泵供液式冷風機性能模擬與實驗研究

金 磊　鄧文川　何永寧　曹 鋒

(西安交通大學能源與動力工程學院　西安　710049)

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泵供液式冷風機性能模擬與實驗研究

金 磊鄧文川何永寧曹 鋒

(西安交通大學能源與動力工程學院西安710049)

本文建立了不同流程分布的冷風機模型，對各流程分布冷風機性能進行了模擬研究；采用泵供液式制冷量測試法，對以R717為工質的最優流程分布冷風機進行了性能測試。研究表明，單排管雙流程布管方式能夠使冷風機的性能最優；存在使冷風機制冷量最大的泵送比，在蒸發溫度-25 ℃工況下，當泵送比為3.5時，冷風機的制冷量最大，為44.3 kW；隨著蒸發溫度的升高，冷風機的傳熱系數逐漸增大，當蒸發溫度為-25 ℃時，傳熱系數為27.4 W/(m2·K)，當蒸發溫度為0 ℃時，傳熱系數為34.4 W/(m2·K)，提高了25.5%；隨著蒸發溫度的升高，冷風機的制冷量逐漸增大，當蒸發溫度為-25 ℃時，制冷量為44.3 kW，當蒸發溫度為0 ℃時，制冷量為64.3 kW，增大了45.15%。采用泵供液式制冷量測試法，測得在不同實驗工況下，冷風機制冷量實驗值比模擬值低5%左右，驗證了冷風機模型的正確性。

冷風機；實驗工況；制冷量；泵送比；傳熱特性

隨著經濟發展和生活水平的提高，食品用冷藏庫的需求也逐漸增多。冷風機作為冷藏庫中常用的降溫冷卻設備，其熱工性能是影響冷藏庫設計和建造的主要因素之一，因此，研究如何提高冷風機的性能具有十分重要的意義。

影響冷風機性能的因素包括環境溫度、空氣相對濕度以及風機風量等。國內外學者針對這些因素進行了大量的模擬和實驗研究。馮永斌等[1]研究了相對濕度對蒸發器性能的影響，結果表明在低相對濕度下，顯熱換熱占主導因素，隨著相對濕度的增大，顯熱換熱減少，潛熱換熱逐漸增強。周翔等[2]建立了翅片管式蒸發器的穩態仿真模型，分析了風量與制冷劑流量對翅片管蒸發器性能的影響，結果表明對于翅片管式蒸發器，系統存在最佳風量和最佳質量流量。高立新等[3]利用房間熱平衡法對冷風機的性能進行實驗研究，確定了冷風機制冷量和傳熱系數的變化規律，并推導出冷風機空氣側放熱系數的計算公式。秦海杰等[4]對結霜工況下變片距空氣冷卻器進行了性能仿真和實驗，認為變翅片間距能夠提高空氣冷卻器的換熱性能。李星等[5]對比了重力供液與直接膨脹制冷系統的性能，認為在低溫工況下，重力供液的蒸發器比直接膨脹供液的蒸發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器在不同供液高度下的運行特性，結果表明重力供液制冷系統存在最佳的蒸發器供液高度。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的性能實驗方法。劉亞哲等[8-9]對于校準箱熱平衡法和焓差法在冷風機性能實驗可行性方面進行了實驗驗證，通過測試冷風機在不同環境條件下的供冷量，擬合了供冷量和供熱系數環境溫度的變化關系，并對影響冷風機傳熱性能的主要因素進行了理論分析。劉斌等[10]采用最優化算法對CO2冷風機的結構參數進行優化，認為多目標優化更適合冷風機的優化設計。

