0 引言
冰浆因具有较高的能量储存密度（334 kJ/kg）和良好的换热特性,是极佳的冷量存储介质。利用海水制冰浆具有独特优势,一方面海水制冰的原料丰富而且几乎免费,另一方面利用海水作为冷却介质可以降低冷凝温度,可以达到提高系统能效的目的。此外,储冷的成本约为储电成本的10%[1],经济优势明显。
海水制冰浆应用前景广阔。海上风电与海岛产电不易储存,可以用多余的电量制取冰浆,将电能以冷量的形式存储起来。例如夜晚电量需求小,此时利用海水制冰浆存储起来,白天用电高峰期时又可以融化冰浆快速释放冷量,供给建筑物的空调装置。除此之外,冰浆还可用于冷冻保存海产品,其保鲜效果比传统的冰块冷冻更好,是一种良好的保存介质[2]。
国内外已经有不少学者对海水制冰浆相应技术进行了研究。王振等[3]就超声波对海水流化冰制取过程中的作用效果和作用机理进行了研究,发现在33.0 kHz的实验工况下海水过冷度可以被完全消除,制冰速度得到明显提升,此外,相对于无超声波工况,冰晶粒径更小、更绵柔,不易造成冰堵。CHEN等[4]评估了使用过冷水动态制冰法来淡化海水的可行性和经济性,结果表明该方法比现有的间接接触冷冻法淡化海水更加快速有效,且由于动态冰浆换热性能更好等原因,理论能耗仅为间接接触冷冻法的58%。袁久峰等[5]针对目前海水流化冰机长时间运行出现冰堵和能耗升高的问题,选型设计了一种海水流化冰机,可实现连续稳定的制取海水流化冰,但未进行经济性评估。HEKMATSYAR等[6]对涂有聚四氟乙烯的刮刀式海水冰浆发生器的生产速度进行了研究,发现在海水盐度较高的情况下提高泵或刮刀的转速都会降低冰浆的生产速度,且能耗升高。KONG等[7]对使用钛合金双管蒸发器的制冰系统进行实验研究,结果显示在名义条件下制冰机的性能系数（coefficient of performance, COP）为1.66,而随着海水进口温度的降低,冰浆含冰率和冰浆产率都大大增加。综上,不少文献对海水制取冰浆技术的实际应用做出了理论指导,但目前国内外研究大多关注制冷蒸发侧海水制成冰浆的循环过程,而对于冷凝侧将海水同时作为冷却介质以及相关的系统优化研究仍较少。
为此,本文利用海水制冰时既利用海水作为原材料且同时作为冷却介质的优点,采用直接蒸发式的过冷法冰浆制备系统,建立海水制冰的系统模型,分析其在不同运行条件下的能耗特性以及经济性,以期为海水制取冰浆技术的实际应用提供理论指导。
1 计算模型与数据处理方法
1.1 计算模型
Fig. 1 Sketch of device for making ice slurry from seawater图1 海水制冰浆装置简图 |
Table 1 Plate parameters of horizontal corrugated form plate heat exchanger表1 水平波纹形式板式换热器板片参数 |
| 参数/单位 | 数值 |
|---|---|
| 板间距/mm | 4.8 |
| 流道宽度/mm | 430 |
| 板片厚度/mm | 1.2 |
| 换热面积/m2 | 0.52 |
| 板材导热系数/[W/(m2∙℃)] | 14.4 |
海水制冰浆装置设置了蓄冰池,池内维持在凝固点温度,即 -1.83 ℃。为避免池内的冰晶在循环过程中进入蒸发器内而引发冰堵,海水在进入蒸发器之前经加热器加热,使其温度升高到0.1 ℃,加热可通过与高温的海水换热实现,故不计算加热电耗。在蒸发器内,海水会获得一定的过冷度,过冷度过低会降低产冰率,过高易使蒸发器内形成冰堵,影响装置正常运作。为此将过冷度控制为1.5 ℃[8],过冷的海水在促晶器中结晶,进入蓄冰池,未形成冰晶的海水过滤后再次进入循环。由于循环过程中池内海水盐度会上升,需要及时更换海水,更换海水损失的冷量可通过回热器回收,这里不做讨论。
冷凝器侧也使用海水水冷,假设海水经过冷凝器后温升为5 ℃。
选取夏季（6、7、8月）以及冬季（12、1、2月）东海海水数据作为计算数据,如表2所示。
Table 2 Seawater and air data of the East China Sea in summer and winter表2 东海夏季和冬季海水、空气数据 |
