泵供液式冷風(fēng)機(jī)性能模擬與實(shí)驗(yàn)研究

金 磊　鄧文川　何永寧　曹 鋒

(西安交通大學(xué)能源與動(dòng)力工程學(xué)院　西安　710049)

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泵供液式冷風(fēng)機(jī)性能模擬與實(shí)驗(yàn)研究

金 磊鄧文川何永寧曹 鋒

(西安交通大學(xué)能源與動(dòng)力工程學(xué)院西安710049)

本文建立了不同流程分布的冷風(fēng)機(jī)模型，對(duì)各流程分布冷風(fēng)機(jī)性能進(jìn)行了模擬研究；采用泵供液式制冷量測試法，對(duì)以R717為工質(zhì)的最優(yōu)流程分布冷風(fēng)機(jī)進(jìn)行了性能測試。研究表明，單排管雙流程布管方式能夠使冷風(fēng)機(jī)的性能最優(yōu)；存在使冷風(fēng)機(jī)制冷量最大的泵送比，在蒸發(fā)溫度-25 ℃工況下，當(dāng)泵送比為3.5時(shí)，冷風(fēng)機(jī)的制冷量最大，為44.3 kW；隨著蒸發(fā)溫度的升高，冷風(fēng)機(jī)的傳熱系數(shù)逐漸增大，當(dāng)蒸發(fā)溫度為-25 ℃時(shí)，傳熱系數(shù)為27.4 W/(m2·K)，當(dāng)蒸發(fā)溫度為0 ℃時(shí)，傳熱系數(shù)為34.4 W/(m2·K)，提高了25.5%；隨著蒸發(fā)溫度的升高，冷風(fēng)機(jī)的制冷量逐漸增大，當(dāng)蒸發(fā)溫度為-25 ℃時(shí)，制冷量為44.3 kW，當(dāng)蒸發(fā)溫度為0 ℃時(shí)，制冷量為64.3 kW，增大了45.15%。采用泵供液式制冷量測試法，測得在不同實(shí)驗(yàn)工況下，冷風(fēng)機(jī)制冷量實(shí)驗(yàn)值比模擬值低5%左右，驗(yàn)證了冷風(fēng)機(jī)模型的正確性。

冷風(fēng)機(jī)；實(shí)驗(yàn)工況；制冷量；泵送比；傳熱特性

隨著經(jīng)濟(jì)發(fā)展和生活水平的提高，食品用冷藏庫的需求也逐漸增多。冷風(fēng)機(jī)作為冷藏庫中常用的降溫冷卻設(shè)備，其熱工性能是影響冷藏庫設(shè)計(jì)和建造的主要因素之一，因此，研究如何提高冷風(fēng)機(jī)的性能具有十分重要的意義。

影響冷風(fēng)機(jī)性能的因素包括環(huán)境溫度、空氣相對(duì)濕度以及風(fēng)機(jī)風(fēng)量等。國內(nèi)外學(xué)者針對(duì)這些因素進(jìn)行了大量的模擬和實(shí)驗(yàn)研究。馮永斌等[1]研究了相對(duì)濕度對(duì)蒸發(fā)器性能的影響，結(jié)果表明在低相對(duì)濕度下，顯熱換熱占主導(dǎo)因素，隨著相對(duì)濕度的增大，顯熱換熱減少，潛熱換熱逐漸增強(qiáng)。周翔等[2]建立了翅片管式蒸發(fā)器的穩(wěn)態(tài)仿真模型，分析了風(fēng)量與制冷劑流量對(duì)翅片管蒸發(fā)器性能的影響，結(jié)果表明對(duì)于翅片管式蒸發(fā)器，系統(tǒng)存在最佳風(fēng)量和最佳質(zhì)量流量。高立新等[3]利用房間熱平衡法對(duì)冷風(fēng)機(jī)的性能進(jìn)行實(shí)驗(yàn)研究，確定了冷風(fēng)機(jī)制冷量和傳熱系數(shù)的變化規(guī)律，并推導(dǎo)出冷風(fēng)機(jī)空氣側(cè)放熱系數(shù)的計(jì)算公式。秦海杰等[4]對(duì)結(jié)霜工況下變片距空氣冷卻器進(jìn)行了性能仿真和實(shí)驗(yàn)，認(rèn)為變翅片間距能夠提高空氣冷卻器的換熱性能。李星等[5]對(duì)比了重力供液與直接膨脹制冷系統(tǒng)的性能，認(rèn)為在低溫工況下，重力供液的蒸發(fā)器比直接膨脹供液的蒸發(fā)器有更好的傳熱特性和傳熱效率。孫志利等[6]用熱平衡法測試了重力供液蒸發(fā)器在不同供液高度下的運(yùn)行特性，結(jié)果表明重力供液制冷系統(tǒng)存在最佳的蒸發(fā)器供液高度。張秀平等[7]提出采用制冷劑干度法作為泵供液式制冷用空氣冷卻器制冷劑側(cè)的性能實(shí)驗(yàn)方法。劉亞哲等[8-9]對(duì)于校準(zhǔn)箱熱平衡法和焓差法在冷風(fēng)機(jī)性能實(shí)驗(yàn)可行性方面進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證，通過測試?yán)滹L(fēng)機(jī)在不同環(huán)境條件下的供冷量，擬合了供冷量和供熱系數(shù)環(huán)境溫度的變化關(guān)系，并對(duì)影響冷風(fēng)機(jī)傳熱性能的主要因素進(jìn)行了理論分析。劉斌等[10]采用最優(yōu)化算法對(duì)CO2冷風(fēng)機(jī)的結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化，認(rèn)為多目標(biāo)優(yōu)化更適合冷風(fēng)機(jī)的優(yōu)化設(shè)計(jì)。

