氣分器增效分離式熱虹吸/蒸氣壓縮復(fù)合系統(tǒng)工作特性

摘要：為進(jìn)一步提升系統(tǒng)的制冷性能和運(yùn)行穩(wěn)定性，提出了氣液分離器（簡稱為氣分器）增效分離式熱虹吸/蒸氣壓縮復(fù)合系統(tǒng).在熱虹吸模式下，利用氣分器降低兩相管內(nèi)工質(zhì)流動阻力，提升系統(tǒng)穩(wěn)態(tài)傳熱性能、啟動性能及運(yùn)行穩(wěn)定性.在蒸氣壓縮模式下，氣分器使得飽和蒸氣進(jìn)入冷凝器，提升了冷凝器支路質(zhì)量流量、冷凝器換熱效率及系統(tǒng)性能系數(shù)（coefficient of performance，COP）.構(gòu)建了該復(fù)合系統(tǒng)的仿真模型，以熱虹吸模式為切入點(diǎn)，探究結(jié)構(gòu)參數(shù)對熱虹吸模式性能的影響.在確定系統(tǒng)結(jié)構(gòu)參數(shù)條件下，對比分析了新型系統(tǒng)與傳統(tǒng)系統(tǒng)在蒸氣壓縮模式下的制冷性能差異.結(jié)果表明：主回路兩相管內(nèi)徑為10 mm，旁路回路氣管內(nèi)徑為9 mm，氣分器距離地面1.05 m，系統(tǒng)整體高度為1.45 m時，系統(tǒng)性能最佳；任意工況下，新型系統(tǒng)均可獲得更加優(yōu)異的性能，與傳統(tǒng)系統(tǒng)相比，新型系統(tǒng)的COP最大值提升了19.70%.

關(guān)鍵詞： "分離式熱虹吸管； 蒸氣壓縮； 氣液分離器； 結(jié)構(gòu)優(yōu)化； 性能系數(shù)

中圖分類號： TU831文獻(xiàn)標(biāo)志碼： "A文章編號： ""1671-7775（2024）06-0709-07

引文格式： "朱琳，秦陽，謝繁鯪，等. 氣分器增效分離式熱虹吸/蒸氣壓縮復(fù)合系統(tǒng)工作特性[J].江蘇大學(xué)學(xué)報（自然科學(xué)版），2024，45（6）：709-715.

Operating characteristics of gasliquid separator enhanced loop

thermosyphon/vapor compression hybrid system

ZHU Lin， QIN Yang， XIE Fanling， FAN Hui， ZHU Zhibing， JIN Sumin

（School of Energy Science and Engineering， Nanjing Tech University， Nanjing， Jiangsu 211816， China）

Abstract： To further improve the cooling performance and operation stability of system， the gasliquid separator enhanced loop thermosyphon/vapor compression hybrid system was proposed. In the thermosyphon mode， the separator was used to reduce the pressure drop of fluid in the twophase tube for improving the performance of steadystate heat transfer and startup and the operation stability of system. In the vapor compression mode， the separator was used to make the saturated vapor into the condenser for increasing the mass flow rate in the condenser and enhancing the system coefficient of performance （COP）. The simulation model of the hybrid system was developed to investigate the impact of structural parameters on thermosyphon mode performance. The difference of refrigeration performance between the new system and the conventional system in vapor compression mode was comparatively analyzed under the given structural condition of system. The results show that the system performance is the best when the inner diameters of twophase tube and gas tube are respective 10 mm and 9 mm with separator height and total system height of respective 1.05 m and 1.45 m. Compared with the conventional system， the new system can achieve better performance under any operating condition， and the maximum COP of the new system is improved by 19.70%.

Key words： "loop thermosiphon; vapor compression; gasliquid separator；structure optimization; coefficient of performance

隨著信息技術(shù)的發(fā)展，通信基站數(shù)量呈現(xiàn)出爆發(fā)式增長.基站內(nèi)設(shè)備不斷升級，芯片熱流密度不斷提高，均造成基站散熱能耗急劇升高.傳統(tǒng)的基站冷卻主要依靠單一機(jī)械制冷來維持基站內(nèi)部空氣溫度的恒定.全年制冷造成了基站冷卻耗電量巨大，可以占到基站能耗的40%，能源利用率較低[1].因此，尋找更加高效節(jié)能的冷卻方式迫在眉睫.