| 参数/单位 | 数值 |
|---|---|
| 平均水温/℃ | 27.6（夏） |
| 19.3（冬） | |
| 平均气温/℃ | 28.6（夏） |
| 15.6（冬） | |
| 盐度/‰ | 31 ~ 32 |
| 冰点/℃ | -1.83 |
| 出水温度/℃ | -3.33 |
1.2 系统主要性能计算方法
板式换热器海水侧换热系数采用准则关系式描述[9]：
$Nu=0.091R{{e}^{0.73}}P{{r}^{n}} $ (1)
板式换热器制冷剂沸腾换热系数[10]：
$h=0.122\varphi \left( {{\lambda }_{l}}/{{d}_{h}} \right)Re_{eq}^{0.8}Pr_{l}^{1/3}$ (2)
式中： $\mathsf{R}{{\mathsf{e}}_{\mathrm{eq}}}\mathsf{=}\frac{{{\mathsf{G}}_{\mathrm{eq}}}{{\mathsf{d}}_{\mathrm{h}}}}{{{\mathsf{\mu }}_{\mathrm{l}}}} $;${{G}_{\mathrm{eq}}}=G{{\left[ \left( 1-{{x}_{\mathrm{m}}} \right)+{{x}_{\mathrm{m}}}\left( \frac{{{\rho }_{\mathrm{l}}}}{{{\rho }_{\mathrm{g}}}} \right) \right]}^{0.5}}$。
板式换热器制冷剂冷凝换热系数[11]：
$h={{\left( h_{Nu}^{2}+h_{\mathrm{shear}}^{2} \right)}^{1/2}}\left[ 1.074{{\left( {{T}_{\mathrm{s}}}-{{T}_{\mathrm{w}}} \right)}^{-0.386}} \right] $ (3)
式中：${{h}_{Nu}}=0.943\left[ \frac{{{\rho }_{\mathrm{l}}}\left( {{\rho }_{\mathrm{l}}}-{{\rho }_{\mathrm{g}}} \right)gr\lambda _{\mathrm{l}}^{3}}{{{\mu }_{\mathrm{l}}}l\left( {{T}_{\mathrm{s}}}-{{T}_{\mathrm{w}}} \right)} \right]$;${{h}_{\mathrm{shear}}}=$${{h}_{\mathrm{l}}}\left[ 1+1.128x_{\mathrm{m}}^{0.817}{{\left( \frac{{{\rho }_{\mathrm{l}}}}{{{\rho }_{\mathrm{g}}}} \right)}^{0.3685}}{{\left( \frac{{{\mu }_{\mathrm{l}}}}{{{\mu }_{\mathrm{g}}}} \right)}^{0.2363}}{{\left( \frac{{{\mu }_{\mathrm{l}}}-{{\mu }_{\mathrm{g}}}}{{{\mu }_{\mathrm{l}}}} \right)}^{2.144}}P{{r}^{-0.1}} \right]$。
总的传热系数由下式计算：
$K=\frac{1}{\frac{1}{{{h}_{\mathrm{I}}}}+\frac{1}{\delta }+2r+\frac{1}{{{h}_{\mathrm{II}}}}} $ (4)
沸腾换热量可通过水侧计算得到：
${{Q}_{0}}={{M}_{\mathrm{w}}}{{c}_{p\mathrm{,w}}}\left( {{T}_{\mathrm{w,i}}}-{{T}_{\mathrm{w,o}}} \right) $ (5)
冷凝器散热量可由下式计算：
${{Q}_{\mathrm{k}}}={{M}_{\mathrm{f}}}\left( \frac{{{H}_{2}}-{{H}_{1}}}{{{\eta }_{\mathrm{c,s}}}}+{{H}_{1}}-{{H}_{4}} \right) $ (6)
