CO2冷風(fēng)機(jī)性能測試實(shí)驗(yàn)研究

申江 王曉樂 楊萌

（天津商業(yè)大學(xué)天津市制冷技術(shù)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室 天津 300134）

CO2冷風(fēng)機(jī)性能測試實(shí)驗(yàn)研究

申江 王曉樂 楊萌

（天津商業(yè)大學(xué)天津市制冷技術(shù)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室 天津 300134）

本文搭建了測試CO2冷風(fēng)機(jī)性能的實(shí)驗(yàn)臺(tái)，在直接膨脹供液系統(tǒng)和泵供液系統(tǒng)下，通過改變傳熱溫差、庫溫、循環(huán)倍率、迎面風(fēng)速等參數(shù)來研究CO2冷風(fēng)機(jī)的性能。結(jié)果表明：在直接膨脹供液系統(tǒng)中，隨著蒸發(fā)溫度的降低，傳熱系數(shù)和制冷量均呈減小的趨勢，蒸發(fā)溫度從－22℃降低到－47℃時(shí)，傳熱系數(shù)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(tǒng)中，隨著循環(huán)倍率的增加，傳熱系數(shù)呈現(xiàn)先增大，達(dá)到最大值后緩慢減小的趨勢，當(dāng)循環(huán)倍率為3時(shí)，傳熱系數(shù)達(dá)到最大值，以庫溫為－20℃時(shí)為例，當(dāng)循環(huán)倍率從1增大到3，傳熱系數(shù)增大約13.2%，循環(huán)倍率繼續(xù)增大時(shí)，傳熱系數(shù)開始下降，增大到5時(shí)，換熱系數(shù)下降至2%左右。當(dāng)迎面風(fēng)速從2.2 m／s變化至2.5 m／s時(shí)，傳熱系數(shù)僅增加了2.12%；但迎面風(fēng)速從2.5 m／s變化至3.2 m／s時(shí)，增幅為11.4%；當(dāng)迎面風(fēng)速從3.2 m／s變化至3.5 m／s時(shí)，傳熱系數(shù)增長幅度又變緩，僅增加了0.88%。

CO2冷風(fēng)機(jī)；傳熱系數(shù)；制冷量；循環(huán)倍率；迎面風(fēng)速

冷風(fēng)機(jī)是食品冷鏈技術(shù)流通環(huán)節(jié)中常用的制冷設(shè)備。傳統(tǒng)冷風(fēng)機(jī)大多使用軸流風(fēng)機(jī)，強(qiáng)制冷庫內(nèi)的空氣吹過翅片管，從而與管內(nèi)制冷劑進(jìn)行對流換熱，實(shí)現(xiàn)冷卻降溫的目的。文獻(xiàn)［1］中提出冷風(fēng)機(jī)相較于其他蒸發(fā)器，有諸多優(yōu)點(diǎn)：傳熱效率高；防腐性能優(yōu)異，是電鍍防腐性能的10～15倍；結(jié)構(gòu)形式多樣，適用范圍廣泛，能滿足各種安裝環(huán)境。CO2作為天然工質(zhì)相對于其他制冷工質(zhì)有明顯的優(yōu)勢，最主要的是環(huán)保性能（ODP＝0，GWP＝1）。目前在中國，NH3／CO2復(fù)疊制冷系統(tǒng)，以及NH3作為制冷劑CO2作為載冷劑的制冷系統(tǒng)已經(jīng)在物流、制冰、調(diào)理食品和水產(chǎn)等多個(gè)行業(yè)的工程實(shí)例中廣泛應(yīng)用［2－3］。因此對CO2冷風(fēng)機(jī)進(jìn)行研究很有必要。