目前，利用秋冬季節(jié)室外低溫空氣進(jìn)行冷卻的自然冷卻技術(shù)受到了研究學(xué)者的關(guān)注.其中，分離式熱虹吸管由于其對換熱器類型要求不高，且結(jié)構(gòu)緊湊，換熱效率高，而被應(yīng)用于數(shù)據(jù)中心的散熱[2-3].然而，當(dāng)室外溫度高于室內(nèi)溫度時，熱管冷卻設(shè)備就會失去作用.為了拓寬其應(yīng)用范圍，有學(xué)者提出了分離式熱虹吸管和傳統(tǒng)蒸氣壓縮制冷相結(jié)合的復(fù)合制冷系統(tǒng).HAN L. J.等[4]提出熱虹吸模式集成蒸氣壓縮模式的新型集成系統(tǒng)，當(dāng)室外溫度低于室內(nèi)溫度20 ℃時，熱虹吸模式性能系數(shù)（coefficient of performances，COP）可以達(dá)到9.43，標(biāo)準(zhǔn)條件下蒸氣壓縮模式COP為2.94.WANG Z. Y.等[5]分析了應(yīng)用于數(shù)據(jù)中心集成系統(tǒng)的能效，發(fā)現(xiàn)在北京、哈爾濱等寒冷地區(qū)使用該集成系統(tǒng)比傳統(tǒng)風(fēng)冷系統(tǒng)的電源使用效率降低了0.3.KIM Y. C.等[6]對蒸氣壓縮和自然循環(huán)復(fù)合冷卻器的充注量、管長及垂直距離進(jìn)行了優(yōu)化分析.ZHANG H. N.等[7]提出一種機(jī)械制冷和熱虹吸新式集成系統(tǒng)，該系統(tǒng)的全年能效比（annual energy efficiency ratio，AEER）為12.6，遠(yuǎn)高于傳統(tǒng)空調(diào).馬國遠(yuǎn)等[8]研究了中國不同地區(qū)空調(diào)-熱管聯(lián)合系統(tǒng)全年節(jié)能效果，發(fā)現(xiàn)拉薩和西寧節(jié)能率較高，節(jié)能空間較大.崔四齊等[9]提出了一種熱管為主、空調(diào)為輔的溫控系統(tǒng)方案，該溫控系統(tǒng)可以完全符合國家移動通信基站內(nèi)機(jī)柜溫控要求；相較原有門載式空調(diào)，節(jié)能效果顯著，其全年節(jié)能率可達(dá)60.0%.

為進(jìn)一步提高分離式熱虹吸/蒸氣壓縮復(fù)合制冷系統(tǒng)的綜合能效和運(yùn)行穩(wěn)定性，筆者提出將氣液分離器引入到復(fù)合系統(tǒng)中.在熱虹吸模式下，通過降低兩相管和氣管中工質(zhì)的流動阻力及提升冷凝器的換熱效率，從而有效提升系統(tǒng)的穩(wěn)態(tài)傳熱性能、啟動性能、運(yùn)行穩(wěn)定性和削弱系統(tǒng)振蕩[10-12].在蒸氣壓縮模式運(yùn)行時，壓縮機(jī)出口過熱蒸氣與氣液分離器（簡稱為氣分器）和冷凝器出口的過冷液體進(jìn)行換熱，可實(shí)現(xiàn)飽和蒸氣進(jìn)入冷凝器，同時冷凝支路質(zhì)量流量相對增大，綜合結(jié)果可使冷凝器換熱性能整體提升.由于熱虹吸模式下系統(tǒng)對結(jié)構(gòu)配置更加敏感，為此，筆者以熱虹吸模式為切入點(diǎn)，基于建立的系統(tǒng)模擬仿真模型，探究結(jié)構(gòu)參數(shù)對熱虹吸模式下系統(tǒng)性能的影響.在確定結(jié)構(gòu)尺寸的條件下，對比新型系統(tǒng)和傳統(tǒng)系統(tǒng)在蒸氣壓縮模式下的性能差異.