换热器所需换热面积计算式：
$F=\frac{Q}{K\Delta {{T}_{\mathrm{lm}}}} $ (7)
制冰量可由下式计算：
${{M}_{\mathrm{i}}}={{M}_{\mathrm{w}}}\frac{{{c}_{p\mathrm{,w}}}\left( {{T}_{\mathrm{w,s}}}-{{T}_{\mathrm{w,o}}} \right)}{{{c}_{p\mathrm{,w}}}\left( {{T}_{\mathrm{w,f}}}-{{T}_{\mathrm{w,s}}} \right)+\gamma } $ (8)
空气冷却器制冷剂水平微内肋管冷凝换热系数[12]：
$h=0.91{{\left( \frac{{{\lambda }^{3}}{{\rho }^{2}}gr}{\mu \psi {{d}_{\mathrm{i}}}} \right)}^{1/3}} $ (9)
空气冷却器空气侧换热系数[9]：
$h=454v_{\mathrm{NF}}^{0.718}\Phi $ (10)
㶲效率计算式：
${{\eta }_{\mathrm{ex}}}=\frac{\left( \frac{{{T}_{0}}}{{{T}_{1}}}-1 \right){{q}_{0}}}{{{w}_{\mathrm{net}}}} $ (11)
式中： ${{q}_{0}}={{H}_{1}}-{{H}_{4}} $; ${{w}_{\mathrm{net}}}=\left( {{H}_{2}}-{{H}_{1}} \right)/{{\eta }_{\mathrm{el}}} $。
蒸发器海水侧出口段壁温计算式：
${{\psi }_{\mathrm{m}}}={{h}_{\mathrm{m}}}\left( {{T}_{\mathrm{w,o}}}-{{T}_{\mathrm{m}}} \right) $ (12)
式中： ${{\psi }_{\mathrm{m}}}={{K}_{\mathrm{m}}}\left( {{T}_{\mathrm{w,o}}}-{{T}_{1}} \right) $;出口段局部总传热系数Km可由式（4）计算获得,其中制冷剂侧出口段换热系数可由下式计算[13]：
$h=16.4{{h}_{\mathrm{l,eq}}}\left( \frac{1}{{{X}_{\mathrm{VV}}}} \right) $ (13)
式中：$h_{1,\mathrm{eq}}=0.023{\left(\lambda_{1}/d_{\mathrm{h}}\right)}{\left[G{\left(1-x\right)}d_{\mathrm{h}}/\mu_{1}\right]}^{0.8}Pr_{1}^{0.4}$,${{X}_{\mathrm{VV}}}={{\left( \frac{1-x}{x} \right)}^{0.5}}{{\left( \frac{{{\rho }_{\mathrm{g}}}}{{{\rho }_{\mathrm{l}}}} \right)}^{0.5}}{{\left( \frac{{{\mu }_{\mathrm{l}}}}{{{\mu }_{\mathrm{g}}}} \right)}^{0.5}}$。
系统循环性能系数ε计算式：
$\varepsilon =\frac{{{q}_{0}}}{{{w}_{\mathrm{net}}}}=\frac{{{H}_{1}}-{{H}_{4}}}{{{H}_{2}}-{{H}_{1}}}{{\eta }_{\mathrm{el}}} $ (14)
2 计算结果分析
2.1 制冷循环效率分析
Fig. 2 COP and exergy efficiency (a), and ice production (b) of the system under different seawater flow rate in summer and winter图2 夏季和冬季在不同海水流速下的系统COP值、㶲效率（a）和制冰量（b） |
