冷庫冷風(fēng)機傳熱性能的實驗研究

姜傳勝 劇成成

(1 煙臺市政府投資工程建設(shè)中心 煙臺 264002；2 冰輪環(huán)境技術(shù)股份有限公司 煙臺 264002)

全球冷鏈物流行業(yè)發(fā)展迅速，市場規(guī)模在2018年已達到1 600億美元，并有望在2026年之前增長至5 850億美元，年增長率預(yù)計高達17.9%[1]。這在很大程度上得益于中國冷鏈物流行業(yè)的快速發(fā)展。自2013年起，中國冷鏈物流的市場規(guī)模每年增長15%，預(yù)計至2024年將產(chǎn)生800億美元的收入[2]。有40%的食物需要在交付時進行冷藏，冷庫設(shè)備的能耗占總功率的53%[3]。低溫冷藏食品的單位產(chǎn)品最小能耗為 0.17 kW·h/(td)，最大能耗為0.92 kW·h/(td)，最大能耗約為最小能耗的5倍[4]。因此，冷庫具備極大的節(jié)能空間[5-7]。冷風(fēng)機性能的高低對整個冷庫設(shè)備的性能起著決定性的作用。雖然目前國內(nèi)的冷風(fēng)機廠商很多，但整機設(shè)計與測試水平還不足以滿足市場規(guī)模高速增長帶來的多變需求[8-9]。

為提高冷風(fēng)機傳熱性能，研究者們針對冷風(fēng)機結(jié)構(gòu)及其參數(shù)進行了較多研究。臧潤清等[10-11]對比了重力供液制冷系統(tǒng)與直接膨脹供液制冷系統(tǒng)的性能，認為重力供液制冷系統(tǒng)在低溫下運行更具有優(yōu)勢。金磊等[12]對冷風(fēng)機的流程分布進行模擬計算和優(yōu)化設(shè)計，研究表明單排管雙流程布管方式能夠使冷風(fēng)機的性能最優(yōu)。Wang Chichuan等[13]通過風(fēng)洞實驗研究了干工況下平面、半凹痕渦流發(fā)生器和百葉窗翅片結(jié)構(gòu)冷風(fēng)機的傳熱性能。發(fā)現(xiàn)在18種情況下，百葉窗型翅片在1.6 mm和2.0 mm翅片間距時，空氣側(cè)傳熱效果最優(yōu)。S.Wongwises等[14]實驗研究了翅片間距與管排數(shù)對冷風(fēng)機性能的影響，結(jié)果表明翅片間距對空氣側(cè)傳熱的影響可忽略不計，只有當Re>2 500時，由于摩擦的影響增加，從而影響了空氣側(cè)的傳熱。

冷風(fēng)機的運行條件對冷風(fēng)機的性能同樣具有重要影響。黃東等[15]建立了風(fēng)速非均勻分布分析模型，與均勻風(fēng)速相比，非均勻風(fēng)速下風(fēng)速較大的管路傳熱量大，風(fēng)速較小的管路傳熱量小，且后者減小的幅度顯著。周翔等[16]研究了風(fēng)量和制冷劑流量對翅片管冷風(fēng)機性能的影響，結(jié)果表明：風(fēng)量對冷風(fēng)機的出口過熱度影響很大，對冷風(fēng)機而言存在一個最佳風(fēng)量，超過該值風(fēng)量的變化對制冷量的影響較小。申江等[17-18]結(jié)合數(shù)值模擬與實驗研究了冷風(fēng)機的傳熱性能，結(jié)果表明循環(huán)倍率約為3時冷風(fēng)機性能最佳。

可靠的實驗數(shù)據(jù)對于冷風(fēng)機的優(yōu)化設(shè)計是非常必要的。本文建立了冷風(fēng)機實驗平臺，通過實驗得到冷風(fēng)機穩(wěn)定運行時的傳熱性能數(shù)據(jù)，并分析了不同工況對冷庫冷風(fēng)機的影響。

