CO2冷風機性能測試實驗研究

申江 王曉樂 楊萌

（天津商業大學天津市制冷技術重點實驗室 天津 300134）

CO2冷風機性能測試實驗研究

申江 王曉樂 楊萌

（天津商業大學天津市制冷技術重點實驗室 天津 300134）

本文搭建了測試CO2冷風機性能的實驗臺，在直接膨脹供液系統和泵供液系統下，通過改變傳熱溫差、庫溫、循環倍率、迎面風速等參數來研究CO2冷風機的性能。結果表明：在直接膨脹供液系統中，隨著蒸發溫度的降低，傳熱系數和制冷量均呈減小的趨勢，蒸發溫度從－22℃降低到－47℃時，傳熱系數從20.2 W／（m2·K）降低到16.6 W／（m2·K），制冷量從7.5 kW降低到6 kW；在泵供液系統中，隨著循環倍率的增加，傳熱系數呈現先增大，達到最大值后緩慢減小的趨勢，當循環倍率為3時，傳熱系數達到最大值，以庫溫為－20℃時為例，當循環倍率從1增大到3，傳熱系數增大約13.2%，循環倍率繼續增大時，傳熱系數開始下降，增大到5時，換熱系數下降至2%左右。當迎面風速從2.2 m／s變化至2.5 m／s時，傳熱系數僅增加了2.12%；但迎面風速從2.5 m／s變化至3.2 m／s時，增幅為11.4%；當迎面風速從3.2 m／s變化至3.5 m／s時，傳熱系數增長幅度又變緩，僅增加了0.88%。

CO2冷風機；傳熱系數；制冷量；循環倍率；迎面風速

冷風機是食品冷鏈技術流通環節中常用的制冷設備。傳統冷風機大多使用軸流風機，強制冷庫內的空氣吹過翅片管，從而與管內制冷劑進行對流換熱，實現冷卻降溫的目的。文獻［1］中提出冷風機相較于其他蒸發器，有諸多優點：傳熱效率高；防腐性能優異，是電鍍防腐性能的10～15倍；結構形式多樣，適用范圍廣泛，能滿足各種安裝環境。CO2作為天然工質相對于其他制冷工質有明顯的優勢，最主要的是環保性能（ODP＝0，GWP＝1）。目前在中國，NH3／CO2復疊制冷系統，以及NH3作為制冷劑CO2作為載冷劑的制冷系統已經在物流、制冰、調理食品和水產等多個行業的工程實例中廣泛應用［2－3］。因此對CO2冷風機進行研究很有必要。

國內外學者已經對CO2冷風機做過大量的研究。X.D.Fang［4］根據13個獨立的研究收集的2 956個實驗數據點得出了一種新型的CO2沸騰換熱系數關聯式。J.Thome等［5］對CO2在微通道內的換熱特性進行了調查研究。劉圣春等［6］從核態沸騰的角度分析了CO2光管、強化管外沸騰換熱系數隨熱流密度、沸騰壓力的變化規律。C.Y.Park等［7］對CO2、R410A和R22在內徑為6.1 mm的水平管內的沸騰換熱系數、壓降以及流動特性進行了對比實驗研究。R.Yun等［8］發現在CO2干度較低時，CO2沸騰換熱系數會隨著蒸發溫度的降低而降低。當CO2干度較高時，CO2沸騰換熱系數會隨著蒸發溫度的降低而升高。P.Jostein［9］對CO2在微通道內的沸騰換熱系數、壓降特性以及流型進行了實驗研究。劉斌等［10］對直接供液CO2冷風機進行設計優化，并通過實驗驗證了CO2冷風機存在一個最佳的充注率。王炳明等［11］對NH3／CO2復疊式制冷系統進行了性能實驗，并對NH3／CO2復疊系統、兩級NH3系統以及單級NH3系統的性能進行了比較。D.G.Rich［12］研究了冷風機翅片間距和管排數對翅片管換熱器的影響，通過實驗和理論計算得到，當翅片間距從8.7 mm增大至1.23 mm時，科爾伯恩J因子下降50%左右。C.C.Wang等［13］研究了管排數、翅片間距、管徑對翅片管換熱器運行的影響，進而提出了相關的經驗關聯式。金磊等［14］對泵供液冷風機進行了實驗研究，研究表明當循環倍率為3.5時，制冷量達到最大。周智勇等［15］采用線性加權法，對翅片管換熱器進行了結構優化。張新玉等［16］對CO2作為載冷劑的氨制冷系統做了一定的研究，分析了系統安全、節能方面的優勢。