一些學(xué)者認(rèn)為管排流程分布方式對(duì)于換熱器的性能也有一定的影響。黃東等[11-13]建立了蒸發(fā)器換熱模型，分析了蒸發(fā)器中支路數(shù)和流程分布對(duì)蒸發(fā)器性能以及單根管壓降的影響，同時(shí)計(jì)算分析了風(fēng)速分布對(duì)蒸發(fā)器性能的影響。Domanski P A等[14]研究了不同制冷劑對(duì)翅片管蒸發(fā)器性能的影響，通過優(yōu)化蒸發(fā)器的流路布置，系統(tǒng)的性能系數(shù)提高了11.7%。Liang S Y等[15]對(duì)蒸發(fā)器和冷凝器盤管的流路布置進(jìn)行了模擬和實(shí)驗(yàn)研究，認(rèn)為復(fù)雜的流路布置會(huì)增大制冷劑的熱阻，減小傳熱系數(shù)，需要對(duì)盤管布置進(jìn)行合理優(yōu)化。Wang C C等[16]提出了兩種改進(jìn)的風(fēng)冷式冷凝器盤管逆流布管方式，并進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)研究和驗(yàn)證，表明逆流布置能夠提高冷凝器的換熱性能。Anisimov S等[17]對(duì)一種蒸發(fā)式空氣冷卻器的傳熱和傳質(zhì)過程進(jìn)行了數(shù)值模擬和優(yōu)化設(shè)計(jì)，并與傳統(tǒng)的空氣冷卻器性能進(jìn)行對(duì)比，結(jié)果表明在相同條件下，該空氣冷卻器模型的制冷量更大，但是當(dāng)空氣流速較大時(shí)，其COP較低。

本文基于國內(nèi)外學(xué)者的研究，對(duì)一種以R717為工質(zhì)的泵供液式冷風(fēng)機(jī)進(jìn)行性能模擬和實(shí)驗(yàn)研究。泵供液式冷風(fēng)機(jī)由軸流風(fēng)機(jī)和冷卻盤管組成，利用泵向冷卻器輸送低溫低壓制冷劑，通過軸流風(fēng)機(jī)實(shí)現(xiàn)空氣強(qiáng)制對(duì)流換熱，從而達(dá)到冷卻降溫的目的。采用泵供液方式，能夠?qū)崿F(xiàn)蒸發(fā)器的超倍供液，從而增加液體制冷劑和蒸發(fā)管內(nèi)表面的接觸面積，增大傳熱系數(shù)，強(qiáng)化蒸發(fā)器的傳熱，能夠提高冷風(fēng)機(jī)的性能。對(duì)該冷風(fēng)機(jī)的流程分布進(jìn)行模擬計(jì)算，確定最優(yōu)的流程分布，對(duì)冷風(fēng)機(jī)在不同蒸發(fā)溫度下的性能進(jìn)行實(shí)驗(yàn)研究，分析了制冷劑在冷風(fēng)機(jī)盤管內(nèi)的換熱過程。