國內(nèi)外學(xué)者已經(jīng)對CO2冷風(fēng)機(jī)做過大量的研究。X.D.Fang［4］根據(jù)13個(gè)獨(dú)立的研究收集的2 956個(gè)實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)點(diǎn)得出了一種新型的CO2沸騰換熱系數(shù)關(guān)聯(lián)式。J.Thome等［5］對CO2在微通道內(nèi)的換熱特性進(jìn)行了調(diào)查研究。劉圣春等［6］從核態(tài)沸騰的角度分析了CO2光管、強(qiáng)化管外沸騰換熱系數(shù)隨熱流密度、沸騰壓力的變化規(guī)律。C.Y.Park等［7］對CO2、R410A和R22在內(nèi)徑為6.1 mm的水平管內(nèi)的沸騰換熱系數(shù)、壓降以及流動(dòng)特性進(jìn)行了對比實(shí)驗(yàn)研究。R.Yun等［8］發(fā)現(xiàn)在CO2干度較低時(shí)，CO2沸騰換熱系數(shù)會(huì)隨著蒸發(fā)溫度的降低而降低。當(dāng)CO2干度較高時(shí)，CO2沸騰換熱系數(shù)會(huì)隨著蒸發(fā)溫度的降低而升高。P.Jostein［9］對CO2在微通道內(nèi)的沸騰換熱系數(shù)、壓降特性以及流型進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)研究。劉斌等［10］對直接供液CO2冷風(fēng)機(jī)進(jìn)行設(shè)計(jì)優(yōu)化，并通過實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證了CO2冷風(fēng)機(jī)存在一個(gè)最佳的充注率。王炳明等［11］對NH3／CO2復(fù)疊式制冷系統(tǒng)進(jìn)行了性能實(shí)驗(yàn)，并對NH3／CO2復(fù)疊系統(tǒng)、兩級NH3系統(tǒng)以及單級NH3系統(tǒng)的性能進(jìn)行了比較。D.G.Rich［12］研究了冷風(fēng)機(jī)翅片間距和管排數(shù)對翅片管換熱器的影響，通過實(shí)驗(yàn)和理論計(jì)算得到，當(dāng)翅片間距從8.7 mm增大至1.23 mm時(shí)，科爾伯恩J因子下降50%左右。C.C.Wang等［13］研究了管排數(shù)、翅片間距、管徑對翅片管換熱器運(yùn)行的影響，進(jìn)而提出了相關(guān)的經(jīng)驗(yàn)關(guān)聯(lián)式。金磊等［14］對泵供液冷風(fēng)機(jī)進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)研究，研究表明當(dāng)循環(huán)倍率為3.5時(shí)，制冷量達(dá)到最大。周智勇等［15］采用線性加權(quán)法，對翅片管換熱器進(jìn)行了結(jié)構(gòu)優(yōu)化。張新玉等［16］對CO2作為載冷劑的氨制冷系統(tǒng)做了一定的研究，分析了系統(tǒng)安全、節(jié)能方面的優(yōu)勢。

1 實(shí)驗(yàn)裝置及方法

1.1 實(shí)驗(yàn)裝置

實(shí)驗(yàn)通過CO2冷風(fēng)機(jī)性能測試實(shí)驗(yàn)臺(tái)來完成。實(shí)驗(yàn)臺(tái)主要由冷風(fēng)機(jī)供冷機(jī)組、環(huán)境間空調(diào)機(jī)組、環(huán)境間、校準(zhǔn)箱、控制調(diào)節(jié)裝置及監(jiān)測采集設(shè)備組成。

校準(zhǔn)箱為被測冷風(fēng)機(jī)提供實(shí)驗(yàn)環(huán)境，設(shè)置有加熱加濕系統(tǒng)，電加熱功率為60 kW，實(shí)驗(yàn)過程中，可根據(jù)工況調(diào)節(jié)加熱量。校準(zhǔn)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(huán)境間主要是為校準(zhǔn)箱提供穩(wěn)定的外部環(huán)境，滿足實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)精確度的要求。環(huán)境間有主要設(shè)備為送風(fēng)系統(tǒng)和空氣處理箱?？諝馓幚硐鋬?nèi)置鋁管鋁片的NH3蒸發(fā)器，換熱面積為180 m2，制冷量29 kW。環(huán)境間尺寸（長×寬×高）為：21 700 mm×5 700 mm×5 800 mm。維護(hù)結(jié)構(gòu)材料與校準(zhǔn)箱相同，厚度為100 mm。實(shí)驗(yàn)過程中，只控制溫度，不調(diào)節(jié)環(huán)境間濕度。

溫度采集：環(huán)境間、校準(zhǔn)箱以及系統(tǒng)中采用PT100熱電阻來采集各點(diǎn)溫度。校準(zhǔn)箱溫度波動(dòng)小于0.2℃，校準(zhǔn)箱溫度不均勻性小于0.5℃，環(huán)境間溫度波動(dòng)小于0.2℃，環(huán)境間溫度不均勻性小于0.5℃，冷風(fēng)機(jī)蒸發(fā)溫度波動(dòng)小于0.3℃，溫度測量誤差小于0.5℃，質(zhì)量流量測量誤差小于0.2%。

多點(diǎn)風(fēng)速儀：使用KANMAX多點(diǎn)風(fēng)速儀，采集冷風(fēng)機(jī)迎面風(fēng)速測點(diǎn)風(fēng)速波動(dòng)小于0.1 m／s。