冬季循环COP平均值为4.76,夏季平均值为3.61。低海水流速下COP和循环㶲效率最高,COP可达5.6,㶲效率可达0.5;且冬季COP比夏季高1以上,这是由于冬季海水温度较低,制冷剂冷凝温度下降,经济性提高。虽然夏季冷凝温度较冬季高,单位制冷剂压缩耗功也更高,但夏季循环㶲效率反而比冬季高0.1以上,主要原因是夏季环境温度也较冬季升高,且是主要的影响因素,此时制造同样的冷量放出的冷量㶲更大,冷量的品质更高。高海水流速时制冰量较低流速时成倍增长,制冰浆的效率大大提高,但此时经济性下降。相应的每小时冰浆蓄冷量与系统耗电量关系曲线如图3所示,很显然斜率越大代表经济性越好。实际生产时应该综合考虑,选择适中的海水流速,保证制冰量的同时提高经济性,减少冰堵的发生。
Fig. 3 The relationship curve between cool-storage capacity and power consumption in summer and winter图3 夏、冬季蓄冷量与耗电量关系曲线 |
Fig. 4 Temperature variation law of outlet section wall with seawater flow rate图4 出口段壁温随海水流速变化规律 |
2.2 与空气冷却器对比
为进一步探究该采用水冷板式冷凝器的海水制冰浆循环装置经济性,将其与等换热面积的空冷器进行定量对比。空冷器换热管参数如表3所示。
Table 3 Air cooler horizontal low-fin heat exchanger tube parameters表3 空气冷却器水平式低翅片换热管参数 |
| 参数/单位 | 数值 |
|---|---|
| 管根数/根 | 34 |
| 管排数/排 | 4 |
| 管内径/cm | 2 |
| 管外径/cm | 2.5 |
| 管长/m | 4.5 |
| 管材导热系数/[W/(m2∙℃)] | 30 |
保持蒸发器侧换热器、参数不变,将冷凝器侧换为空气冷却器,且保持换热面积与板式冷凝器一致,为12 m2。此外假设空气经过空冷器后温升为10 ℃。计算制冷量变化时的系统循环COP和循环㶲效率如图5所示。
Fig. 5 The variation law of circulating COP value and exergy efficiency of the system with different load using water cooling and air cooling in summer (a) and winter (b)图5 夏季（a）和冬季（b）水冷、空冷的系统COP、㶲效率随负荷变化规律 |
由图5可知,在每个工况点下水冷的经济性都要高于空冷。夏季水冷系统循环COP均值与风冷差值为1.30,高出56.3%,冬季时差值为1.15,高出31.9%。在低负荷运行时,空冷与水冷的COP值和循环㶲效率较为接近,但负荷越高,空冷的这两个性能指标与水冷相差就越大,这一点在冬季环境下最为明显,最高负荷时COP差值达到了2.2。这是由于水冷板式换热器整体换热系数要比空气冷却器高出许多,在高负荷运转时该趋势更加明显,经济性更高。而且在高温或高负荷下,使用板式水冷冷凝器经济性比使用空冷器高得多,特别是在夏季高负荷时,COP和㶲效率的差值分别达到了2.1、0.21,水冷经济性远高于空冷。与之相对应的每小时蓄冷量与耗电量关系曲线如图6所示,图中能更直观地看出高负荷下空冷耗电量远大于水冷,而低负荷时两者相差不大。
Fig. 6 The relationship curve between the cool-storage capacity and power consumption using water cooling and air cooling in summer and winter图6 夏冬季水冷、空冷蓄冷量与耗电量关系曲线 |
分析采用水冷冷凝器和空冷冷凝器时整体机组的经济性,考虑投资成本和运营成本,通过文献以及调研可知：①海上风电电价按0.8元/(kW∙h)计算;②机组设备费按照制冷量计算,空冷机组为0.8元/W,水冷机组按照0.9元/W计算[16];③安装费用按照设备费的10%计算。
