用于船舶電子設(shè)備冷卻的制冷系統(tǒng)仿真研究

朱 鴻

（海軍駐上海滬東中華造船（集團(tuán)）有限公司軍代表室，上海 200129）

用于船舶電子設(shè)備冷卻的制冷系統(tǒng)仿真研究

朱 鴻

（海軍駐上海滬東中華造船（集團(tuán)）有限公司軍代表室，上海 200129）

提出一種用于船舶電子設(shè)備冷卻的小型制冷系統(tǒng)。該制冷系統(tǒng)采用變頻調(diào)節(jié)壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速，調(diào)節(jié)系統(tǒng)的制冷量以滿足電子設(shè)備的冷卻需求。對(duì)研究的制冷系統(tǒng)進(jìn)行穩(wěn)態(tài)建模，對(duì)不同工況下的制冷系統(tǒng)進(jìn)行了穩(wěn)態(tài)仿真計(jì)算。通過(guò)仿真計(jì)算，探討該制冷系統(tǒng)用于船舶電子設(shè)備冷卻的可行性。

電子設(shè)備冷卻；制冷系統(tǒng)；仿真研究

0 研究背景

隨著船舶電子設(shè)備的飛速發(fā)展，大功率電子設(shè)備的應(yīng)用越來(lái)越廣泛，電子設(shè)備的發(fā)熱量也隨之增大。同時(shí)，大功率電子設(shè)備的發(fā)熱波動(dòng)幅度更大，瞬時(shí)發(fā)熱速率也大[1]。傳統(tǒng)的海水循環(huán)通風(fēng)冷卻裝置或者定頻制冷系統(tǒng)已經(jīng)無(wú)法滿足日益發(fā)展的電子設(shè)備巨大的散熱負(fù)荷。而變頻制冷系統(tǒng)能根據(jù)負(fù)荷變化（即電子設(shè)備散熱量）調(diào)整制冷壓縮機(jī)的運(yùn)行頻率，從而進(jìn)行制冷量的調(diào)節(jié)，使制冷系統(tǒng)的制冷量匹配電子設(shè)備散熱量，保證電子設(shè)備處于最佳的溫度環(huán)境[2,3]。

此外，制冷系統(tǒng)的冷媒水端一旦發(fā)生泄漏，對(duì)電子設(shè)備將造成不可恢復(fù)的損壞。為解決制冷系統(tǒng)這一弊端，考慮采用導(dǎo)熱油作為載冷劑，由制冷系統(tǒng)供應(yīng)的低溫導(dǎo)熱油流經(jīng)電子設(shè)備散熱端，對(duì)電子設(shè)備進(jìn)行冷卻。溫度升高的導(dǎo)熱油再回到制冷系統(tǒng)的蒸發(fā)器再次冷卻。如此，即使導(dǎo)熱油發(fā)生泄漏，由于導(dǎo)熱油固有的絕緣性能，也不會(huì)對(duì)電子設(shè)備造成損壞。

本文研究的電子設(shè)備用小型制冷系統(tǒng)服務(wù)于船舶的電子設(shè)備，對(duì)象較為特殊，電子設(shè)備的散熱環(huán)境非常惡劣，短時(shí)間內(nèi)散熱量極具升高，因此導(dǎo)熱油的溫度可能會(huì)急劇攀升，因此一方面要求制冷系統(tǒng)具有強(qiáng)大的能量調(diào)節(jié)能力，另一方面要求制冷系統(tǒng)在非工況條件下的性能要有保證[4]。

考慮到船舶的設(shè)備機(jī)艙非常狹小，空間緊湊，因此制冷系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)也需要非常緊湊。本文所研究的制冷系統(tǒng)將采用緊湊式換熱器，即當(dāng)量直徑在1mm～2mm之間的板翅式換熱器，已經(jīng)非常接近于微通道換熱器。微通道換熱器的傳熱機(jī)理以及計(jì)算都與常規(guī)換熱器有很大的差別。尤其是在微通道換熱器的相變研究，目前還沒(méi)有十分確定的理論和實(shí)驗(yàn)關(guān)聯(lián)式可以采納，只有針對(duì)某些工質(zhì)、某些工況范圍和尺寸范圍的實(shí)驗(yàn)關(guān)聯(lián)式。