變頻器：使用歐瑞E2000-0015S2型號(hào)的變頻器，調(diào)節(jié)風(fēng)機(jī)頻率，改變迎面風(fēng)速。

1.2 被測冷風(fēng)機(jī)結(jié)構(gòu)

實(shí)驗(yàn)中冷風(fēng)機(jī)樣機(jī)為銅管鋁片，換熱管叉排布置，具體結(jié)構(gòu)參數(shù)如表1所示。

1.3 實(shí)驗(yàn)方法

實(shí)驗(yàn)臺(tái)系統(tǒng)原理如圖1所示。

當(dāng)進(jìn)行直接膨脹供液CO2冷風(fēng)機(jī)性能實(shí)驗(yàn)時(shí)，使用NH3／CO2復(fù)疊式制冷系統(tǒng)，截止閥18、19打開，截止閥17、20關(guān)閉。NH3高壓儲(chǔ)液器中的液體經(jīng)過NH3節(jié)流閥節(jié)流降壓后，兩相的NH3流入環(huán)境間的蒸發(fā)器以及冷凝蒸發(fā)器6中。環(huán)境間的蒸發(fā)器，向環(huán)境間提供冷量。在冷凝蒸發(fā)器6中NH3與CO2進(jìn)行熱量交換，NH3蒸發(fā)為氣體，CO2氣體冷凝為液體。CO2氣體冷凝為液體后，進(jìn)入CO2儲(chǔ)液器9后，經(jīng)過CO2節(jié)流閥節(jié)流降壓后，兩相的CO2進(jìn)入被測冷風(fēng)機(jī)13，吸收環(huán)境間內(nèi)的熱量，之后CO2氣體經(jīng)過CO2氣液分離器，進(jìn)入CO2過熱器，過熱的CO2進(jìn)入CO2壓縮機(jī)，被壓縮成高溫高壓的氣體，再次進(jìn)入冷凝蒸發(fā)器6，進(jìn)行下一次循環(huán)。

表1 冷風(fēng)機(jī)主要參數(shù)表Tab.1 The main parameter table of air?cooler

當(dāng)進(jìn)行泵供液CO2冷風(fēng)機(jī)性能實(shí)驗(yàn)時(shí)，使用CO2載冷劑制冷系統(tǒng)，截止閥17、20打開，18、19關(guān)閉，NH3的流程與直接膨脹供液系統(tǒng)相同。在蒸發(fā)冷凝器進(jìn)行完熱量交換的CO2進(jìn)入儲(chǔ)液器9后，由CO2泵強(qiáng)制循環(huán)，泵入被測冷風(fēng)機(jī)13，吸收校準(zhǔn)箱內(nèi)的熱量，部分CO2蒸發(fā)，經(jīng)過CO2氣液分離器后，氣態(tài)的CO2進(jìn)入過熱器，過熱后的CO2氣體再次進(jìn)入冷凝蒸發(fā)器6；液態(tài)的 CO2進(jìn)入儲(chǔ)液器9，進(jìn)行下一次循環(huán)。

圖1 實(shí)驗(yàn)臺(tái)系統(tǒng)原理圖Fig.1 Schematic of the system

1.4 測試工況

實(shí)驗(yàn)對冷風(fēng)機(jī)采用直接膨脹供液及泵供液方式進(jìn)行測試，具體實(shí)驗(yàn)工況如表2、表3所示。

2 實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)處理

本文實(shí)驗(yàn)測試主要參考相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)［17］進(jìn)行。對CO2冷風(fēng)機(jī)制冷量的測定采用以下方法，CO2直接膨脹供液時(shí)，主測采用空氣側(cè)熱平衡法，輔測采用制冷劑氣體流量計(jì)法；CO2泵供液時(shí)，主測采用空氣側(cè)熱平衡法，輔測采用泵供液制冷劑側(cè)焓差法。最終制冷量取主測與輔測值的平均值。

2.1 空氣側(cè)熱平衡法制冷量計(jì)算公式

式中：Qa為冷風(fēng)機(jī)制冷量，W；Kc為漏熱系數(shù)，W／℃；T2為環(huán)境間內(nèi)空氣的平均干球溫度，℃；T1為校準(zhǔn)箱內(nèi)空氣平均干球溫度，℃；E1為電加熱器的電功率，W；E2為冷風(fēng)機(jī)的輸入功率，W。

