張佩蘭 郭憲民 郭曉輝 凌 睿

(1天津商業(yè)大學(xué) 天津 300134)(2天津市制冷技術(shù)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室 天津 300134)

二級回?zé)岬蜏乜諝庵评湎到y(tǒng)性能實(shí)驗(yàn)研究

張佩蘭1，2郭憲民1，2郭曉輝1，2凌 睿1，2

(1天津商業(yè)大學(xué) 天津 300134)(2天津市制冷技術(shù)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室 天津 300134)

在低溫空氣循環(huán)制冷系統(tǒng)中增加二級回?zé)崞骷八蛛x器，除去渦輪進(jìn)口空氣中的水分，以提高系統(tǒng)效率和可靠性。在不同的工況條件下，對3種回?zé)崃鞒痰目諝庵评湎到y(tǒng)性能進(jìn)行實(shí)驗(yàn)研究，結(jié)果表明，壓氣機(jī)進(jìn)口壓力的升高，增大了渦輪膨脹比，降低了渦輪出口溫度，提高了系統(tǒng)制冷量和制冷系數(shù)；在系統(tǒng)中增加回?zé)崞骷跋鄳?yīng)的水分離器，可顯著提高系統(tǒng)的制冷效率和除水性能，且二級回?zé)崃鞒痰南到y(tǒng)性能最優(yōu)，與無回?zé)崃鞒滔啾?，系統(tǒng)制冷量和制冷系數(shù)分別增加了47%和41%，渦輪進(jìn)口含濕量下降了約36%；不同的制冷溫度下，系統(tǒng)制冷系數(shù)較低。

空氣制冷系統(tǒng) 除濕性能 二級回?zé)崃鞒?制冷系數(shù)

1 引 言

環(huán)境問題近幾年來成為世界的焦點(diǎn)，由于氟利昂制冷劑會致使臭氧層遭到破壞、溫室效應(yīng)日益嚴(yán)重，而空氣卻對環(huán)境完全無污染，且隨處可取，因而成為最理想的制冷劑，空氣循環(huán)制冷技術(shù)也由此受到高度重視。

空氣制冷循環(huán)可滿足在-140 ℃以上穩(wěn)定運(yùn)行，而且其在低溫下運(yùn)行的優(yōu)良性能是蒸汽壓縮式制冷機(jī)所不能媲美的。另外，空氣制冷系統(tǒng)設(shè)備簡單可靠，無需擔(dān)心制冷劑泄漏及嚴(yán)格密封的問題，可以直接采用開式流程，也可以根據(jù)實(shí)際情況和不同使用目的將系統(tǒng)改造為多種循環(huán)流程，這是其他制冷循環(huán)所不具備的。

目前國內(nèi)外諸多學(xué)者已對空氣制冷循環(huán)系統(tǒng)進(jìn)行了大量的研究和分析。趙祥雄[1]等對逆布雷頓制冷機(jī)動態(tài)降溫性能進(jìn)行了數(shù)值模擬研究，結(jié)果表明，增大換熱面積可提高系統(tǒng)的溫降性能，實(shí)現(xiàn)進(jìn)一步降溫的有效措施是提高膨脹機(jī)的效率。蔡君偉[2]等改進(jìn)了逆布雷頓循環(huán)空氣制冷實(shí)驗(yàn)臺，實(shí)驗(yàn)最低溫度達(dá)到-152 ℃，膨脹機(jī)最高轉(zhuǎn)速達(dá)270 000 r/min。Park S K[3]等人在非設(shè)計(jì)工況下對開式空氣制冷系統(tǒng)的性能進(jìn)行了數(shù)值模擬和理論分析，得到了系統(tǒng)最佳運(yùn)行工況即設(shè)計(jì)工況，并與非設(shè)計(jì)工況下運(yùn)行的制冷系統(tǒng)性能進(jìn)行了比較。Sánchez-Orgaz S[4]等在考慮了渦輪機(jī)和壓縮機(jī)運(yùn)行過程中的非等熵?fù)p失、換熱器熱量交換過程中的不可逆損失以及通過系統(tǒng)向周圍環(huán)境滲透熱量等幾種內(nèi)部和外部不可逆性損失基礎(chǔ)上，提出了通用多級回?zé)崮娌祭最D循環(huán)的模型。另外，空氣制冷系統(tǒng)在應(yīng)用方面，例如列車空調(diào)[5-6]、食品冷凍冷藏[7-8]以及飛機(jī)空調(diào)系統(tǒng)[9-10]等也得到了初步推廣。