1 研究對(duì)象的物理模型與數(shù)學(xué)模型

本文研究的制冷系統(tǒng)采用變速渦旋壓縮機(jī)，冷凝器仍采用傳統(tǒng)的海水冷卻管殼式換熱器，蒸發(fā)器采用結(jié)構(gòu)緊湊的板翅式換熱器。為保證系統(tǒng)的調(diào)節(jié)性能，采用電子膨脹閥以匹配變頻控制。使用導(dǎo)熱油作為載冷劑供給電子設(shè)備的冷卻系統(tǒng)。本文對(duì)上述制冷系統(tǒng)的穩(wěn)態(tài)運(yùn)行進(jìn)行仿真研究，探討其在船舶電子設(shè)備冷卻應(yīng)用的可行性。

為了保證供油溫度的穩(wěn)定，即要保證蒸發(fā)壓力不隨運(yùn)行工況的影響過(guò)大，增加了蒸發(fā)壓力調(diào)節(jié)裝置。由于調(diào)節(jié)裝置調(diào)節(jié)能力有限，蒸發(fā)壓力還是受到一定的影響。由于是穩(wěn)態(tài)計(jì)算，假設(shè)制冷系統(tǒng)中各點(diǎn)的溫度、壓力比焓不隨時(shí)間變化而變化。研究的制冷系統(tǒng)如圖1所示。

圖1 電子設(shè)備冷卻用制冷系統(tǒng)流程圖

對(duì)制冷系統(tǒng)的穩(wěn)態(tài)運(yùn)行進(jìn)行模擬計(jì)算，主要考慮四大部件，即壓縮機(jī)、冷凝器、節(jié)流裝置、蒸發(fā)器的建模。

對(duì)于壓縮機(jī)，為了計(jì)算出壓縮機(jī)出口處的質(zhì)量流量及焓值，本文采用的模型不考慮壓縮內(nèi)部質(zhì)量的變化，認(rèn)為進(jìn)出口的質(zhì)量流量是相等的。壓縮機(jī)制冷劑質(zhì)量流量qmr為[5]：

式中，N為壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速，r/min；V為壓縮機(jī)工作容積，m3；ρ為進(jìn)口處制冷劑密度，kg/m3；ηv為壓縮機(jī)容積效率。

壓縮機(jī)出口處的焓值是在假設(shè)壓縮過(guò)程為等熵條件下計(jì)算得到的[6]。

研究對(duì)象采用的節(jié)流裝置為電子膨脹閥，電子膨脹閥容積很小，研究時(shí)視其膨脹過(guò)程為絕熱的、內(nèi)部制冷劑流量不變的等焓過(guò)程。

對(duì)于冷凝器，借助多年的設(shè)計(jì)、計(jì)算經(jīng)驗(yàn)，采用經(jīng)驗(yàn)?zāi)Ｐ瓦M(jìn)行模擬計(jì)算。基于冷凝器的結(jié)構(gòu)參數(shù)，輸入冷凝器海水進(jìn)口流量、海水進(jìn)口溫度，制冷劑進(jìn)口壓力、制冷劑進(jìn)口溫度，通過(guò)經(jīng)驗(yàn)?zāi)Ｐ陀?jì)算得到海水出口溫度、制冷劑出口壓力、溫度。

對(duì)于蒸發(fā)器，由于幾何尺寸比較條理化，兩相區(qū)域比較復(fù)雜，故選擇分段集中參數(shù)模型進(jìn)行計(jì)算。即將蒸發(fā)器分為兩相區(qū)和過(guò)熱區(qū)，每個(gè)區(qū)域采用集中參數(shù)進(jìn)行計(jì)算。