1 實驗設(shè)備

1.1 實驗系統(tǒng)

本實驗系統(tǒng)主要由螺桿制冷壓縮機、冷凝器、高壓儲液桶、低壓循環(huán)桶、供液泵/膨脹供液調(diào)節(jié)站、電磁閥、冷風(fēng)機、氣液分離器、回?zé)徇^熱器構(gòu)成，如圖1所示。實驗室主要由實驗室夾層、校準箱、冷風(fēng)機、電加熱器等裝置構(gòu)成。通過測量輸入到校準箱中的熱量來確定冷風(fēng)機的制冷量。校準箱的設(shè)計及測點布置均依照ASHRAE標準[19-20]。同時，校準箱安裝在溫度能維持在一個恒定值的實驗室夾層中，并在夾層中保持較低的溫度。校準箱及其內(nèi)部的主要結(jié)構(gòu)有保溫層、加熱器。校準箱的保溫結(jié)構(gòu)由厚聚氨酯保溫板、保溫門構(gòu)成。本實驗制冷劑選用R717。

1壓縮機；2冷凝器；3高壓儲液筒；4低壓循環(huán)桶；5供液泵；6電磁閥；7冷風(fēng)機；8氣液分離器；9回氣過熱器；10體積流量計；11質(zhì)量流量計。圖1 冷風(fēng)機性能實驗系統(tǒng)Fig.1 Air cooler performance test system

在冷風(fēng)機進風(fēng)口分別安裝8個溫度傳感器，安裝位置如圖2所示，利用EJA型壓力表測量制冷劑進出冷風(fēng)機的壓力。質(zhì)量流量由流量計測得。實驗中所采用的主要測量儀器及精度如表1所示。

圖2 進風(fēng)口溫度傳感器安裝位置Fig.2 Installation location of the air inlet temperature sensor

表1 主要測量儀器及精度Tab.1 Main test instruments and accuracy

1.2 冷風(fēng)機

冷風(fēng)機主要由風(fēng)機、翅片管傳熱器、接水盤、外殼、引風(fēng)板組成，具體結(jié)構(gòu)如圖3所示。實驗使用的冷風(fēng)機結(jié)構(gòu)參數(shù)如表2所示。

圖3 被測試冷風(fēng)機樣機Fig.3 The tested air cooler prototype

表2 冷風(fēng)機的結(jié)構(gòu)參數(shù)Tab.2 Geometry parameters of air cooler

1.3 測試工況

通過改變庫溫、傳熱溫差、循環(huán)倍率來考察冷風(fēng)機在不同工況下的性能。以傳熱溫差表示校準箱內(nèi)溫度與制冷劑蒸發(fā)溫度的差值，以2 ℃為一個步長；循環(huán)倍率表征制冷劑進入冷風(fēng)機的流量與蒸發(fā)量的比值。當冷風(fēng)機進口的制冷劑過冷或剛好處于飽和狀態(tài)附近時，進口干度為0，故循環(huán)倍率可以用干度的倒數(shù)來表示。冷風(fēng)機的測試工況為：庫溫10～34 ℃；傳熱溫差6～10 ℃；循環(huán)倍率1.5、2、3、4、5。

2 數(shù)據(jù)處理

為準確測量冷風(fēng)機的實際制冷量，參考相關(guān)標準[19,21]，利用空氣側(cè)熱平衡法和制冷劑側(cè)焓差法兩種方法測試冷風(fēng)機的制冷量。

2.1 空氣側(cè)熱平衡法

空氣側(cè)熱平衡法制冷量：

Qa=Kl(T2-T1)+Qe+Qf

(1)

式中：Qa為空氣側(cè)熱平衡法計算出的制冷量，kW；Kl為校準箱的漏熱系數(shù)；T2為校準箱內(nèi)的干球溫度，℃；T1為實驗室內(nèi)的干球溫度/℃；Qe為電加熱功率，kW；Qf為校準箱內(nèi)其他輔助設(shè)備的功率，kW。本實驗中，標定的漏熱系數(shù)Kl=77 W/℃。