1　冷風(fēng)機(jī)模擬計(jì)算分析

1.1 冷風(fēng)機(jī)模型

文獻(xiàn)[11]的研究表明，對(duì)于蒸發(fā)器而言，存在最優(yōu)支路數(shù)，使蒸發(fā)器的制冷量達(dá)到最大。為了研究冷風(fēng)機(jī)的最優(yōu)流程分布，根據(jù)冷風(fēng)機(jī)的幾何結(jié)構(gòu)，建立了4種不同的冷風(fēng)機(jī)流程分布模型，如表1所示。由于管外空氣的進(jìn)口狀態(tài)、流量均相同，且風(fēng)速分布均勻，因此選擇冷風(fēng)機(jī)前兩排管進(jìn)行模擬計(jì)算和分析。各流程均選擇順排排列方式，制冷劑流程為下進(jìn)上出，流程分布模型如圖1所示。

表1冷風(fēng)機(jī)幾何結(jié)構(gòu)參數(shù)

Tab.1Geometry parameters of evaporator

結(jié)構(gòu)參數(shù)單根管長/mm2720管外徑/mm15.88管內(nèi)徑/mm13.88管間距/mm25.4排間距/mm22管排數(shù)8每排管根數(shù)20翅片類型波紋翅片翅片厚度/mm0.16翅片間距/mm10風(fēng)量/(m3/min)400

圖1　冷風(fēng)機(jī)蒸發(fā)器流程分布Fig.1 Flow distribution of the air cooler evaporator

1.2 冷風(fēng)機(jī)換熱特性計(jì)算

冷風(fēng)機(jī)蒸發(fā)器側(cè)采用強(qiáng)制對(duì)流空氣換熱，管外空氣的進(jìn)口狀態(tài)、風(fēng)量和風(fēng)速分布均保持不變。不同流程分布的冷風(fēng)機(jī)制冷量可由式(1)計(jì)算：

Q=kAΔt

(1)

式中：k為傳熱系數(shù)，W/(m2·K)；A為冷風(fēng)機(jī)的表面?zhèn)鳠崦娣e，m2；Δt為制冷劑蒸發(fā)溫度與空氣入口溫度傳熱溫差，℃。

在模擬計(jì)算時(shí)，雖然各流程分布不同，但是冷風(fēng)機(jī)的總傳熱面積相等，冷風(fēng)機(jī)的制冷量也在相同的模擬計(jì)算工況下進(jìn)行，如表2所示。因此，傳熱系數(shù)為影響冷風(fēng)機(jī)制冷量的主要因素。由于流程分布不同，各流程的空氣側(cè)和制冷劑側(cè)的傳熱系數(shù)也不同，通過計(jì)算各流程分布的傳熱系數(shù)，可以得到不同流程分布條件下冷風(fēng)機(jī)的換熱特性，冷風(fēng)機(jī)的傳熱系數(shù)可由式(2)確定。

表2冷風(fēng)機(jī)模擬計(jì)算工況

Tab.2Simulation conditions of air cooler

制冷劑側(cè)空氣側(cè)蒸發(fā)溫度/℃進(jìn)口干度出口干度干球溫度/℃進(jìn)口壓力/kPa相對(duì)濕度/%00.00010.3310101.32585-80.00010.330101.32585-150.00010.33-8101.32585-250.00010.33-18101.32585

(2)

管內(nèi)沸騰的兩相表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)計(jì)算如下：

αi=αl[C1(C0)C2(25Fr)C5+C3(B0)C4Ff]

(3)

(4)

式中：αl為液相單獨(dú)流過管內(nèi)的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，W/(m2·K)；λl為液相導(dǎo)熱率，W/(m·K)；Pr為液相普朗特?cái)?shù)；C0為對(duì)流特征數(shù)；B0為沸騰特征數(shù)；C1，C2，C3，C4和C5為常數(shù)，取決于C0；Fr為液相弗勞德數(shù)；Ff為無量綱系數(shù)，取決于制冷劑性質(zhì)。

空氣側(cè)當(dāng)量表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)由式(5)確定：

(5)

式中：ζ為析濕系數(shù)；α0為空氣側(cè)干表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，W/(m2·K)；η為翅片效率；af為每米管長翅片的外表面積，m2/m；ab為每米管長翅片間的管子表面積，m2/m。