假設(shè)制冷劑與導(dǎo)熱油在換熱器的流動(dòng)方式為錯(cuò)流，制冷劑為單流程，導(dǎo)熱油為多流程。為了探討板翅式換熱器在船舶電子冷卻用制冷系統(tǒng)中的可行性，蒸發(fā)器選用一具有典型結(jié)構(gòu)參數(shù)的板翅式換熱器，翅片為平直翅片，換熱器整體結(jié)構(gòu)參數(shù)和翅片的結(jié)構(gòu)參數(shù)分別如表1所示[7]。

表1 板翅式換熱器結(jié)構(gòu)參數(shù)

蒸發(fā)器換熱量：

式中，qmr為制冷劑質(zhì)量流量，kg/s；h1為蒸發(fā)器制冷劑出口比焓，kJ/kg；h4為蒸發(fā)器制冷劑進(jìn)口比焓，h/kg；qew為導(dǎo)熱油質(zhì)量流量，kg/s；cp,ew為冷卻油平均定壓比熱容，kJ/(kg·K)；tew,i為蒸發(fā)器導(dǎo)熱油進(jìn)口溫度，K；tew,o為蒸發(fā)器導(dǎo)熱油出口溫度，K。

冷卻油的粘度非常大，流動(dòng)雷諾數(shù)很小而普朗特?cái)?shù)很大，因此選用專門(mén)的關(guān)聯(lián)式[8,9]：

式中：Nu為努賽爾數(shù)；Re為雷諾數(shù)；Pr為普朗特?cái)?shù)；L為有效流動(dòng)長(zhǎng)度。

制冷劑單相區(qū)（過(guò)熱區(qū)）傳熱關(guān)聯(lián)式[10,11]：

層流流動(dòng)：

湍流流動(dòng)：

制冷劑兩相區(qū)的傳熱關(guān)聯(lián)式[12,13]：

式中，x為干度；ρv為氣相密度，kg/m3；ρL為液相密度，kg/m3；μV為氣相動(dòng)力粘度，Pa·s；μL為液相動(dòng)力粘度，Pa·s；To為蒸發(fā)溫度，K；TW為壁面溫度，K；ΔhVL為氣化潛熱，kJ/kg。

兩相區(qū)和過(guò)熱區(qū)的換熱量：

式中，hri為制冷劑對(duì)應(yīng)區(qū)域的進(jìn)口比焓，kJ/kg；hro為制冷劑對(duì)應(yīng)區(qū)域的進(jìn)口比焓，kJ/kg；tew,i為冷卻油對(duì)應(yīng)區(qū)域的進(jìn)口溫度，K；tew,o為冷卻油對(duì)應(yīng)區(qū)域的進(jìn)口溫度，K；αcw為冷卻油對(duì)流換熱系數(shù)，kW/(m2·K)；為冷卻油測(cè)表面效率；αcr為制冷劑對(duì)流換熱系數(shù)，kW/(m2·K)；crη為制冷劑表面效率；F為換熱面積；表面效率其中fη為翅片效率，λ為換熱器殼體導(dǎo)熱系數(shù)，W/(m2·K)。

由上式可以計(jì)算各個(gè)相區(qū)的面積，加和得到總的換熱面積。

由此可得蒸發(fā)器的算法流程，如圖2所示。

圖2 蒸發(fā)器模擬計(jì)算流程圖

綜合上述各個(gè)部件的計(jì)算模型，得到系統(tǒng)的算法流程如圖3所示。

圖3 制冷系統(tǒng)模擬算法流程圖

2 仿真計(jì)算結(jié)果

上文對(duì)應(yīng)用于船舶電子設(shè)備冷卻的制冷系統(tǒng)建立了計(jì)算模型，以下利用建立的模型進(jìn)行仿真計(jì)算。通過(guò)仿真計(jì)算，探討該種型式的電子冷卻設(shè)備在船舶上應(yīng)用的可行性，即研究不同運(yùn)行工況下，制冷量和COP與轉(zhuǎn)速的關(guān)系，即制冷系統(tǒng)的穩(wěn)態(tài)特性。考察制冷系統(tǒng)的負(fù)荷情況、工況條件發(fā)生變化時(shí)，是否能通過(guò)調(diào)節(jié)系統(tǒng)的制冷劑流量使得制冷量與負(fù)荷匹配，為系統(tǒng)的制冷量調(diào)節(jié)和控制提供模型基礎(chǔ)。