一些學者認為管排流程分布方式對于換熱器的性能也有一定的影響。黃東等[11-13]建立了蒸發器換熱模型，分析了蒸發器中支路數和流程分布對蒸發器性能以及單根管壓降的影響，同時計算分析了風速分布對蒸發器性能的影響。Domanski P A等[14]研究了不同制冷劑對翅片管蒸發器性能的影響，通過優化蒸發器的流路布置，系統的性能系數提高了11.7%。Liang S Y等[15]對蒸發器和冷凝器盤管的流路布置進行了模擬和實驗研究，認為復雜的流路布置會增大制冷劑的熱阻，減小傳熱系數，需要對盤管布置進行合理優化。Wang C C等[16]提出了兩種改進的風冷式冷凝器盤管逆流布管方式，并進行了實驗研究和驗證，表明逆流布置能夠提高冷凝器的換熱性能。Anisimov S等[17]對一種蒸發式空氣冷卻器的傳熱和傳質過程進行了數值模擬和優化設計，并與傳統的空氣冷卻器性能進行對比，結果表明在相同條件下，該空氣冷卻器模型的制冷量更大，但是當空氣流速較大時，其COP較低。

本文基于國內外學者的研究，對一種以R717為工質的泵供液式冷風機進行性能模擬和實驗研究。泵供液式冷風機由軸流風機和冷卻盤管組成，利用泵向冷卻器輸送低溫低壓制冷劑，通過軸流風機實現空氣強制對流換熱，從而達到冷卻降溫的目的。采用泵供液方式，能夠實現蒸發器的超倍供液，從而增加液體制冷劑和蒸發管內表面的接觸面積，增大傳熱系數，強化蒸發器的傳熱，能夠提高冷風機的性能。對該冷風機的流程分布進行模擬計算，確定最優的流程分布，對冷風機在不同蒸發溫度下的性能進行實驗研究，分析了制冷劑在冷風機盤管內的換熱過程。

1　冷風機模擬計算分析

1.1 冷風機模型

文獻[11]的研究表明，對于蒸發器而言，存在最優支路數，使蒸發器的制冷量達到最大。為了研究冷風機的最優流程分布，根據冷風機的幾何結構，建立了4種不同的冷風機流程分布模型，如表1所示。由于管外空氣的進口狀態、流量均相同，且風速分布均勻，因此選擇冷風機前兩排管進行模擬計算和分析。各流程均選擇順排排列方式，制冷劑流程為下進上出，流程分布模型如圖1所示。

表1冷風機幾何結構參數

Tab.1Geometry parameters of evaporator

結構參數單根管長/mm2720管外徑/mm15.88管內徑/mm13.88管間距/mm25.4排間距/mm22管排數8每排管根數20翅片類型波紋翅片翅片厚度/mm0.16翅片間距/mm10風量/(m3/min)400

圖1　冷風機蒸發器流程分布Fig.1 Flow distribution of the air cooler evaporator

1.2 冷風機換熱特性計算

冷風機蒸發器側采用強制對流空氣換熱，管外空氣的進口狀態、風量和風速分布均保持不變。不同流程分布的冷風機制冷量可由式(1)計算：

Q=kAΔt

(1)

式中：k為傳熱系數，W/(m2·K)；A為冷風機的表面傳熱面積，m2；Δt為制冷劑蒸發溫度與空氣入口溫度傳熱溫差，℃。

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

表2冷風機模擬計算工況

Tab.2Simulation conditions of air cooler

制冷劑側空氣側蒸發溫度/℃進口干度出口干度干球溫度/℃進口壓力/kPa相對濕度/%00.00010.3310101.32585-80.00010.330101.32585-150.00010.33-8101.32585-250.00010.33-18101.32585

(2)

管內沸騰的兩相表面傳熱系數計算如下：

αi=αl[C1(C0)C2(25Fr)C5+C3(B0)C4Ff]

(3)

(4)

式中：αl為液相單獨流過管內的表面傳熱系數，W/(m2·K)；λl為液相導熱率，W/(m·K)；Pr為液相普朗特數；C0為對流特征數；B0為沸騰特征數；C1，C2，C3，C4和C5為常數，取決于C0；Fr為液相弗勞德數；Ff為無量綱系數，取決于制冷劑性質。

空氣側當量表面傳熱系數由式(5)確定：

(5)

式中：ζ為析濕系數；α0為空氣側干表面傳熱系數，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。

管內制冷劑壓降可由式(6)確定：

(6)