1 實驗裝置及方法

1.1 實驗裝置

實驗通過CO2冷風機性能測試實驗臺來完成。實驗臺主要由冷風機供冷機組、環境間空調機組、環境間、校準箱、控制調節裝置及監測采集設備組成。

校準箱為被測冷風機提供實驗環境，設置有加熱加濕系統，電加熱功率為60 kW，實驗過程中，可根據工況調節加熱量。校準箱的尺寸（長 ×寬 ×高）為：8 000 mm×4 000 mm×3 500 mm。箱體保溫板為聚氨酯材料，厚150 mm。

環境間主要是為校準箱提供穩定的外部環境，滿足實驗數據精確度的要求。環境間有主要設備為送風系統和空氣處理箱。空氣處理箱內置鋁管鋁片的NH3蒸發器，換熱面積為180 m2，制冷量29 kW。環境間尺寸（長×寬×高）為：21 700 mm×5 700 mm×5 800 mm。維護結構材料與校準箱相同，厚度為100 mm。實驗過程中，只控制溫度，不調節環境間濕度。

溫度采集：環境間、校準箱以及系統中采用PT100熱電阻來采集各點溫度。校準箱溫度波動小于0.2℃，校準箱溫度不均勻性小于0.5℃，環境間溫度波動小于0.2℃，環境間溫度不均勻性小于0.5℃，冷風機蒸發溫度波動小于0.3℃，溫度測量誤差小于0.5℃，質量流量測量誤差小于0.2%。

多點風速儀：使用KANMAX多點風速儀，采集冷風機迎面風速測點風速波動小于0.1 m／s。

變頻器：使用歐瑞E2000-0015S2型號的變頻器，調節風機頻率，改變迎面風速。

1.2 被測冷風機結構

實驗中冷風機樣機為銅管鋁片，換熱管叉排布置，具體結構參數如表1所示。

1.3 實驗方法

實驗臺系統原理如圖1所示。

當進行直接膨脹供液CO2冷風機性能實驗時，使用NH3／CO2復疊式制冷系統，截止閥18、19打開，截止閥17、20關閉。NH3高壓儲液器中的液體經過NH3節流閥節流降壓后，兩相的NH3流入環境間的蒸發器以及冷凝蒸發器6中。環境間的蒸發器，向環境間提供冷量。在冷凝蒸發器6中NH3與CO2進行熱量交換，NH3蒸發為氣體，CO2氣體冷凝為液體。CO2氣體冷凝為液體后，進入CO2儲液器9后，經過CO2節流閥節流降壓后，兩相的CO2進入被測冷風機13，吸收環境間內的熱量，之后CO2氣體經過CO2氣液分離器，進入CO2過熱器，過熱的CO2進入CO2壓縮機，被壓縮成高溫高壓的氣體，再次進入冷凝蒸發器6，進行下一次循環。

表1 冷風機主要參數表Tab.1 The main parameter table of air?cooler

當進行泵供液CO2冷風機性能實驗時，使用CO2載冷劑制冷系統，截止閥17、20打開，18、19關閉，NH3的流程與直接膨脹供液系統相同。在蒸發冷凝器進行完熱量交換的CO2進入儲液器9后，由CO2泵強制循環，泵入被測冷風機13，吸收校準箱內的熱量，部分CO2蒸發，經過CO2氣液分離器后，氣態的CO2進入過熱器，過熱后的CO2氣體再次進入冷凝蒸發器6；液態的 CO2進入儲液器9，進行下一次循環。

