冷凍冷藏裝置冷風機性能實驗研究

劉亞哲 臧潤清

(冷凍冷藏技術教育部工程研究中心天津市制冷技術重點實驗室 天津市制冷技術工程中心天津商業大學機械工程學院 天津 300134)

冷凍冷藏裝置冷風機性能實驗研究

劉亞哲 臧潤清

(冷凍冷藏技術教育部工程研究中心天津市制冷技術重點實驗室 天津市制冷技術工程中心天津商業大學機械工程學院 天津 300134)

以4臺不同的冷風機為研究對象，在校準箱溫度為4℃、0℃、－4℃、－8℃、－12℃、－16℃、－20℃六種工況下，利用空氣側熱平衡法和制冷劑側焓差法精確測試出不同冷風機的供冷量，根據實驗數據繪制出供冷量和傳熱系數在不同工況下的變化曲線，對影響冷風機傳熱性能的主要因素進行了理論分析，從生產工藝、制造水平、風量和結構等方面總結出不同冷風機傳熱系數存在差異的原因，為進一步提高冷風機的設計及生產加工水平提供了依據。

冷風機；熱平衡法；焓差法；供冷量；傳熱系數

冷風機是冷凍冷藏裝置常用的空氣冷卻設備，多年來，工程上選型計算采用的傳熱系數都參考國外同類產品的實驗數據并打一定的折扣。近幾年，我國冷風機的生產企業得到了快速發展，設計和生產加工水平不斷提高。可是，無論是生產企業還是工程應用企業對國產冷風機實際性能的了解都還不夠，在一定程度上影響了該產品的性能提高和技術創新[1－2]。為此，筆者利用空氣側熱平衡法和制冷劑側焓差法對國內工程上常用的銅管鋁翅片冷風機進行了實驗研究，掌握部分現有冷風機的性能，理論分析不同冷風機之間性能的差異，提出了改進的途徑和方法。

1 冷風機性能實驗室簡介

冷風機實驗室主要由夾套(環境室)、校準箱、實驗冷風機供冷機組、冷卻水裝置、夾套空調機組、電氣控制室及測量采集裝置組成。系統安裝有兩套水冷供冷機組，分別為R22供冷機組和R404a供冷機組，兩套供冷壓縮機組均采用寬范圍變頻壓縮機，共用一個末端，圖1為R22直接膨脹制冷系統圖。

實驗室技術參數如下:

測試能力:1臺單出風或雙出風冷風機，供冷量4 kW～25 kW，蒸發溫度－31℃ ～2℃，校準箱內溫度可調范圍－25℃ ～＋40℃，校準箱內溫度波動＜0.3℃，校準箱內溫度不均勻性＜0.5℃，校準箱外側(夾套)溫度可調范圍－25℃ ～＋40℃，校準箱外側溫度波動＜0.3℃，校準箱外側溫度不均勻性＜0.5℃，冷風機中蒸發溫度波動≤0.3℃，冷風機進口空氣平均溫度波動≤0.3℃，溫度測量誤差≤0.5℃，質量流量測量誤差≤0.2%，濕度測量誤差≤3%，壓力測量誤差≤0.2%，電能測量誤差≤0.5%。

圖1 R22直接膨脹制冷系統圖Fig.1 The system diagram of R22 directexpansion refrigerant

以上技術指標符合SB/T 10795—2012/ASHRAE Standard 25—1991(RA 2006)《強制通風與自然對流制冷用空氣冷卻器的試驗方法》[3]、EN 328:2003《制冷用強制通風空氣冷卻器性能試驗方法》[4]和GB/T 25129—2010《制冷用空氣冷卻器》[5]。

2 實驗方法

實驗工況如表1所示。

表1 實驗工況Tab.1 The experimental condition

夾套溫度和校準箱溫度是由電加熱器連接PID控制器自動調節，溫度波動＜0.3℃，通過對供冷機組壓縮機頻率的調節，保證4臺冷風機的傳熱溫差(校準箱溫度與冷風機出口壓力所對應的飽和溫度之差)在6℃～8℃之間，不同冷風機在相同工況誤差不超過±0.5℃，對電子膨脹閥脈沖周期以及過熱度參數的設置保證每一個工況下冷風機的回氣過熱度為3℃，誤差不超過±0.2℃。

2.1 空氣側熱平衡法

利用空氣側熱平衡法測量冷風機空氣側供冷量的計算公式如下:

式中:Kc為校準箱漏熱系數，W/℃；T3為夾套內空氣平均干球溫度，℃；T4為校準箱內空氣平均干球溫度，℃；Q1為校準箱內電加熱器輸入熱量，W；Q2為冷風機電機散熱量，W。