2.2 制冷劑側(cè)焓差法

通過測量進出冷風(fēng)機的制冷劑溫度和壓力值，確定制冷劑進出冷風(fēng)機的焓差值，乘以測定的系統(tǒng)制冷劑質(zhì)量流量，最終得到制冷劑側(cè)的制冷量。

制冷劑焓差法制冷量：

Qr=mr(h2-h1)

(2)

式中：Qr為制冷劑側(cè)焓差法計算所得的制冷量，kW；mr為制冷劑質(zhì)量流量，kg/s；h2和h1分別為進入、離開冷風(fēng)機制冷劑的焓值，kJ/kg。

利用上述兩種方法測得的制冷量差值應(yīng)在所測得的較小制冷量的5%以內(nèi)，所以冷風(fēng)機的實際制冷量可以按照上述兩種方法的平均值求得：

Q=(Qa+Qr)/2

(3)

冷風(fēng)機的傳熱系數(shù)：

K=Q/(AΔT)

(4)

式中：ΔT為冷風(fēng)機蒸發(fā)溫度和校準箱內(nèi)空氣的對數(shù)傳熱溫差，℃；A為冷風(fēng)機的面積，m2。

3 結(jié)果分析與討論

3.1 庫溫的影響

為了研究冷風(fēng)機性能對庫溫的敏感性，將冷風(fēng)機置于-34～10 ℃庫溫條件下，傳熱溫差為10 ℃，供液泵的流量幾乎不變，循環(huán)倍率為3，測試冷庫溫度對冷風(fēng)機的傳熱及制冷量的影響。

通過計算得到不同庫溫條件下冷風(fēng)機的傳熱系數(shù)如圖4所示。冷風(fēng)機的傳熱系數(shù)隨著庫溫的升高而不斷增大。由于傳熱溫差不變，制冷量與傳熱系數(shù)隨庫溫的變化趨勢應(yīng)是相近的。當庫溫從-34 ℃升至10 ℃時，傳熱系數(shù)由16 W/(m2·℃)增至18.8 W/(m2·℃)，增幅達17.5%。傳熱溫差相同時，隨著庫溫的升高，制冷劑蒸發(fā)溫度升高，一方面加快了制冷劑不凝結(jié)氣相的逸出速度，另一方面由氣泡動力學(xué)相關(guān)關(guān)系[22-23]可知：

圖4 不同庫溫下的傳熱系數(shù)Fig.4 Heat transfer coefficient under different storage temperatures

R泡=2σ/ΔP泡

(5)

式中：R泡為沸騰氣泡的平衡態(tài)半徑，m；σ為氣泡表面張力，N/m；ΔP泡為氣泡內(nèi)外壓力差，N/m2，與傳熱溫差成正相關(guān)。

制冷劑的表面張力減小，沸騰氣泡的平衡態(tài)半徑減小，有利于產(chǎn)生更多的氣泡核心，從而強化了制冷劑側(cè)的沸騰傳熱；同時，空氣的導(dǎo)熱系數(shù)增大，空氣側(cè)的對流傳熱也得到了增強?？梢婋S著庫溫升高，冷風(fēng)機傳熱系數(shù)呈上升趨勢。

3.2 傳熱溫差的影響

為了研究冷風(fēng)機在不同傳熱溫差下的傳熱性能，分別選取庫溫為-25 ℃與-10 ℃，循環(huán)倍率為3，測試不同傳熱溫差下的傳熱系數(shù)，測試結(jié)果如圖5所示。

圖5 不同傳熱溫差下的傳熱系數(shù)Fig.5 Heat transfer coefficient under driving temperature difference