1.3 冷風機流程分布模擬結果及分析

根據冷風機設計條件及計算工況，對不同流程分布的冷風機進行模擬。由圖2可知：隨著回路個數的增加，在不同蒸發溫度工況下，冷風機的總制冷量先增大，隨后開始逐漸降低，存在使制冷量最大的回路個數。當蒸發溫度為0 ℃，回路個數為2與回路個數為8時，冷風機總制冷量最小，為67.8 kW，回路個數為4時，冷風機總制冷量最大，為71.5 kW，增大了5.4%；當蒸發溫度為-25 ℃，回路個數為2時，冷風機總制冷量最小，為38.2 kW，回路個數為4時，冷風機總制冷量最大，為48.6 kW，增大了27.2%，這表明在低溫工況下，流程分布對冷風機性能的影響更為顯著。在低溫工況下，隨著蒸發溫度的降低，制冷劑流量減小，制冷劑與空氣側的對數平均溫差也減小，降低了制冷劑側的表面換熱系數，同時由于單回路過長，導致冷風機進出口壓降增大，進一步影響了制冷劑和空氣側的換熱性能，這是造成冷風機性能下降的主要原因。

圖2 不同蒸發溫度下制冷量隨回路個數的變化Fig.2 Variation of cooling capacity with the number of circuit at different evaporating temperatures

當回路個數較少時，單回路管路較長，制冷劑在管內流動的壓降損失較大，導致冷風機單回路制冷劑進出口溫降增大。如圖3所示，隨著回路數的增多，單回路進出口溫降逐漸減小，最終趨于穩定。當蒸發溫度為0 ℃，回路個數為2時，溫降為2.3 ℃，回路個數為4時，溫降只有0.5 ℃；當蒸發溫度為-25 ℃，回路個數為2時，溫降為4.8 ℃，回路個數為4時，溫降為1.3 ℃。當回路數較少時，由于進出口的飽和溫差較大，單回路各管的表面溫度分布不均勻，減小了制冷劑側與空氣側的換熱溫差，導致單回路進出口溫降增大。

圖3 不同蒸發溫度下單回路溫降隨回路個數的變化Fig.3 Variation of temperature drop with the number of circuit at different evaporating temperatures

根據冷風機前兩排管流程分布模擬結果，可以認為冷風機前兩排管的最優流程分布個數為4，因此，采用圖1中的4個回路流程，即單排管雙流程分布方式對冷風機進行優化，并對其進行實驗驗證。

2　實驗原理及方法

2.1 實驗原理

泵供液式冷風機性能測試實驗原理及p-h圖如圖4和圖5所示。實驗時，通過循環泵將液體制冷劑供給蒸發器，制冷劑在蒸發器中通過與空氣換熱，變為兩相狀態之后進入氣液分離器，其中的液態部分與冷凝之后進入氣液分離器的液態制冷劑混合后重新被泵入蒸發器中進行再循環，氣態制冷劑則經氣液分離器分離之后進入壓縮機，經壓縮后變為高溫高壓制冷劑氣體進入冷凝器，冷凝后的液態制冷劑進入儲液器中，經節流后進入氣液分離器中完成一個循環。

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

1壓縮機吸氣口2壓縮機排氣口3冷凝器出口4電子膨脹閥出口 4′冷風機入口 5冷風機出口圖5 泵供液式冷風機系統p-h圖Fig.5 The p-h diagram of air cooler with liquid feed pump

在冷風機的進口和壓縮機的出口分別安裝有液體流量計和氣體流量計，可精確測量循環泵的流量和壓縮機的排氣流量。冷風機和壓縮機的進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金屬轉子流量計精度±1℃±2.5%1.5級1.5級

2.2 實驗方法

實驗采用泵供液式制冷量測試法，對冷風機在蒸發溫度分別為0 ℃、-8 ℃、-15 ℃、-20 ℃和-25 ℃工況下進行制冷量測試。冷風機制冷量按式(7)計算：

(7)

根據測得的壓縮機出口的氣態制冷劑溫度和壓力，可以查得出口氣體的比容，由測得的壓縮機出口的氣態制冷劑體積流量得到蒸發器出口的氣態制冷劑質量流量即mout，從而可以得到系統的泵送比n和冷風機出口干度x5。