管內(nèi)制冷劑壓降可由式(6)確定：

(6)

1.3 冷風(fēng)機(jī)流程分布模擬結(jié)果及分析

根據(jù)冷風(fēng)機(jī)設(shè)計(jì)條件及計(jì)算工況，對(duì)不同流程分布的冷風(fēng)機(jī)進(jìn)行模擬。由圖2可知：隨著回路個(gè)數(shù)的增加，在不同蒸發(fā)溫度工況下，冷風(fēng)機(jī)的總制冷量先增大，隨后開始逐漸降低，存在使制冷量最大的回路個(gè)數(shù)。當(dāng)蒸發(fā)溫度為0 ℃，回路個(gè)數(shù)為2與回路個(gè)數(shù)為8時(shí)，冷風(fēng)機(jī)總制冷量最小，為67.8 kW，回路個(gè)數(shù)為4時(shí)，冷風(fēng)機(jī)總制冷量最大，為71.5 kW，增大了5.4%；當(dāng)蒸發(fā)溫度為-25 ℃，回路個(gè)數(shù)為2時(shí)，冷風(fēng)機(jī)總制冷量最小，為38.2 kW，回路個(gè)數(shù)為4時(shí)，冷風(fēng)機(jī)總制冷量最大，為48.6 kW，增大了27.2%，這表明在低溫工況下，流程分布對(duì)冷風(fēng)機(jī)性能的影響更為顯著。在低溫工況下，隨著蒸發(fā)溫度的降低，制冷劑流量減小，制冷劑與空氣側(cè)的對(duì)數(shù)平均溫差也減小，降低了制冷劑側(cè)的表面換熱系數(shù)，同時(shí)由于單回路過長，導(dǎo)致冷風(fēng)機(jī)進(jìn)出口壓降增大，進(jìn)一步影響了制冷劑和空氣側(cè)的換熱性能，這是造成冷風(fēng)機(jī)性能下降的主要原因。

圖2 不同蒸發(fā)溫度下制冷量隨回路個(gè)數(shù)的變化Fig.2 Variation of cooling capacity with the number of circuit at different evaporating temperatures

當(dāng)回路個(gè)數(shù)較少時(shí)，單回路管路較長，制冷劑在管內(nèi)流動(dòng)的壓降損失較大，導(dǎo)致冷風(fēng)機(jī)單回路制冷劑進(jìn)出口溫降增大。如圖3所示，隨著回路數(shù)的增多，單回路進(jìn)出口溫降逐漸減小，最終趨于穩(wěn)定。當(dāng)蒸發(fā)溫度為0 ℃，回路個(gè)數(shù)為2時(shí)，溫降為2.3 ℃，回路個(gè)數(shù)為4時(shí)，溫降只有0.5 ℃；當(dāng)蒸發(fā)溫度為-25 ℃，回路個(gè)數(shù)為2時(shí)，溫降為4.8 ℃，回路個(gè)數(shù)為4時(shí)，溫降為1.3 ℃。當(dāng)回路數(shù)較少時(shí)，由于進(jìn)出口的飽和溫差較大，單回路各管的表面溫度分布不均勻，減小了制冷劑側(cè)與空氣側(cè)的換熱溫差，導(dǎo)致單回路進(jìn)出口溫降增大。

圖3 不同蒸發(fā)溫度下單回路溫降隨回路個(gè)數(shù)的變化Fig.3 Variation of temperature drop with the number of circuit at different evaporating temperatures

根據(jù)冷風(fēng)機(jī)前兩排管流程分布模擬結(jié)果，可以認(rèn)為冷風(fēng)機(jī)前兩排管的最優(yōu)流程分布個(gè)數(shù)為4，因此，采用圖1中的4個(gè)回路流程，即單排管雙流程分布方式對(duì)冷風(fēng)機(jī)進(jìn)行優(yōu)化，并對(duì)其進(jìn)行實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證。