1系統(tǒng)介紹

圖1為氣分器增效分離式熱虹吸/蒸氣壓縮復(fù)合制冷系統(tǒng)示意圖，圖中點(diǎn)位標(biāo)識定義見表1.

系統(tǒng)包含蒸發(fā)器、冷凝器、節(jié)流閥、氣液分離器、壓縮機(jī)、三通電磁閥、風(fēng)機(jī)、液體管路和氣體管路.系統(tǒng)中，蒸發(fā)器和冷凝器均采用管翅式換熱器.當(dāng)系統(tǒng)工作在熱虹吸模式時，分別存在兩個工質(zhì)回路，即主回路和旁路回路.兩個回路通過氣分器連接在一起.在主回路中，氣分器中的飽和液態(tài)工質(zhì)通過主回路液管進(jìn)入蒸發(fā)器中進(jìn)行吸熱；兩相工質(zhì)隨后經(jīng)過兩相管進(jìn)入氣分器，與來自冷凝器的過冷液體進(jìn)行熱交換；飽和蒸氣通過旁路回路中的氣管進(jìn)入冷凝器中進(jìn)行冷卻，完成整個循環(huán).系統(tǒng)工作在蒸汽壓縮模式中，同樣存在兩個工作回路，即主回路和旁路回路.

此時，壓縮機(jī)出口的過熱蒸氣在分離器中換熱，其中飽和蒸氣進(jìn)入冷凝器放熱，再流入分離器中；飽和液態(tài)工質(zhì)進(jìn)入膨脹閥中膨脹，隨后進(jìn)入蒸發(fā)器中吸熱；最后，被吸入壓縮機(jī)中完成整個循環(huán).通過控制兩個電磁三通閥對熱虹吸模式和蒸氣壓縮模式進(jìn)行轉(zhuǎn)換.

2數(shù)學(xué)模型

為了分析氣液分離器增效分離式熱虹吸/蒸氣壓縮復(fù)合系統(tǒng)性能，建立了基于動量、質(zhì)量和能量守恒的數(shù)學(xué)模型.為了簡化模型做出以下假設(shè)：

1） 工質(zhì)流動和傳熱均處于穩(wěn)態(tài).

2） 當(dāng)工質(zhì)進(jìn)入氣分器時，瞬間完成分離過程，然后飽和氣態(tài)工質(zhì)進(jìn)入冷凝器，飽和液態(tài)工質(zhì)流入液管.

3） 換熱器的模擬采用分布式參數(shù)模型，并將換熱器分為若干段.

4） 管道計算采用集中參數(shù)法.

5） 管道和氣分器均與外界絕熱.

模擬中使用R410A制冷劑作為工質(zhì)，工質(zhì)物性參數(shù)調(diào)用美國國家標(biāo)準(zhǔn)與技術(shù)研究院（National Institute of Standards and Technology， NIST）數(shù)據(jù)庫.

2.1熱虹吸模式動量守恒

主回路和旁路回路分別存在兩個動量守恒.系統(tǒng)產(chǎn)生的驅(qū)動力與各回路中工質(zhì)流動壓降相等，可以用下式表示：

Δpg，s+Δpg，3-4-Δpg，7-8=Δpfr，s+

Δpfr，3-5+Δpe+Δpfr，6-9，（1）

在旁路循環(huán)中，表示為

Δpg，1-2-Δpg，10-11=Δpfr，10-12+

Δpc+Δpfr，1-2，（2）

式中：Δpg，s、Δpg，3-4、Δpg，7-8、Δpg，1-2和Δpg，10-11分別為主回路中氣分器、主回路中液管、主回路中兩相管、旁路回路中液管及旁路回路中氣管的重力壓降；Δpfr，s、Δpfr，3-5、Δpfr，6-9、Δpfr，10-12和Δpfr，1-2分別為主回路中氣分器、主回路中液管、主回路中兩相管、旁路回路氣管和旁路回路中液管的摩擦壓降；Δpe和Δpc分別為蒸發(fā)器和冷凝器中的壓降.