圖1 實驗臺系統原理圖Fig.1 Schematic of the system

1.4 測試工況

實驗對冷風機采用直接膨脹供液及泵供液方式進行測試，具體實驗工況如表2、表3所示。

2 實驗數據處理

本文實驗測試主要參考相關標準［17］進行。對CO2冷風機制冷量的測定采用以下方法，CO2直接膨脹供液時，主測采用空氣側熱平衡法，輔測采用制冷劑氣體流量計法；CO2泵供液時，主測采用空氣側熱平衡法，輔測采用泵供液制冷劑側焓差法。最終制冷量取主測與輔測值的平均值。

2.1 空氣側熱平衡法制冷量計算公式

式中：Qa為冷風機制冷量，W；Kc為漏熱系數，W／℃；T2為環境間內空氣的平均干球溫度，℃；T1為校準箱內空氣平均干球溫度，℃；E1為電加熱器的電功率，W；E2為冷風機的輸入功率，W。

2.2 制冷劑氣體流量計法制冷量計算

式中：Qr為制冷量，W；V為制冷劑體積流量，m3／s；ρ為測量流量時的制冷劑密度，kg／m3；h1為冷風機進口制冷劑比焓，J／kg；h2為冷風機出口制冷劑比焓，J／kg；W1為冷風機平均消耗功率，W。

2.3 泵供液制冷劑側焓差法制冷量計算公式

式中：Qr為制冷量，W；W2為過熱器加熱功率，W；G為制冷劑供液質量流量，kg／s；Gv為制冷劑回氣質量流量，kg／s；hi為制冷劑供液焓值，J／kg；hv為制冷劑回氣焓值，J／kg；hl為制冷劑出液焓值，J／kg。

3 實驗結果與分析

3.1 直接膨脹供液的實驗結果分析

表2 直接膨脹供液方式實驗工況Tab.2 Experiment condition of direct expansion system

表3 泵供液方式實驗工況Tab.3 Experiment condition of pump hydraulic system

對冷風機進行直接膨脹實驗研究，實驗工況見表2，實驗得出了傳熱系數、制冷量隨蒸發溫度的變化規律，結果如圖2所示。由圖2可知，隨著蒸發溫度的升高，傳熱系數及制冷量都有升高的趨勢。蒸發溫度從－47℃升高到 －22℃時，傳熱系數從16.6 W／（m2·K）升高到20.2 W／（m2·K）；制冷量從6 kW升高到7.5 kW。這是由于蒸發溫度升高，相對應的沸騰換熱增強，使制冷劑側傳熱系數增大。且當蒸發溫度升高時，雖然空氣運動黏度也有所增大，不利于對流換熱，但空氣側導熱系數增大，且其影響幅度大于運動黏度帶來的影響。所以綜合考慮，隨著蒸發溫度的升高，傳熱系數呈現上升的趨勢。

圖2 傳熱系數、制冷量隨蒸發溫度的變化規律Fig.2 The regulation between heat transfer coefficient，cooling capacity and evaporating temperature

3.2 泵供液的實驗結果分析

對冷風機進行泵供液實驗研究，實驗工況為表3第一行給出的條件得到傳熱系數隨循環倍率的變化規律，如圖3所示。

圖3 循環倍率對傳熱系數的影響Fig.3 Effect of ratio cycle on heat transfer coefficient

由圖3可知，當循環倍率從1增大到5時，傳熱系數有先增大后緩慢減小的趨勢，在循環倍率為3時出現拐點。以庫溫為－20℃為例，當循環倍率從1增大到3時，傳熱系數從23.4 W／（m2·K）增大到26.5 W／（m2·K），增幅約13.2%，但是當循環倍率繼續增大時，傳熱系數開始緩慢下降，增大到5時，換熱系數下降約2%。原因是當循環倍率較小時，制冷劑流速較小，制冷系數較低。隨著循環倍率的升高，制冷劑與換熱管的接觸面積越來越大，傳熱系數也逐步升高，當循環倍率達到3時，換熱系數達到最大值。當循環倍率進一步升高時，雖然增大了CO2與換熱管的接觸面積，但是較快的流速使得CO2來不及換熱就離開換熱管，反而使換熱系數有所降低。前文分析過庫溫對傳熱系數的影響，不再贅述。