2.2 制冷劑側焓差法

利用制冷劑側焓差法測量冷風機制冷劑側供冷量的計算公式如下:

式中:Wm為制冷劑質量流量，kg/s；G0為制冷劑中油的比率，kg/kg；H2為離開冷風機氣體制冷劑焓值，kJ/kg；H1為進入冷風機液體制冷劑焓值，kJ/kg；T1為進入冷風機制冷劑溫度，℃；T2為離開冷風機制冷劑溫度，℃；1842為油的比熱，J/(kg·K)。

注:利用重量法測定制冷劑中油的比率[3]。

上述兩種方法所測試的供冷量，其偏差應在所測得較小冷量的5%以內，而冷風機的實際供冷量應為上述兩種方法的平均值，即:

Q＝(Q0＋Qn)/2

式中:Q0和Qn為在兩種方法同時進行測量所得到的冷量。

采用R22供冷機組，利用熱平衡法和焓差法測試出4臺不同冷風機在不同工況下的供冷量和傳熱系數，冷風機相關參數如表2所示。

表2 冷風機結構參數Tab.2 The structural parameters of air coolers

實驗利用以上兩種方法測試得到4臺冷風機在不同工況下的供冷量如圖2所示。

圖2中實驗結果顯示，4臺冷風機在所有工況下誤差最大的是1號冷風機在－4℃工況下的測試誤差，平衡法供冷量為17.50 kW，焓差法供冷量為16.69 kW，兩者誤差最大為4.88%；最小誤差是4號冷風機在－16℃工況下的誤差，熱平衡法為6.27 kW，焓差法為6.29 kW，兩者誤差最小為0.32%。在整個測試區間(4℃～－20℃)內，1號冷風機的平均測量誤差為2.8%，2號為3.3%，3號為2.9%，4號為2.6%，兩種方法測試誤差精度都在5%以內。

圖2 兩種方法測試的冷風機供冷量Fig.2 The cooling capacity of air coolers tested out using two methods

實驗準確測試出的4臺冷風機的實際供冷量如圖3所示。

圖3 冷風機實際供冷量Fig.3 The actual cooling capacity of air coolers

4臺冷風機標牌所示工況下的名義供冷量如表3所示。

表3 冷風機名義供冷量Tab.3 The nominal cooling capacity of air coolers

圖3與表3對比可知冷風機真實供冷能力，在蒸發溫度為－8℃(校準箱溫度為0℃)時:1號冷風機的名義供冷量為22.6 kW，而在此工況下實驗測試供冷量為17.222 kW，兩者相差5.378 kW；2號名義與實測供冷量相差3.351 kW；3號相差2.283 kW；4號相差2.823 kW。1～4號冷風機名義供冷量相比實測供冷量偏差率依次為:23.8%、22.9%、28.5%和30%。可見，4臺冷風機的實際供冷量都沒有達到廠家標牌所示的數值，這也正是為什么現階段在國內工程上選擇國產冷風機時需要在標牌名義冷量上乘以0.6－0.8的系數的原因。

圖4冷風機的傳熱系數Fig.4 The heat transfer coefficient of air coolers

圖4 為實驗測試出的4臺冷風機的傳熱系數，1號和2號為兩臺不同管路流程布置形式的冷風機，傳熱系數隨著校準箱溫度的降低而降低，在－8℃～－16℃范圍內降低幅度最大，之前或者之后降低幅度比較緩和，該結果與文獻[6]的研究結果是一致的。在整個測試區間內，1號冷風機的平均傳熱系數為24.557 W/(m2·K)，2號為30.368 W/(m2·K)，兩者相差23.6%，主要是因為冷風機管路流程布置存在差異，1號是典型的叉排布置形式，制冷劑流路數為20；2號采用復雜的流程布置形式，流路數為18(如圖5所示)。所以，冷風機適當減少流路數、管排數以及管徑并采用合適的管路流程布置形式可以有效的提高其傳熱系數。

圖4中，1號、2號和4號內螺紋銅管冷風機的傳熱系數明顯大于3號光滑管，在整個溫度區間內，1號內螺紋銅管平均傳熱系數為24.557 W/(m2·K)，2號為30.367 W/(m2·K)，4號為16.193W/(m2·K)，3號光滑管為10.576W/(m2·K)，1號，2號和4號內螺紋銅管比3號光滑管冷風機傳熱系數依次高132.2%，187.1%和53.1%。可見采用內螺紋銅管可以有效的提升冷風機的傳熱性能。有文獻[7]稱內螺紋銅管的換熱能力可以提升到普通光管的2～3倍，還有研究[8]表明內螺紋強化管相比于光管強化系數變化的范圍為1.5～2.2。