2　實(shí)驗(yàn)原理及方法

2.1 實(shí)驗(yàn)原理

泵供液式冷風(fēng)機(jī)性能測試實(shí)驗(yàn)原理及p-h圖如圖4和圖5所示。實(shí)驗(yàn)時(shí)，通過循環(huán)泵將液體制冷劑供給蒸發(fā)器，制冷劑在蒸發(fā)器中通過與空氣換熱，變?yōu)閮上酄顟B(tài)之后進(jìn)入氣液分離器，其中的液態(tài)部分與冷凝之后進(jìn)入氣液分離器的液態(tài)制冷劑混合后重新被泵入蒸發(fā)器中進(jìn)行再循環(huán)，氣態(tài)制冷劑則經(jīng)氣液分離器分離之后進(jìn)入壓縮機(jī)，經(jīng)壓縮后變?yōu)楦邷馗邏褐评鋭怏w進(jìn)入冷凝器，冷凝后的液態(tài)制冷劑進(jìn)入儲(chǔ)液器中，經(jīng)節(jié)流后進(jìn)入氣液分離器中完成一個(gè)循環(huán)。

P壓力表 S電磁閥 PP壓力傳感器 TT溫度傳感器圖4 泵供液式冷風(fēng)機(jī)測試原理圖Fig.4 Schematic of air cooler with liquid feed pump

1壓縮機(jī)吸氣口2壓縮機(jī)排氣口3冷凝器出口4電子膨脹閥出口 4′冷風(fēng)機(jī)入口 5冷風(fēng)機(jī)出口圖5 泵供液式冷風(fēng)機(jī)系統(tǒng)p-h圖Fig.5 The p-h diagram of air cooler with liquid feed pump

在冷風(fēng)機(jī)的進(jìn)口和壓縮機(jī)的出口分別安裝有液體流量計(jì)和氣體流量計(jì)，可精確測量循環(huán)泵的流量和壓縮機(jī)的排氣流量。冷風(fēng)機(jī)和壓縮機(jī)的進(jìn)出口溫度及壓力可通過溫度傳感器和壓力傳感器測得，測試儀表精度如表3所示。

表3測試儀器及測試精度

Tab.3Test instruments and accuracy

測試儀器溫度傳感器壓力傳感器渦輪液體流量計(jì)金屬轉(zhuǎn)子流量計(jì)精度±1℃±2.5%1.5級(jí)1.5級(jí)

2.2 實(shí)驗(yàn)方法

實(shí)驗(yàn)采用泵供液式制冷量測試法，對(duì)冷風(fēng)機(jī)在蒸發(fā)溫度分別為0 ℃、-8 ℃、-15 ℃、-20 ℃和-25 ℃工況下進(jìn)行制冷量測試。冷風(fēng)機(jī)制冷量按式(7)計(jì)算：

(7)

根據(jù)測得的壓縮機(jī)出口的氣態(tài)制冷劑溫度和壓力，可以查得出口氣體的比容，由測得的壓縮機(jī)出口的氣態(tài)制冷劑體積流量得到蒸發(fā)器出口的氣態(tài)制冷劑質(zhì)量流量即mout，從而可以得到系統(tǒng)的泵送比n和冷風(fēng)機(jī)出口干度x5。

3　實(shí)驗(yàn)結(jié)果及分析

本文計(jì)算并確定了泵供液式冷風(fēng)機(jī)的最優(yōu)流程分布，并根據(jù)《GB/T 25129—2010》[18]的要求對(duì)冷風(fēng)機(jī)的性能進(jìn)行了測試。

文獻(xiàn)[6]的研究表明，在相同的實(shí)驗(yàn)工況下，冷風(fēng)機(jī)以不同泵送比運(yùn)行，制冷量也各不相同，存在最優(yōu)值。因此，本文首先對(duì)泵供液式冷風(fēng)機(jī)在不同泵送比條件下的制冷量變化情況進(jìn)行了模擬和實(shí)驗(yàn)研究。如圖6所示，在相同的空氣干球溫度和蒸發(fā)溫度下，隨著泵送比的增大，冷風(fēng)機(jī)制冷量呈現(xiàn)先增大后減小的趨勢。當(dāng)泵送比為2時(shí)，冷風(fēng)機(jī)的制冷量較小，這主要是由于管內(nèi)制冷劑流速較低，制冷劑與管內(nèi)表面的接觸面積減小，傳熱系數(shù)減小，使得冷風(fēng)機(jī)的制冷量減小。隨著泵送比的增大，管內(nèi)流速增大，增加了單位時(shí)間液體制冷劑與管壁的換熱面積，傳熱系數(shù)增大，從而提高了蒸發(fā)器的效率。當(dāng)泵送比為3.5時(shí)，冷風(fēng)機(jī)制冷量模擬值達(dá)到最大值，為44.3 kW。隨著泵送比繼續(xù)增大，管內(nèi)制冷劑流速過快，雖然增大了單位時(shí)間制冷劑與管壁的換熱面積，但是制冷劑與管壁的換熱并不充分，反而降低了蒸發(fā)器的效率。在實(shí)驗(yàn)中，通過調(diào)節(jié)泵的頻率和閥門大小來調(diào)節(jié)泵送比的大小。如圖6所示，在不同的泵送比條件下，冷風(fēng)機(jī)制冷量實(shí)驗(yàn)值與模擬值的誤差不超過4%，且制冷量在泵送比為3.5時(shí)達(dá)到最大，因此，本文各實(shí)驗(yàn)工況下，最優(yōu)泵送比取3.5。