2.2 制冷劑氣體流量計(jì)法制冷量計(jì)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(shí)的制冷劑密度，kg／m3；h1為冷風(fēng)機(jī)進(jìn)口制冷劑比焓，J／kg；h2為冷風(fēng)機(jī)出口制冷劑比焓，J／kg；W1為冷風(fēng)機(jī)平均消耗功率，W。

2.3 泵供液制冷劑側(cè)焓差法制冷量計(jì)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(zhì)量流量，kg／s；Gv為制冷劑回氣質(zhì)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(shí)驗(yàn)結(jié)果與分析

3.1 直接膨脹供液的實(shí)驗(yàn)結(jié)果分析

表2 直接膨脹供液方式實(shí)驗(yàn)工況Tab.2 Experiment condition of direct expansion system

表3 泵供液方式實(shí)驗(yàn)工況Tab.3 Experiment condition of pump hydraulic system

對冷風(fēng)機(jī)進(jìn)行直接膨脹實(shí)驗(yàn)研究，實(shí)驗(yàn)工況見表2，實(shí)驗(yàn)得出了傳熱系數(shù)、制冷量隨蒸發(fā)溫度的變化規(guī)律，結(jié)果如圖2所示。由圖2可知，隨著蒸發(fā)溫度的升高，傳熱系數(shù)及制冷量都有升高的趨勢。蒸發(fā)溫度從－47℃升高到 －22℃時(shí)，傳熱系數(shù)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(fā)溫度升高，相對應(yīng)的沸騰換熱增強(qiáng)，使制冷劑側(cè)傳熱系數(shù)增大。且當(dāng)蒸發(fā)溫度升高時(shí)，雖然空氣運(yùn)動(dòng)黏度也有所增大，不利于對流換熱，但空氣側(cè)導(dǎo)熱系數(shù)增大，且其影響幅度大于運(yùn)動(dòng)黏度帶來的影響。所以綜合考慮，隨著蒸發(fā)溫度的升高，傳熱系數(shù)呈現(xiàn)上升的趨勢。

圖2 傳熱系數(shù)、制冷量隨蒸發(fā)溫度的變化規(guī)律Fig.2 The regulation between heat transfer coefficient，cooling capacity and evaporating temperature

3.2 泵供液的實(shí)驗(yàn)結(jié)果分析

對冷風(fēng)機(jī)進(jìn)行泵供液實(shí)驗(yàn)研究，實(shí)驗(yàn)工況為表3第一行給出的條件得到傳熱系數(shù)隨循環(huán)倍率的變化規(guī)律，如圖3所示。

圖3 循環(huán)倍率對傳熱系數(shù)的影響Fig.3 Effect of ratio cycle on heat transfer coefficient

由圖3可知，當(dāng)循環(huán)倍率從1增大到5時(shí)，傳熱系數(shù)有先增大后緩慢減小的趨勢，在循環(huán)倍率為3時(shí)出現(xiàn)拐點(diǎn)。以庫溫為－20℃為例，當(dāng)循環(huán)倍率從1增大到3時(shí)，傳熱系數(shù)從23.4 W／（m2·K）增大到26.5 W／（m2·K），增幅約13.2%，但是當(dāng)循環(huán)倍率繼續(xù)增大時(shí)，傳熱系數(shù)開始緩慢下降，增大到5時(shí)，換熱系數(shù)下降約2%。原因是當(dāng)循環(huán)倍率較小時(shí)，制冷劑流速較小，制冷系數(shù)較低。隨著循環(huán)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(shù)也逐步升高，當(dāng)循環(huán)倍率達(dá)到3時(shí)，換熱系數(shù)達(dá)到最大值。當(dāng)循環(huán)倍率進(jìn)一步升高時(shí)，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(shù)有所降低。前文分析過庫溫對傳熱系數(shù)的影響，不再贅述。

3.3 不同迎面風(fēng)速對傳熱系數(shù)的影響

對冷風(fēng)機(jī)使用變頻器，改變風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)速，進(jìn)而改變迎面風(fēng)速。實(shí)驗(yàn)工況為表3給出的條件，通過實(shí)驗(yàn)得到傳熱系數(shù)隨迎面風(fēng)速對傳熱系數(shù)的影響，如圖4所示。