3　實驗結果及分析

本文計算并確定了泵供液式冷風機的最優流程分布，并根據《GB/T 25129—2010》[18]的要求對冷風機的性能進行了測試。

文獻[6]的研究表明，在相同的實驗工況下，冷風機以不同泵送比運行，制冷量也各不相同，存在最優值。因此，本文首先對泵供液式冷風機在不同泵送比條件下的制冷量變化情況進行了模擬和實驗研究。如圖6所示，在相同的空氣干球溫度和蒸發溫度下，隨著泵送比的增大，冷風機制冷量呈現先增大后減小的趨勢。當泵送比為2時，冷風機的制冷量較小，這主要是由于管內制冷劑流速較低，制冷劑與管內表面的接觸面積減小，傳熱系數減小，使得冷風機的制冷量減小。隨著泵送比的增大，管內流速增大，增加了單位時間液體制冷劑與管壁的換熱面積，傳熱系數增大，從而提高了蒸發器的效率。當泵送比為3.5時，冷風機制冷量模擬值達到最大值，為44.3 kW。隨著泵送比繼續增大，管內制冷劑流速過快，雖然增大了單位時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，反而降低了蒸發器的效率。在實驗中，通過調節泵的頻率和閥門大小來調節泵送比的大小。如圖6所示，在不同的泵送比條件下，冷風機制冷量實驗值與模擬值的誤差不超過4%，且制冷量在泵送比為3.5時達到最大，因此，本文各實驗工況下，最優泵送比取3.5。

冷風機進出口壓降隨蒸發溫度的變化關系如圖7所示。隨著蒸發溫度的降低，冷風機進出口的壓降逐漸增大，這是由于隨著冷風機單回路沿程干度的增大，氣體比例逐漸增大，管內的平均流速不斷增大，導致冷風機進出口壓降增大。隨著壓降的增大，冷風機進出口制冷劑的飽和溫差也逐漸增大，使得冷風機進口側的飽和溫度升高，降低了進口處制冷劑與空氣側的傳熱溫差，減小了冷風機的制冷量。從圖7中可以看出，當蒸發溫度從0 ℃降低至-25 ℃時，冷風機進出口壓降的模擬值與實驗值的誤差范圍在5%左右。產生誤差的主要原因在于，進行模擬計算時，并沒有考慮空氣流過冷風機盤管時的阻力；實驗時，冷風機進口處風速要大于出口處風速，并且在冷風機的出口處，管內以制冷劑蒸氣與管壁進行單相換熱為主，因此制冷劑在靠近出口處的回路中換熱效果比模擬結果差。

圖7 壓降隨蒸發溫度變化關系Fig.7 Variation of pressure drop with evaporating temperatures

冷風機的傳熱系數隨蒸發溫度的變化關系如圖8所示。隨著蒸發溫度的升高，冷風機的傳熱系數逐漸增大。當蒸發溫度較低，如-25 ℃時，蒸發器管路的后半段，管內主要以氣相換熱為主，降低了制冷劑側的換熱系數，使得總傳熱系數較小；當蒸發溫度逐漸升高時，管內制冷劑流量增大，出口處的過熱度較小，各回路之間的平均溫差較小，總傳熱系數的空間分布更為均勻。由圖8可知，實驗測得蒸發溫度為-25 ℃時傳熱系數為27.4 W/(m2·K)，蒸發溫度為0 ℃時的傳熱系數為34.4 W/(m2·K)，提高了25.5%。翅片霜層厚度也是影響冷風機傳熱系數的一個重要因素。由于實驗時空氣的相對濕度較小，蒸發器翅片并沒有出現嚴重的結霜現象，對冷風機制冷量的影響不大，因此本文沒有對結霜工況進行實驗研究。