由圖5可知，庫溫為-10 ℃時的傳熱系數(shù)高于庫溫為-25 ℃時的傳熱系數(shù)，這與庫溫對冷風(fēng)機性能的影響一致。同一庫溫下，傳熱溫差對傳熱系數(shù)的影響不顯著，不同傳熱溫差下的傳熱系數(shù)變化幅度較小。庫溫為-10 ℃，傳熱溫差為8 ℃時傳熱系數(shù)為18.42 W/(m2·℃)，與傳熱溫差6 ℃時傳熱系數(shù)18.1 W/(m2·℃)相比，增幅僅為1.8%；庫溫為-25 ℃，傳熱溫差為8 ℃時傳熱系數(shù)為17.63 W/(m2·℃)，與傳熱溫差6 ℃時傳熱系數(shù)16.8 W/(m2·℃)相比，增幅僅為4.9%。由于實驗設(shè)備存在一定誤差，數(shù)據(jù)出現(xiàn)小幅度波動，屬于正?，F(xiàn)象。

3.3 循環(huán)倍率的影響

取庫溫為-20 ℃與-15 ℃，傳熱溫差為10 ℃，測試不同循環(huán)倍率下的冷風(fēng)機的傳熱性能，測試結(jié)果如圖6所示。

圖6 不同循環(huán)倍率下的傳熱系數(shù)Fig.6 Heat transfer coefficient under different ratio cycle

由圖6可知，傳熱系數(shù)在循環(huán)倍率1.5～5時逐漸增大，當庫溫為-20 ℃時，傳熱系數(shù)由11.9 W/(m2·℃)增至14.5 W/(m2·℃)，庫溫為-15 ℃時，傳熱系數(shù)由13.7 W/(m2·℃)增至16.9 W/(m2·℃)。隨著循環(huán)倍率的升高，供液泵向冷風(fēng)機內(nèi)泵入更多的制冷劑，制冷劑流速增大，且管內(nèi)制冷劑液位上升，制冷劑與管壁的接觸面積增大，最終傳熱系數(shù)升高。本實驗工況下，在1.5～5循環(huán)倍率內(nèi)，雖然提高循環(huán)倍率能夠提高傳熱系數(shù)，但也會增加供液泵的功耗。因此，對任一冷風(fēng)機而言，在特定工況下存在一個最佳的供液倍率范圍，選擇合適的供液倍率對冷風(fēng)機系統(tǒng)的節(jié)能有重要作用。

4 結(jié)論

冷風(fēng)機性能對冷庫的能效有直接影響，為了測試平直翅片冷風(fēng)機在穩(wěn)態(tài)運行條件下的傳熱性能，本文進行了實驗研究，得到如下結(jié)論：

1)傳熱溫差為10 ℃，循環(huán)倍率為3，庫溫在-34～10 ℃范圍內(nèi)變化時，冷風(fēng)機空氣側(cè)與制冷劑側(cè)傳熱均隨庫溫的升高而增強，冷風(fēng)機總體傳熱系數(shù)增大。傳熱溫差為10 ℃，循環(huán)倍率為3工況下，當庫溫從-34 ℃升至10 ℃時，傳熱系數(shù)由16 W/(m2·℃)增至18.8 W/(m2·℃)。

2)循環(huán)倍率為3，傳熱溫差由6 ℃增至8 ℃時，冷風(fēng)機傳熱系數(shù)變化幅度較小。雖然庫溫為-10 ℃和-25 ℃工況均在傳熱溫差為8 ℃時取得較大的傳熱系數(shù)值，但與傳熱溫差6 ℃時相比，增幅僅為1.4%與4.9%。

3)循環(huán)倍率的高低主要影響管內(nèi)質(zhì)量流速及出口干度，傳熱溫差為10 ℃，循環(huán)倍率由1.5增至5時，得益于制冷劑流速和制冷劑與翅片管管壁接觸面積的同時增大，冷風(fēng)機傳熱系數(shù)不斷增大。