圖5 1號和2號冷風機流程布置Fig.5 The refrigerant circuitry of No.1 and No.2

1號和4號冷風機的管路流程布置結構形式相同，但是從圖4實驗結果可以看出兩臺冷風機的傳熱系數還是相差挺大的，在整個溫度區間內，1號的冷風機平均傳熱系數為24.5 W/(m2·K)，4號的為16.2 W/(m2·K)，1號比4號傳熱系數大51.2%，主要是不同廠家由于生產工藝和制造水平上的差異，生產的冷風機傳熱系數差別也較大。這種差異主要包括:鋁質翅片與銅管的結合嚴密程度和分液器的選擇配置等。

冷風機按蒸發管內表面計算的熱流密度qi＜4000 W/m2，蒸發管組的制冷劑側換熱系數可用下式表示:

式中:c為蒸發溫度與制冷劑沸點的比值；μ為制冷劑的分子量；m為蒸發管內制冷劑的質量流量，kg/ s；n為蒸發管組的流路數；di為蒸發管內經，mm。上式簡化后為下列形式:

對于同一制冷劑、同一壓縮冷凝機組、同一運轉工況和同一傳熱溫差，制冷劑側的換熱系數僅與n、di、m有關。對于內螺紋銅管其換熱系數可先按照上述公式計算，再乘以校正系數εR

式中:R為內螺紋銅管的曲率半徑，mm。

正方形翅片管組空氣側的換熱系數表示為:

式中:順排正方形翅片c＝0.096、n＝0.72，錯排正方形翅片c＝0.205、n＝0.65；λ為空氣的導熱率，W/(m·k)；b為翅片間距，mm；u為最窄截面上的空氣流速，m/s；ν為空氣的運動粘性系數，m2/s；d0為蒸發管外徑，mm；h為翅片高度，mm。

翅片效率可表示為:

式中:R0為翅片的根圓半徑，mm；λ為翅片的導熱率，W/(m·k)；δ為翅片厚度，mm；Bf為正方形翅片二對邊間的距離，mm；ξ為析濕系數。

將冷風機的相關參數帶入上述公式，2號冷風機制冷劑側換熱系數、空氣側換熱系數和翅片效率都大于其他3臺，對比得到4臺冷風機傳熱系數大小關系為2號＞1號＞4號＞3號，趨勢與實驗結果吻合，但是實驗測試得到的4臺冷風機的傳熱系數相互之間的增大幅度竟然都大于理論結果，究其原因主要有以下幾個方面:

1)翅片管選材:1號和2號冷風機翅片管組所使用的紫銅管和鋁質翅片相比4號和3號冷風機具有更加優良的導熱性能，特別是銅管與鋁翅片有接近的熱膨脹率，反復大幅度溫度波動不會引起翅片松動，翅片效率不會大幅度降低。

2)銅管結構形式差異:采用內螺紋銅管的冷風機，比采用光滑管冷風機來說換熱系數可以增加53.1%～187.1%。新型內螺紋銅管通過增大內表面積，增強紊流和增加穩定氣化核心數來提高制冷劑側的換熱系數，主要通過增大螺旋角，改變齒高和齒條數來進行優化[9]。

3)生產工藝:傳熱系數相對較高的1號和2號冷風機外殼加工細膩，密封效果較好，冷風機較大的翅片厚度確保翻邊長度等于翅片間距和足夠的強度。脹管幅度適宜，確保翅片翻邊與管外壁完全牢固接觸，最大限度地減小接觸熱阻。

4)分液器配置及流路分配:從實驗結果可以預測1號、2號相比3號、4號選擇的分液器較為合理，保證了制冷劑通過分液器能夠近似達到霧狀流狀態，通過對分液器以及分液毛細管長度的優化配置，避免因重力作用造成的分液不均，保證制冷劑通過分液器均勻分配到各個流路中，減小管徑增加流路數或者增大管徑減小流路數，確保蒸發管阻力相同有均勻的供液量，具體如何選擇高性能分液器以及分液器模型的介紹和制冷劑流路分配的問題文獻[10－11]有詳細解釋。

5)空氣的均勻分配:流過翅片管組迎風面空氣是否均勻直接影響冷風機效率，3號和4號冷風機一味的節省材料減小冷風機寬度，導致風機過于接近翅片管組，勢必嚴重影響冷風機傳熱系數的提高。