2.2熱虹吸模式能量守恒

由于不考慮工質(zhì)在管道中和外界環(huán)境中的換熱量，因此，系統(tǒng)的能量平衡可以表示如下：

Qe=qme（h6-h5），（3）

Qc=qmc（h12-h1），（4）

qmeh3+qmch10=qmeh9+qmch2，（5）

式中： Qe為蒸發(fā)器的吸收熱量，也即制冷量；Qc為冷凝器對冷卻介質(zhì)放出的熱量；qme和qmc分別為蒸發(fā)器回路和冷凝器回路的質(zhì)量流量；h5和h6分別為蒸發(fā)器進(jìn)、出口的焓值；h12和h1分別為冷凝器進(jìn)、出口的焓值；h3、h10、h9和h2分別為主回路液管進(jìn)口、旁路回路氣管進(jìn)口、主回路兩相管出口和旁路回路液管出口的焓值.

蒸發(fā)器的吸收熱量Qe和冷凝器的放出熱量Qc計算式如下：

Qe=∑Jj=1（Ce，air（tea.in j-tea，out j）），

∑Jj=1εeCmin，e（tea，in j-te，in j），

∑Jj=1（qme（he，out j-he，in j）），（6）

Qc=∑Jj=1（Cc，air（tca，out j-tca，in j）），

∑Jj=1εcCmin，c（tc，in j-tca，in j），

∑Jj=1（qmc（hc，in j-hc，out j）），（7）

式中：Ce，air和Cc，air分別為蒸發(fā)器和冷凝器中空氣的熱容；tea，in j、tea，out j、te，in j、tca，out j、tca，in j和tc，in j分別為蒸發(fā)器分段空氣進(jìn)口、蒸發(fā)器分段空氣出口、蒸發(fā)器分段工質(zhì)進(jìn)口、冷凝器分段空氣出口、冷凝器分段空氣進(jìn)口和冷凝器分段工質(zhì)進(jìn)口的溫度；εe和εc分別為蒸發(fā)器和冷凝器的傳熱效率；he，in j、he，out j、hc，in j和hc，out j分別為蒸發(fā)器分段進(jìn)口、蒸發(fā)器分段出口、冷凝器分段進(jìn)口和冷凝器分段出口中工質(zhì)的焓；Cmin，e和Cmin，c分別為蒸發(fā)器和冷凝器中空氣或工質(zhì)的最小熱容；J為總分段數(shù)； j為分段數(shù).

熱虹吸模式系統(tǒng)總熱阻為系統(tǒng)冷、熱端換熱溫差與吸收的熱量之比，可通過下式計算：

Rsys=（te，avg-tc，avg）/Qe，（8）

式中：Rsys為系統(tǒng)總熱阻；te，avg和tc，avg分別為蒸發(fā)器和冷凝器出口平均風(fēng)溫.

2.3熱虹吸模式質(zhì)量守恒

分離式熱虹吸模式的質(zhì)量守恒分別可以表示為系統(tǒng)中各位置工質(zhì)質(zhì)量的總和，即

mcharge=m6-9+ms+m1-2+

m10-12+m3-5+me+mc，（9）

式中：mcharge為系統(tǒng)的總充注量；m6-9、ms、m1-2、m10-12和m3-5分別為主回路中兩相管、分離器、旁路回路液管、旁路回路氣管和主回路液管中的工質(zhì)質(zhì)量；me和mc分別為蒸發(fā)器和冷凝器中工質(zhì)的質(zhì)量.

2.4蒸氣壓縮模式能量守恒

蒸汽壓縮系統(tǒng)內(nèi)，冷凝器散熱量為蒸發(fā)器吸熱量與壓縮機(jī)功耗之和.對于蒸氣壓縮模式的能量平衡，主要在于增加了壓縮機(jī)部分的輸入能量，即

Qc=Qe+Qcom，（10）

式中：Qcom為壓縮機(jī)對系統(tǒng)的輸入能量.