本文搭建了低溫空氣制冷系統(tǒng)實(shí)驗(yàn)臺，在不同的工況條件下，分別對3種回?zé)崃鞒踢M(jìn)行性能實(shí)驗(yàn)，并重點(diǎn)分析回?zé)崃鞒虒ο到y(tǒng)性能的影響。

2 低溫空氣制冷系統(tǒng)實(shí)驗(yàn)裝置

實(shí)驗(yàn)臺采用雙級壓縮正升壓式空氣制冷循環(huán)系統(tǒng)，該系統(tǒng)采用兩級壓縮，中間冷卻，通過回收渦輪膨脹機(jī)(簡稱渦輪)的膨脹功來帶動離心式壓氣機(jī)將一級壓縮空氣進(jìn)行第二次壓縮，以提高渦輪的膨脹比與焓降，從而增大系統(tǒng)制冷量，其循環(huán)流程如圖1所示。該低溫空氣制冷系統(tǒng)中，核心部件為采用空氣動壓軸承的升壓式渦輪壓氣機(jī)組，該機(jī)組由同軸的離心式壓氣機(jī)和向心式渦輪組成，轉(zhuǎn)速約為105r/min。散熱器及回?zé)崞骶捎娩忼X形板翅式緊湊換熱器。兩高效水分離器用于除去渦輪進(jìn)口濕空氣中攜帶的冷凝游離水。工作負(fù)載為低溫箱，內(nèi)設(shè)電加熱器，通過調(diào)節(jié)加熱器功率模擬速凍床熱負(fù)荷來平衡空氣制冷系統(tǒng)的制冷量，同時(shí)控制低溫箱的出口溫度(即制冷溫度)。

圖1 低溫空氣制冷系統(tǒng)及測點(diǎn)布置示意圖Fig.1 Schematic of experimental set-up with measurement station numbered

測控系統(tǒng)主要包括：溫度傳感器、壓力傳感器、調(diào)功器、渦街流量計(jì)、變頻器、數(shù)據(jù)采集控制系統(tǒng)和上位機(jī)等。系統(tǒng)中各點(diǎn)的溫度由PT100鉑電阻溫度傳感器測量，其測量精度為±0.1 ℃；各點(diǎn)的壓力用陶瓷應(yīng)變片式壓力傳感器測量，精度為0.1%FS；系統(tǒng)流量用精度為1.5%FS的渦街流量計(jì)測量；風(fēng)機(jī)電機(jī)頻率由變頻器調(diào)節(jié)，從而控制風(fēng)機(jī)冷卻風(fēng)量；加熱器的功率可通過調(diào)功器調(diào)節(jié)，并用WT500功率分析儀測量。各測量點(diǎn)的傳感器通過數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)與計(jì)算機(jī)連接，采集間隔為1秒。

空氣循環(huán)制冷系統(tǒng)實(shí)驗(yàn)臺可進(jìn)行3種不同回?zé)崃鞒痰淖児r實(shí)驗(yàn)：(1)無回?zé)崃鞒蹋合到y(tǒng)中不設(shè)回?zé)崞骱退蛛x器，從低溫箱排出的空氣直接排放；(2)一級回?zé)崃鞒蹋涸谙到y(tǒng)中增加回?zé)崞?和水分離器1，用低溫箱出口的低溫空氣冷卻渦輪進(jìn)口的壓縮空氣，被冷卻空氣排出的冷凝水通過水分離器1除去；(3)二級回?zé)崃鞒蹋涸谝患壔責(zé)岬幕A(chǔ)上增加回?zé)崞?和相應(yīng)的水分離器2，用回?zé)崞?冷邊出口空氣冷卻壓氣機(jī)進(jìn)口的壓縮空氣，同樣利用水分離器2除去被冷卻空氣排出的冷凝水。不同回?zé)崃鞒掏ㄟ^調(diào)節(jié)截止閥開關(guān)得以實(shí)現(xiàn)。

3 實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)處理

由于在實(shí)際實(shí)驗(yàn)中，空壓機(jī)通過間歇運(yùn)行為空氣制冷系統(tǒng)提供壓縮空氣。故空氣制冷系統(tǒng)所需壓縮耗功功率為：

N=Gwm

(1)

式中：G為系統(tǒng)測量的質(zhì)量流量，Wm為壓縮機(jī)單位質(zhì)量耗功，由式(2)計(jì)算：

(2)