圖4 迎面風(fēng)速對冷風(fēng)機(jī)運(yùn)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(fēng)速的增加，傳熱系數(shù)整體上為上升的趨勢。當(dāng)迎面風(fēng)速從2.2 m／s變化至2.5 m／s時(shí)，傳熱系數(shù)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(dāng)風(fēng)機(jī)頻率較小時(shí)，迎面風(fēng)速也很小，造成空氣側(cè)的流動(dòng)阻力較大，以及換熱的不足。當(dāng)風(fēng)速從2.5 m／s增加到3.2 m／s時(shí)，傳熱系數(shù)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(fēng)速范圍內(nèi)，風(fēng)速風(fēng)量可以克服冷風(fēng)機(jī)空氣側(cè)產(chǎn)生的流動(dòng)阻力，使空氣側(cè)換熱過程增強(qiáng)。然而當(dāng)迎面風(fēng)速從3.2 m／s增加至3.5 m／s時(shí)，傳熱系數(shù)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(fēng)速的持續(xù)增加，空氣沒有足夠的時(shí)間與換熱管進(jìn)行換熱，導(dǎo)致傳熱系數(shù)增加緩慢。因此通過對迎面風(fēng)速的研究可以得到在冷風(fēng)機(jī)運(yùn)行時(shí)，存在最佳的迎面風(fēng)速為2.9～3.2 m／s。

3.4 傳熱溫差對傳熱系數(shù)的影響

實(shí)驗(yàn)工況為表3第三行給出的條件，實(shí)驗(yàn)結(jié)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(shù)增大的幅度基本一致。隨著傳熱溫差的增大，傳熱系數(shù)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(shí)對應(yīng)的傳熱系數(shù)為25.55 W／（m2·K），而此時(shí)7℃的傳熱溫差對應(yīng)的傳熱系數(shù)為26.56 W／（m2·K），提高的幅度為3.9%。原因是由于當(dāng)冷風(fēng)機(jī)管內(nèi)蒸發(fā)溫度一定時(shí)，管外空氣側(cè)溫差越大，兩者的換熱效果越明顯，也促進(jìn)管內(nèi)的蒸發(fā)沸騰過程，導(dǎo)致傳熱系數(shù)增大。因此，在實(shí)際工程應(yīng)用中應(yīng)綜合考慮實(shí)際工況，因?yàn)閷τ谕粠鞙囟?，傳熱溫差的增大意味著蒸發(fā)溫度的降低，而蒸發(fā)溫度的降低必將導(dǎo)致制冷系統(tǒng)制冷量及功耗的變化，在制冷系統(tǒng)制冷量、功耗與蒸發(fā)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(shù)的影響Fig.5 Effect of different driving temperature difference on the heat transfer coefficient

4 結(jié)論

1）在直接膨脹供液系統(tǒng)中，傳熱溫差為7℃，過熱度為5℃，迎面風(fēng)速為3.2 m／s的工況下，隨著蒸發(fā)溫度的降低，傳熱系數(shù)和制冷量均呈現(xiàn)降低的趨勢。當(dāng)蒸發(fā)溫度從－22℃降低到－47℃時(shí)，傳熱系數(shù)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(yīng)的制冷量從7.5 kW降低到6 kW。

2）在泵供液系統(tǒng)中，傳熱溫差為7℃，迎面風(fēng)速為3.2 m／s的工況下，隨著循環(huán)倍率的增加，傳熱系數(shù)呈現(xiàn)先增大，達(dá)到最大值后緩慢減小的趨勢，最優(yōu)循環(huán)倍率為3。

3）對比直接膨脹供液系統(tǒng)和泵供液系統(tǒng)可知：泵供液系統(tǒng)下冷風(fēng)機(jī)的傳熱系數(shù)要高于直接膨脹供液系統(tǒng)下冷風(fēng)機(jī)的傳熱系數(shù)，隨著庫溫的降低，冷風(fēng)機(jī)傳熱系數(shù)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(tǒng)中，傳熱溫差為7℃，循環(huán)倍率為2，庫溫為 －15℃的工況下，在迎面風(fēng)速從2.2 m／s增加到3.5m／s的過程中，傳熱系數(shù)呈緩慢上升到迅速上升再緩慢上升的趨勢，在風(fēng)速從2.2 m／s增加到2.5 m／s時(shí)，傳熱系數(shù)增幅僅為2.12%，風(fēng)速從2.5 m／s增加到 3.2 m／s時(shí)，傳熱系數(shù)的增幅為11.4%。當(dāng)風(fēng)速從3.2 m／s變化到3.5 m／s時(shí)，增幅又下降到0.88%，存在最佳風(fēng)速為2.9～3.2 m／s。

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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(yè)大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，18222021522，E-mail：2571089622＠qq.com。研究方向：制冷系統(tǒng)優(yōu)化及節(jié)能設(shè)計(jì)。

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.