Table 4 Breakdown of initial investment costs for both units表4 两种机组初投资成本明细 |
| 机组 | 设备费/万元 | 安装费/万元 | 总价/万元 |
|---|---|---|---|
| 空冷机组 | 16 | 1.6 | 17.6 |
| 水冷机组 | 18 | 1.8 | 19.8 |
Table 5 Operating costs of both units with different cooling capacities表5 不同制冷量条件下两种机组的运营成本 |
| 机组 | 运营成本/(万元/a) | ||||
|---|---|---|---|---|---|
| 40 kW | 80 kW | 120 kW | 160 kW | 200 kW | |
| 空冷机组 | 7.87 | 18.76 | 35.10 | 60.64 | 110.00 |
| 水冷机组 | 6.52 | 14.10 | 22.53 | 31.70 | 41.77 |
Table 6 Cool-storage capacity per unit investment in the first year of both units with different cooling capacities表6 不同制冷量条件下两种机组的首年单位投资蓄冷量 |
| 机组 | 单位投资蓄冷量/(kW∙h/元) | ||||
|---|---|---|---|---|---|
| 40 kW | 80 kW | 120 kW | 160 kW | 200 kW | |
| 空冷机组 | 1.38 | 1.93 | 2.00 | 1.79 | 1.37 |
| 水冷机组 | 1.33 | 2.07 | 2.48 | 2.72 | 2.85 |
水冷机组在设计工况即200 kW制冷功率下具有最高的单位投资蓄冷量,为2.85 kW∙h/元,对应的空冷机组仅为1.37 kW∙h/元。且空冷机组的单位投资蓄冷量随着制冷功率上升呈先增大再减小的趋势,因此在设计工况下达不到最佳经济性,再次说明高负荷采取水冷机组具有更好的经济性。
Fig. 7 The variation law of circulating COP value and compression work of the system with different seawater salinity using water cooling and air cooling in summer (a) and winter (b)图7 夏季（a）和冬季（b）水冷、空冷的系统COP值、压缩功随海水盐度变化规律 |
Fig. 8 The relationship curve between the cool-storage capacity and power consumption using water cooling and air cooling under variable salinity conditions in summer and winter图8 夏冬季变盐度条件下水冷、空冷蓄冷量与耗电量关系曲线 |
随着盐度的增大,蒸发器侧海水出口温度降低,蒸发温度也随着降低,因此COP曲线随着下降。但采用水冷的循环COP稳定地大于空冷COP,随着盐度增大,COP差值稍有增大。盐度增大时由于制冷量的增大,蒸发温度的下降,压缩功持续增加,且盐度越大增速越快,在高盐度时采用空冷循环的压缩功耗明显大于采用水冷循环时的功耗,该趋势可从图8上直观看出。
为比较板式水冷冷凝器和空冷器在不同气温情况下的实用性和经济性,令蒸发温度为 -5℃,冷凝器侧入口水温与入口气温相等,温度设置在10 ~ 35℃之间,换热面积相同,计算出不同环境温度下系统循环COP和循环㶲效率如图9所示。