首先探討冷端蒸發(fā)器的工況發(fā)生變化時(shí)的情況。當(dāng)制冷系統(tǒng)的制冷量不能滿足電子設(shè)備的散熱需求時(shí)，導(dǎo)熱油的溫度會(huì)升高，導(dǎo)致制冷系統(tǒng)的運(yùn)行工況不同。

在計(jì)算模型中，將冷凝器海水進(jìn)口溫度設(shè)定為32℃，導(dǎo)熱油的進(jìn)口溫度分別設(shè)定為20℃、30℃、40℃和50℃。

如圖 4所示，不同載冷油進(jìn)口溫度下，系統(tǒng)制冷量與壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速基本維持現(xiàn)行的關(guān)系。在高轉(zhuǎn)速下，載冷油進(jìn)口溫度對(duì)制冷量的影響更明顯。因?yàn)橹评淞恐饕w現(xiàn)在制冷劑的氣化潛熱，可簡(jiǎn)單認(rèn)為制冷量大致等于制冷劑流量與氣化潛熱的乘積。轉(zhuǎn)速越大，制冷劑流量就越大，因此由載冷液進(jìn)口溫度的差別帶來(lái)的制冷量的差別就更明顯。

冷凍油進(jìn)口溫度越高，相同壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速下，制冷系統(tǒng)的制冷量越大，并且壓縮機(jī)的轉(zhuǎn)速越高，高冷凍油進(jìn)口溫度與低冷凍油進(jìn)口溫度的制冷量差距越大。

圖4 不同工況下系統(tǒng)制冷量

對(duì)于船舶電子冷卻用制冷系統(tǒng)而言，冷凍油進(jìn)口溫度體現(xiàn)了被冷卻電子設(shè)備的工作環(huán)境溫度。因此，不僅需要保證電子設(shè)備的發(fā)熱量能被帶走，并且需要保證電子設(shè)備工作環(huán)境的溫度保持在較為穩(wěn)定的范圍，體現(xiàn)為制冷系統(tǒng)的回冷凍油溫度控制。當(dāng)電子設(shè)備發(fā)熱量小幅度增大時(shí)，會(huì)導(dǎo)致進(jìn)入蒸發(fā)器的導(dǎo)熱油溫度升高，制冷系統(tǒng)的制冷量增大以匹配增大的發(fā)熱量。若要求進(jìn)入蒸發(fā)器的導(dǎo)熱油的溫度恢復(fù)到發(fā)熱量增大前的值，需要增大制冷系統(tǒng)的壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速以提高系統(tǒng)的制冷劑流量。當(dāng)散熱量大幅度增大時(shí)，制冷系統(tǒng)的自我調(diào)節(jié)能力更是不能滿足負(fù)荷需求，增大壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速以提高制冷劑流量是使制冷系統(tǒng)的制冷量與負(fù)荷匹配的唯一途徑。

上述關(guān)系可借圖 4進(jìn)行簡(jiǎn)要的說(shuō)明。若電子設(shè)備散熱量與制冷量相等，則系統(tǒng)處于平衡狀態(tài)。若電子設(shè)備散熱量增大，則系統(tǒng)的平衡狀態(tài)被打破，系統(tǒng)的制冷量、進(jìn)入蒸發(fā)器的導(dǎo)熱油溫度上升。若增大壓縮機(jī)的轉(zhuǎn)速，使制冷量與散熱量匹配，同時(shí)可保證進(jìn)入蒸發(fā)器的冷凍油穩(wěn)定。