冷風(fēng)機(jī)進(jìn)出口壓降隨蒸發(fā)溫度的變化關(guān)系如圖7所示。隨著蒸發(fā)溫度的降低，冷風(fēng)機(jī)進(jìn)出口的壓降逐漸增大，這是由于隨著冷風(fēng)機(jī)單回路沿程干度的增大，氣體比例逐漸增大，管內(nèi)的平均流速不斷增大，導(dǎo)致冷風(fēng)機(jī)進(jìn)出口壓降增大。隨著壓降的增大，冷風(fēng)機(jī)進(jìn)出口制冷劑的飽和溫差也逐漸增大，使得冷風(fēng)機(jī)進(jìn)口側(cè)的飽和溫度升高，降低了進(jìn)口處制冷劑與空氣側(cè)的傳熱溫差，減小了冷風(fēng)機(jī)的制冷量。從圖7中可以看出，當(dāng)蒸發(fā)溫度從0 ℃降低至-25 ℃時(shí)，冷風(fēng)機(jī)進(jìn)出口壓降的模擬值與實(shí)驗(yàn)值的誤差范圍在5%左右。產(chǎn)生誤差的主要原因在于，進(jìn)行模擬計(jì)算時(shí)，并沒有考慮空氣流過冷風(fēng)機(jī)盤管時(shí)的阻力；實(shí)驗(yàn)時(shí)，冷風(fēng)機(jī)進(jìn)口處風(fēng)速要大于出口處風(fēng)速，并且在冷風(fēng)機(jī)的出口處，管內(nèi)以制冷劑蒸氣與管壁進(jìn)行單相換熱為主，因此制冷劑在靠近出口處的回路中換熱效果比模擬結(jié)果差。

圖7 壓降隨蒸發(fā)溫度變化關(guān)系Fig.7 Variation of pressure drop with evaporating temperatures

冷風(fēng)機(jī)的傳熱系數(shù)隨蒸發(fā)溫度的變化關(guān)系如圖8所示。隨著蒸發(fā)溫度的升高，冷風(fēng)機(jī)的傳熱系數(shù)逐漸增大。當(dāng)蒸發(fā)溫度較低，如-25 ℃時(shí)，蒸發(fā)器管路的后半段，管內(nèi)主要以氣相換熱為主，降低了制冷劑側(cè)的換熱系數(shù)，使得總傳熱系數(shù)較??；當(dāng)蒸發(fā)溫度逐漸升高時(shí)，管內(nèi)制冷劑流量增大，出口處的過熱度較小，各回路之間的平均溫差較小，總傳熱系數(shù)的空間分布更為均勻。由圖8可知，實(shí)驗(yàn)測得蒸發(fā)溫度為-25 ℃時(shí)傳熱系數(shù)為27.4 W/(m2·K)，蒸發(fā)溫度為0 ℃時(shí)的傳熱系數(shù)為34.4 W/(m2·K)，提高了25.5%。翅片霜層厚度也是影響冷風(fēng)機(jī)傳熱系數(shù)的一個(gè)重要因素。由于實(shí)驗(yàn)時(shí)空氣的相對(duì)濕度較小，蒸發(fā)器翅片并沒有出現(xiàn)嚴(yán)重的結(jié)霜現(xiàn)象，對(duì)冷風(fēng)機(jī)制冷量的影響不大，因此本文沒有對(duì)結(jié)霜工況進(jìn)行實(shí)驗(yàn)研究。