式中：Rg為空氣氣體常數(shù)，T1為壓縮機(jī)進(jìn)氣溫度，π為壓縮機(jī)增壓比，n為螺桿式空氣壓縮機(jī)壓縮過程的多變指數(shù)，可通過測量壓縮機(jī)進(jìn)出口總溫T1*、T2*及總壓P1*、P2*按式(3)計(jì)算：

(3)

低溫空氣制冷系統(tǒng)的制冷量Q，即為低溫箱電加熱功率，則低溫空氣制冷系統(tǒng)的COP為：

(4)

渦輪進(jìn)口處含濕量由測量濕空氣干濕球溫度進(jìn)行計(jì)算，渦輪出口處含濕量按其出口溫度下的飽和含濕量計(jì)算。

4 空氣制冷系統(tǒng)性能的實(shí)驗(yàn)結(jié)果分析

本文設(shè)定的實(shí)驗(yàn)工況為：制冷溫度-15 ℃，環(huán)境溫度20 ℃，壓氣機(jī)進(jìn)氣壓力分別為170、180、190和200 kPa。對3種回?zé)崃鞒滔碌目諝庋h(huán)制冷系統(tǒng)進(jìn)行性能測試，分析系統(tǒng)流程以及工況條件對系統(tǒng)性能的影響。

4.1 回?zé)崃鞒虒ο到y(tǒng)制冷性能的影響

在上述工況下對3種回?zé)崃鞒痰目諝庵评溲h(huán)系統(tǒng)進(jìn)行實(shí)驗(yàn)，圖2和圖3分別為不同回?zé)崃鞒滔孪到y(tǒng)COP和制冷量隨壓氣機(jī)進(jìn)口壓力的變化。

圖2 回?zé)崃鞒虒ο到y(tǒng)COP的影響Fig.2 Effect of heat regenerating schemes on performance of coefficient of system

圖3 回?zé)崃鞒虒ο到y(tǒng)制冷量的影響Fig.3 Effect of heat regenerating schemes on system refrigerating capacity

由圖2和圖3可以看出，對于3種回?zé)崃鞒痰目諝庵评湎到y(tǒng)，一級、二級回?zé)崃鞒痰南到y(tǒng)COP和制冷量比無回?zé)崃鞒潭加兴龃螅叶壔責(zé)崃鞒痰脑龇笥谝患壔責(zé)崃鞒?。?dāng)壓氣機(jī)進(jìn)口壓力為200 kPa時(shí)，二級回?zé)崃鞒梯^無回?zé)崃鞒痰南到y(tǒng)制冷量由1 700 W增加到2 500 W，相應(yīng)的系統(tǒng)COP由0.27升高到0.38，分別提高了47%和41%。上述表明空氣制冷系統(tǒng)中采用回?zé)崃鞒痰男阅芤獌?yōu)于無回?zé)崃鞒?，增加回?zé)崞骷八蛛x器對整個(gè)系統(tǒng)是有利的。另一方面，在相同的回?zé)崃鞒滔?，系統(tǒng)的COP和制冷量均隨著壓氣機(jī)進(jìn)口壓力的升高而增大，但由于受到渦輪轉(zhuǎn)速的限制，渦輪壓氣機(jī)組所能允許的最高進(jìn)氣壓力為200 kPa。

渦輪出口溫度是空氣制冷系統(tǒng)的一個(gè)重要參數(shù)，其直接影響系統(tǒng)的制冷溫度和制冷量。圖4為3種回?zé)崃鞒滔聹u輪出口溫度隨壓氣機(jī)進(jìn)口壓力的變化。由圖4可知，與無回?zé)崃鞒滔啾龋患?、二級回?zé)崃鞒探档土藴u輪的出口溫度，且二級回?zé)崃鞒痰慕档头雀鼮槊黠@。當(dāng)壓氣機(jī)進(jìn)口壓力為200 kPa時(shí)，二級回?zé)崃鞒毯蜔o回?zé)崃鞒滔啾?，渦輪的出口溫度由-31 ℃降低到了-39 ℃。因此在同等壓氣機(jī)進(jìn)口壓力條件下，采用二級回?zé)崃鞒炭梢燥@著提高系統(tǒng)COP和制冷量。而對于相同的回?zé)崃鞒?，渦輪出口溫度隨壓氣機(jī)進(jìn)口壓力的升高明顯降低。由此可見，較高的壓氣機(jī)進(jìn)口壓力對提高系統(tǒng)性能是有利的。