蒸發(fā)器和冷凝器中的熱量計算和熱虹吸模式一致.

2.5蒸氣壓縮模式質(zhì)量守恒

蒸氣壓縮模式的系統(tǒng)總充注量可以表示為各個部分工質(zhì)質(zhì)量的總和，即

mcharge=m3-4a+m4b-5+ms+m1-2+m10-12+

m6-7a+m7b-9+mcom+me+mc，（11）

式中：m3-4a、m4b-5、m6-7a和m7b-9分別為主回路液管3-4a、主回路液管4b-5、主回路氣管6-7a和主回路氣管7b-9中的工質(zhì)質(zhì)量；mcom為壓縮機(jī)腔室內(nèi)制冷劑質(zhì)量.

2.6蒸氣壓縮模式的性能模型

蒸氣壓縮模式COP計算式為

COP=Qe/P，（12）

P=Qcom/η，（13）

式中：P為壓縮機(jī)實(shí)際功耗；η為壓縮機(jī)效率.

模型中使用的蒸發(fā)器與冷凝器中傳熱與流動計算關(guān)聯(lián)式來源如表2所示，其中單相表示只存在液態(tài)或氣態(tài)時的換熱及流動，兩相表示兩種狀態(tài)都存在時的換熱及流動.

3結(jié)果與討論

3.1氣分器增效熱虹吸系統(tǒng)

當(dāng)環(huán)境溫度較低時，采用熱虹吸管對機(jī)房進(jìn)行冷卻.圖2展示了冷凝器和蒸發(fā)器進(jìn)口空氣溫度分別為7和30 ℃，蒸發(fā)器風(fēng)量qve，air和冷凝器風(fēng)量qvc，air分別為0.7、1.1 m3/s時，旁路回路氣管內(nèi)徑和主回路兩相管內(nèi)徑對熱虹吸模式性能指標(biāo)的影響.

由圖2可知：隨著旁路回路氣管和主回路兩相管的內(nèi)徑增大，制冷量均逐漸增大，而系統(tǒng)總熱阻均不斷減小；旁路回路氣管內(nèi)徑從6 mm增大到10 mm時，熱阻從10.150×10-3℃/W降低到10.100×10-3℃/W，制冷量從1 911.00 W增加到1 930.00 W；主回路兩相管內(nèi)徑從5 mm增大到11 mm時，熱阻從17.320×10-3℃/W減少到7.980×10-3℃/W，制冷量從1 204.00 W增加到2 335.00 W.主要原因是隨著內(nèi)徑增加，系統(tǒng)摩擦壓降更小，質(zhì)量流量更大，系統(tǒng)制冷量更大，熱阻更小.由此可見，內(nèi)徑增大，系統(tǒng)性能越好.然而，隨著內(nèi)徑的增加，系統(tǒng)總熱阻降低幅度及制冷量增長幅度減小，旁路回路氣管在內(nèi)徑超過9 mm后，系統(tǒng)制冷量基本不變.而主回路兩相管內(nèi)徑從9 mm增大到10 mm時，制冷量增加了2.9%；內(nèi)徑從10 mm增大到11 mm時，制冷量只增長了1.6%.因此，綜合考慮系統(tǒng)性能及成本，氣管內(nèi)徑應(yīng)選擇9 mm，兩相管內(nèi)徑應(yīng)選擇10 mm.

圖3展示了系統(tǒng)總高度和氣分器高度對熱虹吸模式性能指標(biāo)的影響.由圖3a可知：隨著系統(tǒng)總高度增大，熱阻先減小、后增大，制冷量則先增大、后減?。豢偢叨葹?.45 m時，熱阻和制冷量分別取得最小值（8.424×10-3℃/W）和最大值（2 236.00 W）.這是由于隨著系統(tǒng)總高度增加，液面高度增加，工質(zhì)驅(qū)動力增大，有更多工質(zhì)參與換熱，使得系統(tǒng)制冷量升高，而熱阻降低.隨著系統(tǒng)總高度進(jìn)一步增大，管內(nèi)工質(zhì)的流動阻力也隨之增加，且增長幅度大于驅(qū)動力增長幅度，管內(nèi)流動的工質(zhì)流量減小，使得制冷量減小，而熱阻增大.