由圖5可見(jiàn)，不同的載冷液進(jìn)口溫度下，COP相差很大。原因很簡(jiǎn)單，載冷液進(jìn)口溫度影響蒸發(fā)溫度，同時(shí)蒸發(fā)壓力也收到影響。載冷液進(jìn)口溫度越大，蒸發(fā)壓力越高，壓縮機(jī)功耗也就越小，COP越大。但是在船舶電子設(shè)備冷卻用的制冷系統(tǒng)中，對(duì)COP的關(guān)注不大，只需保證在變工況條件下制冷系統(tǒng)的制冷量能滿足發(fā)熱量的要求即可。

圖5 不同工況下系統(tǒng)COP

進(jìn)而討論當(dāng)熱端即冷凝器端運(yùn)行工況變化時(shí)，制冷系統(tǒng)的性能變化。

由圖 6可見(jiàn)，進(jìn)入冷凝器的海水溫度越高，系統(tǒng)的制冷量越小。如前述分析，進(jìn)入冷凝器的海水溫度反映了電子設(shè)備冷卻用制冷系統(tǒng)的工況條件，海水溫度越高，制冷系統(tǒng)的工作環(huán)境更惡劣，影響了制冷量。

在船舶電子設(shè)備用制冷系統(tǒng)中，一般采用海水對(duì)制冷系統(tǒng)的冷凝器進(jìn)行冷卻。因此當(dāng)海水溫度上升時(shí)，對(duì)制冷系統(tǒng)的工作不利，制冷系統(tǒng)的制冷量將會(huì)降低。為了保證制冷系統(tǒng)的制冷量穩(wěn)定以滿足電子設(shè)備的發(fā)熱量，可對(duì)制冷系統(tǒng)進(jìn)行變頻調(diào)節(jié)，升高壓縮機(jī)的轉(zhuǎn)速，增大電子膨脹閥的開(kāi)度，是制冷系統(tǒng)的制冷量增大，從而保證制冷量的穩(wěn)定。

圖6 不同工況下系統(tǒng)制冷量

由圖6可見(jiàn)，若系統(tǒng)壓縮機(jī)處于3000r/min，海水進(jìn)口溫度為 30℃，系統(tǒng)的制冷量為 24kW。當(dāng)電子設(shè)備散熱量與制冷量相等時(shí)，系統(tǒng)處于平衡狀態(tài)。若制冷系統(tǒng)的工況變惡劣，進(jìn)入冷凝器的海水溫度由30℃增大至 35℃，制冷系統(tǒng)的制冷量降低到 21kW，因此需要增大壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速至3600r/min，才能使系統(tǒng)的制冷量恢復(fù)到24kW，系統(tǒng)再次進(jìn)入平衡狀態(tài)。

從上述可見(jiàn)，可以通過(guò)調(diào)整制冷系統(tǒng)的轉(zhuǎn)速來(lái)調(diào)節(jié)系統(tǒng)的制冷量，使得制冷系統(tǒng)在不同的運(yùn)行工況下，系統(tǒng)的制冷量與電子設(shè)備的發(fā)熱量匹配。

3 小結(jié)

在船舶電子設(shè)備飛速發(fā)展的背景下，本文提出一種用于船舶電子設(shè)備冷卻的小型制冷系統(tǒng)。該制冷系統(tǒng)采用變頻調(diào)節(jié)壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速，控制系統(tǒng)的制冷量滿足電子設(shè)備發(fā)熱量。并且為了裝置的小型化，系統(tǒng)的蒸發(fā)器采用了板翅式換熱器。

基于制冷系統(tǒng)豐富的設(shè)計(jì)計(jì)算經(jīng)驗(yàn)上，本文對(duì)研究的制冷系統(tǒng)進(jìn)行穩(wěn)態(tài)建模，模型可以對(duì)不同工況下、不同壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速下的制冷系統(tǒng)的穩(wěn)態(tài)性能進(jìn)行計(jì)算。計(jì)算結(jié)果表明，采用板翅式換熱器作為蒸發(fā)器的變頻制冷系統(tǒng)能夠通過(guò)調(diào)整壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速控制系統(tǒng)的制冷量，滿足電子設(shè)備復(fù)雜多變的發(fā)熱量。