圖9所示為冷風機制冷量隨蒸發溫度的變化關系。隨著蒸發溫度的升高，冷風機的制冷量逐漸增大。當蒸發溫度為-25 ℃時，制冷量為44.3 kW，當蒸發溫度為0 ℃時，制冷量為64.3 kW，增大了45.15%。這是由于隨著蒸發溫度的升高，空氣側與制冷劑側的傳熱溫差逐漸增大，同時流量增大，使得單回路制冷劑側的表面傳熱系數也增大，提高了冷風機的制冷量。對比實驗結果與模擬結果可知，在不同工況下，實驗值比模擬值要低5%左右。這是因為模擬計算時，認為冷風機出口干度始終保持不變，實際上，實驗中冷風機的出口干度受環境因素和控制系統的影響，存在一定程度的波動。同時，由于空氣流動阻力增大，實驗時冷風機出口處的實際風速低于模擬值，蒸發器表面的溫度分布不均勻，減小了進出口管路的傳熱溫差，使得實驗測得的結果小于模擬結果。

圖8 傳熱系數隨蒸發溫度變化關系Fig.8 Variation of heat transfer coefficient with evaporating temperatures

圖9 制冷量隨蒸發溫度變化關系Fig.9 Variation of cooling capacity with evaporating temperature

4　結論

本文對以R717為工質的泵供液式冷風機進行性能模擬和實驗研究。首先對冷風機的流程分布進行模擬計算和優化設計，并采用泵供液式制冷量測試法，在蒸發溫度分別為0 ℃、-8 ℃、-15 ℃、-20 ℃和-25 ℃工況下對冷風機進行了性能測試，對影響冷風機性能的主要因素進行分析，結論如下：

1)對冷風機蒸發器前兩排管而言，當蒸發溫度為0 ℃，回路個數為2與回路個數為8時，冷風機總制冷量最小，為67.8 kW，回路個數為4時，冷風機總制冷量最大，為71.5 kW，增大了5.4%；當蒸發溫度為-25 ℃，回路個數為2時，冷風機總制冷量最小，為38.2 kW，回路個數為4時，冷風機總制冷量最大，為48.6 kW，增大了27.2%，這表明在低溫工況下，流程分布對冷風機性能的影響更為顯著。在不同的蒸發溫度下，隨著回路個數的增多，冷風機的制冷量先增大后減小，存在使冷風機性能最優的回路個數。

2)當蒸發溫度為-25 ℃，泵送比為2時，冷風機制冷量較小，為41.3 kW；當泵送比為3.5時，制冷量最大，為44.3 kW。隨著泵送比的繼續增大，制冷量逐漸減小，因此存在使冷風機性能最優的泵送比。本文各實驗工況下，最優泵送比取3.5。

3)隨著蒸發溫度的降低，冷風機的制冷劑流量逐漸減小，導致冷風機進出口壓降增大。當蒸發溫度從0 ℃降低至-25 ℃時，冷風機進出口壓降的模擬值與實驗值的誤差范圍在5%左右。在進行模擬計算時，并沒有考慮空氣流過冷風機盤管時的阻力，而在實驗時，冷風機進口處風速要大于出口處風速，制冷劑在靠近出口處的回路中換熱效果比模擬結果差，這是造成模擬值與實驗值產生誤差的主要原因。

4)隨著蒸發溫度的升高，空氣側與制冷劑側的換熱逐漸增大，單回路制冷劑側的表面傳熱系數也增大，各回路之間的平均溫差較小，總傳熱系數的空間分布更為均勻。當蒸發溫度為-25 ℃時，傳熱系數為27.4 W/(m2·K)，當蒸發溫度為0 ℃時，傳熱系數為34.4 W/(m2·K)，提高了25.5%。由于實驗時空氣的相對濕度較小，蒸發器翅片沒有出現嚴重的結霜現象，因此對于結霜問題的研究，將在后續實驗研究中進行。

5)隨著蒸發溫度的升高，冷風機的制冷量逐漸增大。當蒸發溫度為-25 ℃時，制冷量為44.3 kW，當蒸發溫度為0 ℃時，制冷量為64.3 kW，增大了45.15%。對比實驗結果與模擬結果可知，在不同蒸發溫度工況下，實驗值比模擬值低5%左右，驗證了模型的正確性。

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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，博士生導師，壓縮機工程系主任，西安交通大學能源與動力工程學院，(029)82663583，E-mail: fcao@stu.xjtu.edu.cn。研究方向：壓縮機及制冷技術，熱泵技術。