由圖3b可知：氣液分離器高度從0.55 m增加到1.05 m時，熱阻從10.990×10-3℃/W減小到8.710×10-3℃/W，制冷量從1 795.00 W增加到2 169.00 W.這是因?yàn)楫?dāng)氣液分離器高度增加時，液柱高度更高，驅(qū)動力更大，因此質(zhì)量流量增加，系統(tǒng)性能提高.本系統(tǒng)中，氣液分離器應(yīng)該盡可能布置在系統(tǒng)的高位，可以取得最佳性能指標(biāo).因此，系統(tǒng)總高度及氣分器高度分別選擇1.45 m和1.05 m.

圖4展示了蒸發(fā)器和冷凝器的面積對系統(tǒng)性能指標(biāo)的影響.模型中通過改變蒸發(fā)器或冷凝器的長度來改變換熱器的面積.由圖4a可知，隨著蒸發(fā)器長度從0.36 m增加到0.50 m，熱阻從10.080×10-3℃/W增長到10.150×10-3℃/W，制冷量從1 929.59 W減少到1 919.01 W.由圖4b可知，隨著冷凝器的長度從0.30 m增加到0.50 m，熱阻從9.760×10-3℃/W增加到10.340×10-3℃/W，制冷量從1 940.83 W減少到1 912.73 W.這是因?yàn)殡S著換熱器長度的增大，也即面積增大，系統(tǒng)內(nèi)部容積增加，導(dǎo)致氣液分離器中液面高度降低，系統(tǒng)驅(qū)動力減少，導(dǎo)致質(zhì)量流量降低，熱阻增大，制冷量減少.因此，換熱器面積越小，熱虹吸模式性能越好.但是過小的換熱器面積會限制蒸氣壓縮模式性能，綜上考慮，蒸發(fā)器和冷凝器的長度均選擇0.40 m.此外，在換熱器面積較大時，增加制冷劑充注量可適當(dāng)?shù)鼐徑鈸Q熱器面積增大所帶來的不利影響.

3.2氣分器增效蒸氣壓縮系統(tǒng)

當(dāng)室外溫度過高，熱虹吸管已無法有效散熱時，系統(tǒng)切換為蒸氣壓縮模式.為了研究工況參數(shù)對蒸氣壓縮模式性能指標(biāo)的影響，設(shè)定有氣分器的蒸氣壓縮系統(tǒng)和傳統(tǒng)蒸氣壓縮系統(tǒng)的制冷量均為4 500.00 W.圖5展示了蒸發(fā)器進(jìn)口風(fēng)量對蒸氣壓縮模式性能指標(biāo)的影響.

由圖5可知：當(dāng)蒸發(fā)器風(fēng)量由0.5 m3/s增加到1.7 m3/s時，新型系統(tǒng)COP由3.58減小到3.55，壓縮機(jī)功耗由1 256 W增加到1 265 W；此時，傳統(tǒng)系統(tǒng)COP由3.27減少到3.21，壓縮機(jī)功耗由1 371 W增加到1 399 W.主要原因是蒸發(fā)器風(fēng)量的增加導(dǎo)致蒸發(fā)器側(cè)熱阻降低，在給定制冷量條件下，蒸發(fā)器出口溫度上升，導(dǎo)致壓縮機(jī)功耗增加，系統(tǒng)COP減小.相比傳統(tǒng)系統(tǒng)，新型系統(tǒng)的最大COP提升了10.59%.這是因?yàn)樵谛滦拖到y(tǒng)中增加了氣分器，壓縮機(jī)出口的過熱蒸氣在氣分器中進(jìn)行換熱，其中飽和蒸氣進(jìn)入冷凝器中，提升了冷凝支路的質(zhì)量流量，從而提升了冷凝器的換熱系數(shù)，降低了冷凝溫度.因此，新型系統(tǒng)的壓縮機(jī)功耗得到降低，性能得到提高.