Fig. 9 The variation law of circulating COP value and exergy efficiency of the system with different inlet temperature of condenser under water cooling and air cooling conditions图9 水冷、空冷的系统COP值、㶲效率随冷凝器入口温度变化规律 |
Fig. 10 The relationship curve between the cool-storage capacity and power consumption using water cooling and air cooling under variable inlet temperature conditions of the condenser图10 变冷凝器入口温度条件下水冷、空冷蓄冷量与耗电量关系曲线 |
与COP变化趋势不同的是,随着温度的升高循环㶲效率先上升后下降,该结果由式（11）分析可知。由于蒸发温度不变,影响循环㶲效率的因素可归结为环境温度和COP,前半部分㶲效率上升是环境温度上升的结果,此时环境温度是主要影响因素,后半段温度影响减弱,COP下降并且其影响占据主导地位。
3 结论
采用海水水冷的海水制冰浆装置具有较高的经济性和可行性,整个系统的循环COP最高可达5.6,系统循环㶲效率最高可达0.5,冬季循环COP平均为4.76,夏季平均为3.61。在较宽的海水流速范围内可维持较长时间正常运行。
采用水冷冷凝器整体传热系数高,可降低制冷剂冷凝温度,使其在各个指定工况点下效益都要高于采用空冷冷凝器,夏季时水冷平均COP比空冷高56.3%,平均㶲效率高37.4%,冬季时水冷平均COP比空冷高31.9%,水冷平均㶲效率比空冷高24.2%。蓄冷量与耗电量关系曲线表明,低制冷负荷下两者耗电量相差不大,负荷升高时空冷耗电量远大于水冷耗电量。经济性分析也表明在设计工况下水冷机组单位投资蓄冷量为2.85 kW∙h/元,对应的空冷机组仅为1.37 kW∙h/元。在水温、气温相等的情况下,水冷的经济性也总是高于空冷,且温度越低水冷越显示出优越性。但海水具有一定的腐蚀性,在使用时需要注意进行防腐处理。
符号表：
Nu 努塞尔数
Re 雷诺数
Pr 普朗特数
n 常数,流体被加热时为0.4,被冷却时为0.3
h 换热系数,W/(m2·℃)
φ 放大系数,取1
λl 液相导热系数,W/(m·℃)
dh 水力直径,m
Reeq 等效雷诺数
G 质量流率,kg/(m2·s)
Geq 等效质量流率,kg/(m2·s)
μl、μg 液、汽相动力黏度,Pa·s
xm 平均干度
ρl、ρg 液、汽相密度,kg/m3
hNu 重力驱动冷凝换热系数,W/(m2·℃)
hshear 剪切力驱动冷凝换热系数,W/(m2·℃)
Ts 蒸汽饱和温度,℃
Tw 壁面温度,℃
g 重力加速度,m/s2
r 汽化潜热,J/kg
l 板片长度,m
hl 液相对流换热系数,W/(m2·℃)
K 总传热系数,W/(m2·℃)
hI、hII 两侧换热面换热系数,W/(m2·℃)
δ 板片厚度,m
r 污垢热阻,取1.7 × 10-5 m2·℃/W
Q0 制冷量,W
Mw 水流量,kg/s
cp,w 水定压比热容,J/(kg·℃)
Tw,i、Tw,o 进、出口水温度,℃
Qk 冷凝散热量,W
Mf 制冷剂流量,kg/s
ηc,s 压缩机绝热效率,取0.8
H1 压缩机入口的制冷剂比焓值,kJ/kg
H2 理想状态下压缩机出口的制冷剂比焓值,kJ/kg
H4 蒸发器入口的制冷剂比焓值,kJ/kg
F 换热面积,m2
Q 换热量,W
ΔTlm 对数换热温差,℃
Tw,s 凝固点温度,℃
Tw,f 给水温度,℃
γ 相变潜热,kJ/kg
ψ 热流密度,W/m2
di 管内径,m
vNF 迎风面风速,m/s
Φ 校正系数,取0.946
T0 环境温度,℃
T1 蒸发温度,℃
q0 单位制冷剂制冷量,kJ/kg
wnet 单位制冷剂循环实际耗功量,kJ/kg
ηel 压缩机电效率,取值参考文献[17]
ψm 出口段热流密度,W/m2
hm 出口段水侧换热系数,W/(m2·℃)
Tm 出口段壁温,℃
Km 出口段局部总传热系数,W/(m2·℃)
hl,eq 两相流中仅液相部分的传热系数,W/(m2·℃)
x 干度,取0.99