通過(guò)仿真計(jì)算，本文研究的變頻制冷系統(tǒng)運(yùn)行工況寬廣、制冷量范圍寬廣，適合用于發(fā)熱量變化大的船舶電子設(shè)備的冷卻。

[1] 陳建業(yè). 大功率電力電子裝置冷卻系統(tǒng)的原理與應(yīng)用[J]. 國(guó)際電力, 2002, 6(4): 48-52.

[2] 孫山林. 艦用電子設(shè)備冷卻方式及其特點(diǎn)[J]. 流體機(jī)械, 2008, 36(4): 47-49.

[3] 王憶秦. 艦船電子設(shè)備冷卻系統(tǒng)研究[J]. 艦船科學(xué)技術(shù), 2007, 29(5): 85-88.

[4] 侯春芝, 鐘根之. 特種電子設(shè)備冷卻系統(tǒng)設(shè)計(jì)與實(shí)驗(yàn)研究[J]. 制冷技術(shù), 2013, 33(1): 30-33.

[5] 張興群, 陳蘊(yùn)光, 袁秀玲, 羅麗萍. 變頻制冷系統(tǒng)的數(shù)值模擬及特性分析[J]. 流體機(jī)械, 2002, 30(8):50-54.

[6] 朱瑞琪, 謝家澤, 吳業(yè)正. 制冷系統(tǒng)的綜合優(yōu)化控制模型[J]. 西安交通大學(xué)學(xué)報(bào), 2002, 36(5):461-464.

[7] 謝淑萍, 金蘇敏, 湯新敏. 板式冷凝器的穩(wěn)態(tài)仿真模型[J]. 流體機(jī)械, 2009, 37(4): 83-85.

[8] Lee P. S., Garimella S. V., Liu D. Investigation of heat transfer in rectangular microchannels[J].International Journal of Heat and Mass Transfer,2005, 48: 1688-1704.

[9] Peng X. F., Peterson G. P.. Convective heat transfer and flow friction for water flow in microchannel structures[J]. International Journal of Heat and Mass Transfer, 1996, 12(39): 2599-2608.

[10] Guo Z. Y., Li Z. X.. Size effect on single phase channel flow and heat transfer at microscale[J].International Journal of Heat and Fluid Flow, 2003,24: 284-298.

[11] Morini G. L.. Single-phase convective heat transfer in microchannels: a review of experimental results[J].International Journal of Thermal Sciences, 2004, 43:631-651.

[12] Kandlikar S. G.. Heat transfer mechanisms during flow boiling in microchannels[J]. Journal of Heat Transfer, 2004, 126: 8-16.

[13] Lee H. J., Lee S. Y.. Heat transfer correlation for boiling flow in small rectangular horizontal channels with low aspect ratios[J]. International Journal of Multiphase Flow, 2001, 27: 2043-2062.

Simulation Study of Refrigeration System Used for Marine Electronic Equipment Cooling

ZHU Hong
(Hudong-Zhonghua Shipbuilding (Group) Co., Ltd., Shanghai 200129, China)

A newly mini-type refrigeration system is proposed for cooling marine electronic equipment.The refrigeration system adopts variable speed control to regulate the cooling capacity to satisfy the heat dissipation of marine electronic equipment. Based on the established stable simulation model,operation under different working condition is simulated to study the feasibility of the refrigeration system in the marine electronic equipment cooling.

electronic equipment cooling; refrigeration system; simulation study

U664.5

A

10.16443/j.cnki.31-1420.2015.06.018

朱鴻（1968-），男，碩士。研究方向：艦船動(dòng)力裝置及船舶系統(tǒng)。