圖6展示了冷凝器進(jìn)口空氣風(fēng)量對蒸氣壓縮模式性能指標(biāo)的影響.

由圖6可知，隨著冷凝器風(fēng)量逐漸增加，壓縮機(jī)功耗逐漸降低，而COP逐漸增加.這是因?yàn)殡S著冷凝器風(fēng)量增加，冷凝器側(cè)熱阻減小，導(dǎo)致冷凝溫度下降，而蒸發(fā)溫度基本不變.因此，壓縮比降低，壓縮機(jī)功耗隨之降低，系統(tǒng)性能提高.相較于傳統(tǒng)系統(tǒng)，新型系統(tǒng)的COP最大值提升10.47%.

圖7展示了蒸發(fā)器進(jìn)口空氣溫度對蒸氣壓縮模式性能指標(biāo)的影響.

由圖7可知：COP和蒸發(fā)器進(jìn)口空氣溫度成反比，壓縮機(jī)功耗和蒸發(fā)器進(jìn)口空氣溫度成正比；當(dāng)蒸發(fā)器進(jìn)口空氣溫度從15 ℃增加到27 ℃時，相較傳統(tǒng)系統(tǒng)，新型系統(tǒng)最大COP的提升百分比由7.90%增加到10.20%.主要是因?yàn)殡S著蒸發(fā)器空氣溫度升高，在制冷量保持一定的情況下，傳統(tǒng)系統(tǒng)壓縮機(jī)功耗增加幅度更大.因此，在蒸發(fā)器空氣溫度較高時，新型系統(tǒng)COP相較傳統(tǒng)系統(tǒng)提升百分比更大.

圖8展示了冷凝器進(jìn)口空氣溫度對蒸氣壓縮模式性能指標(biāo)的影響.由圖8可知：COP和冷凝器溫度變化呈負(fù)相關(guān)，壓縮機(jī)功耗和冷凝器溫度變化成正相關(guān)；當(dāng)冷凝器空氣溫度由10 ℃增加到40 ℃時，相較于傳統(tǒng)系統(tǒng)，新型系統(tǒng)最大COP提升百分比由19.70%下降至8.49%.這是因?yàn)楫?dāng)冷凝器溫度增高時，新型系統(tǒng)壓縮機(jī)功耗增加幅度更大.因此，在制冷量一定時，新型系統(tǒng)COP最大值提升百分比（19.70%）出現(xiàn)在冷凝溫度較低時.

4結(jié)論

1） 在給定工況下，氣分器增效熱虹吸模式中的主回路兩相管內(nèi)徑、旁路回路氣管內(nèi)徑及氣分器高度等的增加對系統(tǒng)性能總是有益的，但隨著內(nèi)徑及氣分器高度進(jìn)一步增大，提升效果逐漸減緩.因此，兩相管和氣管的內(nèi)徑分別選擇9 mm和10 mm.

2） 新型系統(tǒng)中，當(dāng)氣液分離器高度增加時，液柱高度更高，驅(qū)動力更大，因此質(zhì)量流量增加，系統(tǒng)性能提高.因此，系統(tǒng)總高度及氣分器高度分別選擇1.45 m和1.05 m時，可以取得最佳性能指標(biāo).

3） 與傳統(tǒng)蒸氣壓縮系統(tǒng)相比，氣分器增效蒸氣壓縮系統(tǒng)的COP最大值提升了19.70%.因此，在任何工況下，新型系統(tǒng)都比傳統(tǒng)系統(tǒng)性能優(yōu)異.

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（責(zé)任編輯趙鷗）

收稿日期： ""2023-01-09

基金項(xiàng)目： "國家自然科學(xué)基金青年基金資助項(xiàng)目（52106013）； 江蘇省高等學(xué)校自然科學(xué)研究面上項(xiàng)目（20KJB470018）

作者簡介： ""朱琳（1987—），女，貴州遵義人，博士，副教授（linzhu07@foxmail.com），主要從事制冷與低溫工程研究.

秦陽（1998—），男，江蘇南京人，博士研究生（202462107190@njtech.edu.cn），主要從事制冷與低溫工程研究.