3.3 不同迎面風速對傳熱系數的影響

對冷風機使用變頻器，改變風機轉速，進而改變迎面風速。實驗工況為表3給出的條件，通過實驗得到傳熱系數隨迎面風速對傳熱系數的影響，如圖4所示。

圖4 迎面風速對冷風機運行的影響Fig.4 Effect of face velocity on operation of air cooler

由圖4可知，隨著迎面風速的增加，傳熱系數整體上為上升的趨勢。當迎面風速從2.2 m／s變化至2.5 m／s時，傳熱系數從22.3 W／（m2·K）增長至22.8 W／（m2·K），增長幅度僅僅為2.12%。原因是當風機頻率較小時，迎面風速也很小，造成空氣側的流動阻力較大，以及換熱的不足。當風速從2.5 m／s增加到3.2 m／s時，傳熱系數增長較快，從22.8 W／（m2·K）增大到25.6 W／（m2·K），增幅為11.4%。原因是在此迎面風速范圍內，風速風量可以克服冷風機空氣側產生的流動阻力，使空氣側換熱過程增強。然而當迎面風速從3.2 m／s增加至3.5 m／s時，傳熱系數從25.6 W／（m2·K）緩慢增長至25.8 W／（m2·K），增長幅度又變緩，僅僅為0.88%。原因是隨著迎面風速的持續增加，空氣沒有足夠的時間與換熱管進行換熱，導致傳熱系數增加緩慢。因此通過對迎面風速的研究可以得到在冷風機運行時，存在最佳的迎面風速為2.9～3.2 m／s。

3.4 傳熱溫差對傳熱系數的影響

實驗工況為表3第三行給出的條件，實驗結果如圖5所示。從圖中可以看出，在不同的庫溫下，7℃的傳熱溫差和3℃的傳熱溫差對傳熱系數增大的幅度基本一致。隨著傳熱溫差的增大，傳熱系數也增大，但是增幅并不明顯。以－20℃的庫溫為例，3℃的傳熱溫差時對應的傳熱系數為25.55 W／（m2·K），而此時7℃的傳熱溫差對應的傳熱系數為26.56 W／（m2·K），提高的幅度為3.9%。原因是由于當冷風機管內蒸發溫度一定時，管外空氣側溫差越大，兩者的換熱效果越明顯，也促進管內的蒸發沸騰過程，導致傳熱系數增大。因此，在實際工程應用中應綜合考慮實際工況，因為對于同一庫溫而言，傳熱溫差的增大意味著蒸發溫度的降低，而蒸發溫度的降低必將導致制冷系統制冷量及功耗的變化，在制冷系統制冷量、功耗與蒸發溫度的綜合作用下，選用最佳的傳熱溫差。

圖5 不同傳熱溫差對傳熱系數的影響Fig.5 Effect of different driving temperature difference on the heat transfer coefficient

4 結論

1）在直接膨脹供液系統中，傳熱溫差為7℃，過熱度為5℃，迎面風速為3.2 m／s的工況下，隨著蒸發溫度的降低，傳熱系數和制冷量均呈現降低的趨勢。當蒸發溫度從－22℃降低到－47℃時，傳熱系數從20.2 W／（m2·K）降低到16.6 W／（m2·K），變化幅度為3.6 W／（m2·K），相對應的制冷量從7.5 kW降低到6 kW。

2）在泵供液系統中，傳熱溫差為7℃，迎面風速為3.2 m／s的工況下，隨著循環倍率的增加，傳熱系數呈現先增大，達到最大值后緩慢減小的趨勢，最優循環倍率為3。

3）對比直接膨脹供液系統和泵供液系統可知：泵供液系統下冷風機的傳熱系數要高于直接膨脹供液系統下冷風機的傳熱系數，隨著庫溫的降低，冷風機傳熱系數在兩種不同供液方式工況下的變化趨勢一致，均隨庫溫的降低而降低。