圖9所示為冷風(fēng)機(jī)制冷量隨蒸發(fā)溫度的變化關(guān)系。隨著蒸發(fā)溫度的升高，冷風(fēng)機(jī)的制冷量逐漸增大。當(dāng)蒸發(fā)溫度為-25 ℃時(shí)，制冷量為44.3 kW，當(dāng)蒸發(fā)溫度為0 ℃時(shí)，制冷量為64.3 kW，增大了45.15%。這是由于隨著蒸發(fā)溫度的升高，空氣側(cè)與制冷劑側(cè)的傳熱溫差逐漸增大，同時(shí)流量增大，使得單回路制冷劑側(cè)的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)也增大，提高了冷風(fēng)機(jī)的制冷量。對(duì)比實(shí)驗(yàn)結(jié)果與模擬結(jié)果可知，在不同工況下，實(shí)驗(yàn)值比模擬值要低5%左右。這是因?yàn)槟M計(jì)算時(shí)，認(rèn)為冷風(fēng)機(jī)出口干度始終保持不變，實(shí)際上，實(shí)驗(yàn)中冷風(fēng)機(jī)的出口干度受環(huán)境因素和控制系統(tǒng)的影響，存在一定程度的波動(dòng)。同時(shí)，由于空氣流動(dòng)阻力增大，實(shí)驗(yàn)時(shí)冷風(fēng)機(jī)出口處的實(shí)際風(fēng)速低于模擬值，蒸發(fā)器表面的溫度分布不均勻，減小了進(jìn)出口管路的傳熱溫差，使得實(shí)驗(yàn)測得的結(jié)果小于模擬結(jié)果。

圖8 傳熱系數(shù)隨蒸發(fā)溫度變化關(guān)系Fig.8 Variation of heat transfer coefficient with evaporating temperatures

圖9 制冷量隨蒸發(fā)溫度變化關(guān)系Fig.9 Variation of cooling capacity with evaporating temperature

4　結(jié)論

本文對(duì)以R717為工質(zhì)的泵供液式冷風(fēng)機(jī)進(jìn)行性能模擬和實(shí)驗(yàn)研究。首先對(duì)冷風(fēng)機(jī)的流程分布進(jìn)行模擬計(jì)算和優(yōu)化設(shè)計(jì)，并采用泵供液式制冷量測試法，在蒸發(fā)溫度分別為0 ℃、-8 ℃、-15 ℃、-20 ℃和-25 ℃工況下對(duì)冷風(fēng)機(jī)進(jìn)行了性能測試，對(duì)影響冷風(fēng)機(jī)性能的主要因素進(jìn)行分析，結(jié)論如下：

1)對(duì)冷風(fēng)機(jī)蒸發(fā)器前兩排管而言，當(dāng)蒸發(fā)溫度為0 ℃，回路個(gè)數(shù)為2與回路個(gè)數(shù)為8時(shí)，冷風(fēng)機(jī)總制冷量最小，為67.8 kW，回路個(gè)數(shù)為4時(shí)，冷風(fēng)機(jī)總制冷量最大，為71.5 kW，增大了5.4%；當(dāng)蒸發(fā)溫度為-25 ℃，回路個(gè)數(shù)為2時(shí)，冷風(fēng)機(jī)總制冷量最小，為38.2 kW，回路個(gè)數(shù)為4時(shí)，冷風(fēng)機(jī)總制冷量最大，為48.6 kW，增大了27.2%，這表明在低溫工況下，流程分布對(duì)冷風(fēng)機(jī)性能的影響更為顯著。在不同的蒸發(fā)溫度下，隨著回路個(gè)數(shù)的增多，冷風(fēng)機(jī)的制冷量先增大后減小，存在使冷風(fēng)機(jī)性能最優(yōu)的回路個(gè)數(shù)。

2)當(dāng)蒸發(fā)溫度為-25 ℃，泵送比為2時(shí)，冷風(fēng)機(jī)制冷量較小，為41.3 kW；當(dāng)泵送比為3.5時(shí)，制冷量最大，為44.3 kW。隨著泵送比的繼續(xù)增大，制冷量逐漸減小，因此存在使冷風(fēng)機(jī)性能最優(yōu)的泵送比。本文各實(shí)驗(yàn)工況下，最優(yōu)泵送比取3.5。