6)空氣側阻力:對于內螺紋銅管冷風機來說，1號和2號冷風機片距7 mm，4號冷風機片距6 mm，適當增大翅片間距，可減低空氣阻力，進而減小風機功率，提高冷風機的效率。

7)換熱面積與風機風量的配比:冷風機單位換熱面積所配風量1號為137 m3/h，2號為197.3 m3/h ，3號為110 m3/h，4號為107 m3/h，可見單位換熱面積風量的適當增大可以使空氣側換熱系數提高，從而提高冷風機的傳熱系數，受國外冷風機產品和技術的影響國內冷風機也趨于增大配風量，有的高達236 m3/h，國外最高達300 m3/h。

綜上所述，由于生產工藝、制造水平及冷風機結構、風量等因素的影響，不同冷風機傳熱系數存在很大差異，這些因素具體可以歸納為以下兩個方面，蒸發管組(制冷劑側)方面:管徑、銅管形式、管排數、排距、管距、制冷劑流路數、管路流程布置形式、銅管的膨脹系數、分液器的配置等；空氣側方面:翅片的結構形式、翅片厚度、片距、鋁質翅片與銅管的結合嚴密程度、鋁片材質的膨脹系數、空氣流量和流速、空氣經過蒸發管組的均勻程度等。

4 結論

1)利用兩種方法測試的1～4號冷風機的供冷量平均誤差依次為2.8%、3.3%、2.9%和2.6%，都小于5%；在廠家標牌所示工況下，1～4號冷風機名義供冷量相比實際供冷量偏差率依次為:23.8%、22.9%、28.5%和30%，4臺冷風機供冷量都大幅度縮水。

2)采用內螺紋銅管的冷風機比光滑管冷風機傳熱系數提高53.1%～187.1%，合理設計內螺紋管的螺旋角、齒高以及齒條數，可以達到內螺紋管的最優換熱效果。

3)冷風機的管路流程布置形式的不同同樣影響冷風機的換熱效果:1號制冷劑流路數為20，采用傳統的叉排布置形式，2號流路數為18，采用復雜的流程布置形式(如圖5所示)，1號傳熱系數平均值為24.557 W/(m2·K)，2號為30.368 W/(m2·K)，兩者相差23.6%。

4)從傳熱理論上分析實驗測試的4臺冷風機的傳熱系數相互之間的增大幅度竟然都大于理論結果，主要是受到冷風機翅片管選材、銅管結構形式差異、生產工藝、空氣的均勻分配、換熱面積與風機風量的配比等因素的影響。

5)冷風機性能與選材、設計及生產制造工藝密切相關，是國產冷風機制造企業必須重視的關鍵環節。現代化的設計思想和全面的優化理念是冷風機性能提高的保證。

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[5] 全國冷凍空調設備標準化技術委員會.GB/T 25129-2010，制冷用空氣冷卻器[S].2010.

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Experimental Study on Performance of the Air Cooler in Refrigeration Device

Liu Yazhe Zang Runqing

(Refrigeration Technology Research Center of Ministry of Education Project，Tianjin Key Laboratory of Refrigeration Technology，Tianjin Refrigeration Technology Engineering Center，Mechanical Engineering Institute of Tianjin Business University，Tianjin，300134，China)

Four different air coolers are studied in this paper.The cooling capacity of these air coolers are tested out using heat balance method and enthalpy－difference method at the calibrating tank temperature 4℃，0℃，－4℃，－8℃，－12℃ ，－16℃ and－20 ℃.The curves of cooling capacity and heat transfer coefficient are drawn with experimental data in different conditions，and the primary factors affecting the heat－transfer performance of air cooler are theoretically analyzed.The reasons of differences in heat transfer coefficient are summed up from the level of production technology，air volume and the structure of air coolers，etc，which provides basis to further improve the level of air cooler design，production and processing.

air cooler；heat balance method；enthalpy－difference method；cooling capacity；heat transfer coefficient

TB65；TB61＋1

A

0253－4339(2014)05－0061－06

10.3969/j.issn.0253－4339.2014.05.061

劉亞哲，男(1986－)，碩士研究生，天津商業大學，15102240941，E-mail:liu_yazhe＠126.com。研究方向:制冷系統的優化及節能技術。

2013年12月8日

About the corresponding author

Liu Yazhe(1986－)，male，Master Candidate，Tianjin University of Commerce，15102240941，E-mail:liu_yazhe＠126.com.Research fields:optimization and energy-saving technology of refrigeration system.