4）在泵供液系統中，傳熱溫差為7℃，循環倍率為2，庫溫為 －15℃的工況下，在迎面風速從2.2 m／s增加到3.5m／s的過程中，傳熱系數呈緩慢上升到迅速上升再緩慢上升的趨勢，在風速從2.2 m／s增加到2.5 m／s時，傳熱系數增幅僅為2.12%，風速從2.5 m／s增加到 3.2 m／s時，傳熱系數的增幅為11.4%。當風速從3.2 m／s變化到3.5 m／s時，增幅又下降到0.88%，存在最佳風速為2.9～3.2 m／s。

［1］邢振禧.冷風機技術的發展及在果蔬冷藏庫中的應用［J］.中國果蔬，2009（1）：38-39.（XING Zhenxi.The aircooler technology development and application in fruits and vegetables cold storage［J］.Chinese Fruit and Vegetable Magazine，2009（1）：38-39.）

［2］葛長偉，姜韶明，于志強.NH3／CO2制冷系統的研究［J］.制冷技術，2014，34（3）：22-28.（GE Changwei，JIANG Shaoming，YU Zhiqiang.Research on NH3／CO2refrigeration system［J］.Chinese Journal of Refrigeration Technology，2014，34（3）：22-28.）

［3］葛運江，王芳，朱永宏，等.NH3／CO2制冷系統應用分析［J］.制冷技術，2014，34（3）：34-38.（GE Yunjiang，WANG Fang，ZHU Yonghong，et al.Application analysis of NH3／CO2refrigeration system［J］.Chinese Journal of Refrigeration Technology，2014，34（3）：34-38.）

［4］Fang X D.A new correlation of flow boiling heat transfer coefficients for carbon dioxide［J］.International Journal of Heat and Mass Transfer，2013，64：802-807.

［5］Thome J，Hajal J E.Flow boiling heat transfer to carbon dioxide：general prediction method［J］.International Journal of Refrigeration，2004，27（3）：294-301.

［6］劉圣春，李蘭，寧靜紅，等.CO2水平管外池沸騰換熱的實驗研究［J］.制冷學報，2015，36（2）：34-40.（LIU Shengchun，LI Lan，NING Jinghong，et al.Experimental research on CO2pool boiling heat transfer outside horizontal tube［J］.Journal of Refrigeration，2015，36（2）：34-40.）

［7］Park C Y，Hrnjak P.CO2flow condensation heat transfer and pressure drop in multi-port microchannels at low temperatures［J］.International Journal of Refrigeration，2009，32（6）：1129-1139.

［8］Yun R，Kim Y，Kim M S，et al.Boiling heat transfer and dryout phenomenon of CO2in a horizontal smooth tube［J］. International Journal of Heat Mass Transfer，2003，46（13）：2353-2361.

［9］Jostein P.Flow vaporization of CO2in microchannel tubes［J］.Experimental Thermal and Fluid Science，2004，28（2）：111-121.

［10］劉斌，蘇蕓，董小勇，等.直接供液CO2冷風機的設計優化［J］.制冷學報，2012，33（3）：22-25.（LIU Bin，SU Yun，DONG Xiaoyong，et al.Optimization design of CO2air cooler［J］.Journal of Refrigeration，2012，33（3）：22-25.）

［11］王炳明，于志強，姜紹明，等.NH3／CO2復疊制冷系統實驗研究［J］.制冷學報，2009，30（3）：21-24.（WANG Bingming，YU Zhiqiang，JIANG Shaoming，et al.Experimental study on NH3／CO2cascade refrigeration system［J］.Journal of Refrigeration，2009，30（3）：21-24.）

［12］Rich D G.The effect of fin spacing on the heat transfer and friction performance of multi-row smooth plate fin-and-tube heat exchange［J］.ASHRAE Trans，1973，79（2）：135-145.