3)隨著蒸發(fā)溫度的降低，冷風(fēng)機(jī)的制冷劑流量逐漸減小，導(dǎo)致冷風(fēng)機(jī)進(jìn)出口壓降增大。當(dāng)蒸發(fā)溫度從0 ℃降低至-25 ℃時(shí)，冷風(fēng)機(jī)進(jìn)出口壓降的模擬值與實(shí)驗(yàn)值的誤差范圍在5%左右。在進(jìn)行模擬計(jì)算時(shí)，并沒有考慮空氣流過冷風(fēng)機(jī)盤管時(shí)的阻力，而在實(shí)驗(yàn)時(shí)，冷風(fēng)機(jī)進(jìn)口處風(fēng)速要大于出口處風(fēng)速，制冷劑在靠近出口處的回路中換熱效果比模擬結(jié)果差，這是造成模擬值與實(shí)驗(yàn)值產(chǎn)生誤差的主要原因。

4)隨著蒸發(fā)溫度的升高，空氣側(cè)與制冷劑側(cè)的換熱逐漸增大，單回路制冷劑側(cè)的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)也增大，各回路之間的平均溫差較小，總傳熱系數(shù)的空間分布更為均勻。當(dāng)蒸發(fā)溫度為-25 ℃時(shí)，傳熱系數(shù)為27.4 W/(m2·K)，當(dāng)蒸發(fā)溫度為0 ℃時(shí)，傳熱系數(shù)為34.4 W/(m2·K)，提高了25.5%。由于實(shí)驗(yàn)時(shí)空氣的相對(duì)濕度較小，蒸發(fā)器翅片沒有出現(xiàn)嚴(yán)重的結(jié)霜現(xiàn)象，因此對(duì)于結(jié)霜問題的研究，將在后續(xù)實(shí)驗(yàn)研究中進(jìn)行。

5)隨著蒸發(fā)溫度的升高，冷風(fēng)機(jī)的制冷量逐漸增大。當(dāng)蒸發(fā)溫度為-25 ℃時(shí)，制冷量為44.3 kW，當(dāng)蒸發(fā)溫度為0 ℃時(shí)，制冷量為64.3 kW，增大了45.15%。對(duì)比實(shí)驗(yàn)結(jié)果與模擬結(jié)果可知，在不同蒸發(fā)溫度工況下，實(shí)驗(yàn)值比模擬值低5%左右，驗(yàn)證了模型的正確性。

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About the corresponding author

Cao Feng, male, professor, Ph.D. adviser, Head of Compressor Engineering Department, School of Energy and Power Engineering, Xi’an Jiaotong University, +86 29-82663583, E-mail: fcao@stu.xjtu.edu.cn. Research fields: compressor and refrigeration technology, heat pump technology.

Simulation and Experimental Research on Performance of an Air Cooler with Liquid Feed Pump

Jin LeiDeng WenchuanHe YongningCao Feng

(School of Energy and Power Engineering, Xi’an Jiaotong University, Xi’an, 710049, China)

The performance of air coolers with different flow distribution was simulated after establishing the model of air cooler evaporator with different kinds of flow distribution, and the air cooler with optimal flow distribution which adopted R717 as refrigerant was tested using the refrigerating capacity test method with liquid feed pump in this paper. The results indicate that the performance of air cooler was optimal with the flow distribution of two circuits in a single row. The refrigerating capacity was 44.3 kW at evaporating temperature -25 ℃ as the pumping ratio increased to 3.5 which was the optimum value to the air cooler. The heat transfer coefficient was enhanced by 25.5% from 27.4 W/(m2·K) to 34.4 W/(m2·K) with the evaporating temperature varying from -25 ℃ to 0 ℃ and the refrigerating capacity increased from 44.3 kW to 64.3 kW which achieved a 45.15% enhancement at the same range of evaporating temperature. The experimental data also verified that the cooling capacity of experimental values were approximately 5% lower than that of simulation values, which indicated the validity of air cooler model.

air cooler; test conditions; refrigerating capacity; pumping ratio; heat transfer characteristics

0253-4339(2016) 01-0045-07

10.3969/j.issn.0253-4339.2016.01.045

2015年3月29日

TB657.1；TQ051.6+1

A

簡介

曹鋒，男，教授，博士生導(dǎo)師，壓縮機(jī)工程系主任，西安交通大學(xué)能源與動(dòng)力工程學(xué)院，(029)82663583，E-mail: fcao@stu.xjtu.edu.cn。研究方向：壓縮機(jī)及制冷技術(shù)，熱泵技術(shù)。