 利用吸热效率和能效比这2个换热性能指标对闭式热源塔的性能进行分析。主要研究进口空气干球温度t_ai、空气相对湿度φ、管内溶液流量G、风量Q₁以及管内溶液进口温度t_wi这5个因素对闭式热源塔吸热效率以及能效比的影响显著性。首先对本次实验挑选出来的106组实验工况数据进行详细分析, 用式 (2) , (3) 分别计算出闭式热源塔每一组实验工况下的吸热效率η和能效比ε, 然后通过Excel软件中的回归分析工具对这106组实验工况对应的5个影响因素以及每一组实验工况计算出来的吸热效率η和能效比ε进行回归分析计算。

　　 通过软件分析得出吸热效率η与5个因素的回归方程, 如式 (6) 所示:

　　 吸热效率η的上述回归方程方差分析结果如表6所示。

　　 P值接近于0, 说明在显著性水平0.05下, 上述回归方程中各项是显著的。方差分析判定系数可以达到0.950 8, 且从均方根误差可以看出回归拟合的准确性, 均方根误差越小, 说明残差越小, 拟合越准确。从拟合效果图9可以直观地看出, 通过五重回归方法得出的回归方程拟合效果理想。

　　 通过回归分析得出的计算结果如表7所示。表7中, 可以直接根据t检验值绝对值的大小来判断该因素影响显著性的主次顺序;P值表示在置信度为95%时, 该因素对实验结果无显著性影响的概率。

　　 由表7中变量的t检验值绝对值的大小, 可得出这5个因素对吸热效率η影响显著性的相对大小。其中, 风量对吸热效率的影响最大。此外, 上述因素对应的P值均远远小于0.01 (接近0) , 表明这5个因素对吸热效率均有非常显著的影响。

　　 通过软件分析得出能效比ε与5个因素的回归方程, 如式 (7) 所示:

　　 能效比ε的上述回归方程方差分析结果如表8所示。

　　 由于P值接近于0, 说明在显著性水平0.05下, 上述回归方程中各项是显著的。方差分析判定系数可以达到0.980 4。从拟合效果图10可以直观地看出, 通过五重回归方法得出的回归方程拟合效果理想。

　　 通过回归分析得出的计算结果如表9所示。由表9中变量的t检验值绝对值的大小, 可得出这5个因素对能效比ε影响显著性的相对大小。其中, 风量对能效比的影响最大。此外, 除管内溶液进口温度外, 其他4个因素所对应的P值均远远小于0.01 (接近0) , 表明这4个因素对能效比均有非常显著的影响。而管内溶液进口温度所对应的P值稍大于0.01但远小于0.05, 说明管内溶液进口温度对能效比有显著的影响。

　　 1) 闭式热源塔管内溶液出口温度随管内溶液进口温度的升高而增大, 且在温度较低 (低于-1℃) 时, 出口温度的增长速率较快;此外, 管内溶液进口温度一定时, 溶液出口温度随着管内溶液流量的增加而降低。

　　 2) 闭式热源塔吸热量和能效比均随管内溶液进口温度的升高而降低, 随管内溶液流量的增大而增大。当管内溶液流量从1.35m³/h增大到1.80m³/h时, 吸热量和能效比增长显著, 但当继续从1.80m³/h增大到2.22m³/h时, 吸热量和能效比的增长幅度大大降低。因此可适当增加管内溶液流量, 以提高吸热量和能效比, 但增大管内溶液流量需增加能耗, 故需综合考虑。

　　 3) 闭式热源塔吸热效率随水汽比的增大而降低, 当风量一定时, 吸热效率随管内溶液流量的增加而逐渐降低, 且该比值在0.46~0.78之间时, 吸热效率的降低速率较快。当水汽比一定时, 吸热效率随管内溶液进口温度的升高而增大, 且在管内溶液进口温度相对较低 (-8~-5℃) 时, 吸热效率受管内溶液进口温度的影响更为显著。

　　 4) 对闭式热源塔换热性能指标的影响显著性进行研究表明:5个因素对吸热效率影响非常显著, 其中风量对吸热效率的影响最大;除管内溶液进口温度外, 其他4个因素对能效比均有非常显著的影响, 其中风量对能效比的影响最大。