［13］Wang C C，Chi K Y.Heat transfer and friction characteristics of plain fin-and-tube heat exchanges，part I：new experimental data［J］.International Journal of Heat and Mass Transfer，2000，43：2681-2691.

［14］金磊，鄧文川，何永寧，等.泵供液式冷風機性能模擬與實驗研究［J］.制冷學報，2016，37（1）：45-51.（JIN Lei，DENG Wenchuan，HE Yongning，et al.Simulation and experimental research on performance of an air cooler with liquid feed pump［J］.Journal of Refrigeration，2016，37（1）：45-51.）

［15］周智勇，邸倩倩，劉斌，等.CO2冷風機蒸發段換熱結構的敏感性分析［J］.低溫與超導，2015，43（9）：70-75.（ZHOU Zhiyong，DI Qianqian，LIU Bin，et al.Sensitivity analysis of heat exchanger structure in the CO2air cooler evaporator［J］.Cryogenics and Superconductivity，2015，43（9）：70-75.）

［16］張新玉，郭憲民，任立乾.CO2為載冷劑的氨制冷系統及其應用［J］.制冷技術，2014，34（3）：29-33.（ZHANG Xinyu，GUO Xianmin，REN Liqian.Ammonia refrigeration system with CO2secondary loop and its application［J］.Chinese Journal of Refrigeration Technology，2014，34（3）：29-33.）

［17］全國冷凍空調設備標準化技術委員會.GB／T25129—2010制冷用空氣冷卻器［S］.北京：中國標準出版社，2010.（The National Air Conditioning Equipment Standardization Technical Committee.GB／T25129—2010 Unit coolers for refrigeration［S］.Beijing：Standards Press of China，2010.）

Experimental Study of CO2Air Cooler

Shen Jiang Wang Xiaole Yang Meng
（Tianjin Key Lab of Refrigeration Technology，Tianjin University of Commerce，Tianjin，300134，China）

This study sets up an experimental platform to test the performance of a CO2air cooler.The direct expansion system and the pump-driven system were examined by changing parameters such as evaporating temperature，storage temperature，circulation ratio，and face velocity.Experiments indicate that in the direct expansion system，the heat transfer coefficient and refrigerating capacity exhibit a decreasing trend as the evaporating temperature decreases.The heat transfer coefficient dropped from 20.2 W／（m2·K）to 16.6 W／（m2· K），and the refrigerating capacity dropped from 7.5 kW to 6 kW as the evaporating temperature dropped from －22℃ to－47℃ during the experiment.A peak of the heat transfer coefficient exists for different circulation ratios in the pump-driven system，and the best circulation ratio is 3 in this paper.For example，when the storage temperature was at－20℃，the heat transfer coefficient increased by about 13.2%as the circulation ratio increased from 1 to 3.However，the heat transfer coefficient began to decrease as the circulation ratio continued to increase.The heat transfer coefficient dropped by about 2%when the circulation ratio increased to 5.When the face velocity was changed from 2.2 m／s to 2.5 m／s，the heat transfer coefficient increased by just 2.12%.However，it increased by 11.4%when the face velocity was changed from 2.5 m／s to 3.2 m／s.Next，the increase rate of the heat transfer coefficient became slow as the face velocity increased from 3.2 m／s to 3.25 m／s，which is only 0.88%in this case.

CO2air-cooler；heat transfer coefficient；refrigerating capacity；circulation ratio；face velocity

TB657；TB61＋1

：A

：0253－4339（2017）03－0013－06

10.3969／j.issn.0253－4339.2017.03.013

王曉樂，男，碩士研究生，天津商業大學機械工程學院，18222021522，E-mail：2571089622＠qq.com。研究方向：制冷系統優化及節能設計。

2016年8月4日

About the corresponding author

Wang Xiaole，male，master candidate，School of Mechanical Engineering，Tianjin University of Commerce，＋86 18222021522，E-mail：2571089622＠ qq.com.Research fields：optimization and conservation technology of refrigeration system.