圖4 回?zé)崃鞒虒u輪出口溫度的影響Fig.4 Effect of heat regenerating schemes on outlet temperature of turbine

4.2 回?zé)崃鞒虒ο到y(tǒng)除水性能的影響

相同的工況條件下，3種回?zé)崃鞒痰臏u輪進(jìn)口含濕量和渦輪中水蒸氣的冷凝量隨壓氣機(jī)進(jìn)口壓力的變化情況如圖5和圖6所示。

圖5 回?zé)崃鞒虒u輪進(jìn)口含濕量的影響Fig.5 Effect of heat regenerating schemes on inlet humidity ratio of turbine

圖6 回?zé)崃鞒虒u輪中水蒸氣冷凝量影響Fig.6 Effect of heat regenerating schemes on amount of water condensation in turbine

由圖5可清楚地看到，不同的回?zé)崃鞒虒u輪進(jìn)口含濕量影響較大。在相同的壓氣機(jī)進(jìn)口壓力條件下，無回?zé)崃鞒痰臏u輪進(jìn)口含濕量最大，二級回?zé)崃鞒痰臏u輪進(jìn)口含濕量最小。當(dāng)壓氣機(jī)進(jìn)口壓力為170 kPa時(shí)，二級回?zé)崃鞒痰臏u輪進(jìn)口含濕量約為2.24 g/kg，與無回?zé)崃鞒痰臏u輪進(jìn)口含濕量3.53 g/kg相比，降低了36%。而一級回?zé)崃鞒膛c無回?zé)崃鞒滔啾葴u輪進(jìn)口含濕量降低幅度較小，約為9%。由此可見，系統(tǒng)中增加兩級回?zé)崞骷八蛛x器可有效降低渦輪進(jìn)口含濕量，有利于提高空氣制冷系統(tǒng)的除水性能。

由圖6可見，對于相同的壓氣機(jī)進(jìn)口壓力，二級回?zé)崃鞒滔聹u輪中水蒸氣的冷凝量最少。當(dāng)壓氣機(jī)進(jìn)口壓力為200 kPa時(shí)，與無回?zé)崃鞒讨袦u輪水蒸氣的冷凝量3.35 g/kg相比，一級回?zé)崃鞒毯投壔責(zé)崃鞒讨兴魵獾睦淠繙p少為2.68 g/kg和2.13 g/kg，分別減少了20%和36%。這是由于增加回?zé)崞骷八蛛x器后，渦輪進(jìn)口的含濕量減少，因而渦輪中水蒸氣的冷凝量也相應(yīng)減少。這有利于提高空氣制冷系統(tǒng)運(yùn)行的可靠性。

4.3 制冷溫度對系統(tǒng)性能的影響

不同的制冷溫度工況下，二級回?zé)崃鞒痰南到y(tǒng)COP和制冷量隨壓氣機(jī)進(jìn)口壓力的變化如圖7和圖8所示。圖中的3條曲線分別對應(yīng)的系統(tǒng)制冷溫度為-10 ℃、-15 ℃和-20 ℃。

圖7 制冷溫度對系統(tǒng)性能的影響Fig.7 Effect of refrigeration temperature on system performance

圖8 制冷溫度對系統(tǒng)制冷量的影響Fig.8 Effect of refrigeration temperature on system refrigerating capacity

由圖7和圖8可知，對于相同的壓氣機(jī)進(jìn)口壓力，系統(tǒng)的COP和制冷量都隨制冷溫度的升高而增大。當(dāng)壓氣機(jī)進(jìn)口壓力為200 kPa，制冷溫度從-20 ℃升高到-10 ℃時(shí)，系統(tǒng)的COP從0.23升高到0.38，制冷量從1 300 W升高到2 500 W。但是，整體而言，空氣循環(huán)制冷系統(tǒng)的效率還比較低，因此，后期將以此為重點(diǎn)，進(jìn)一步研究提高系統(tǒng)制冷效率的途徑。

5 結(jié) 論

在不同的工況條件下，對升壓式低溫空氣制冷系統(tǒng)進(jìn)行了3種回?zé)崃鞒痰男阅軐?shí)驗(yàn)研究，得到的主要結(jié)論如下：

(1)二級回?zé)崃鞒痰臏u輪出口溫度最低，其系統(tǒng)COP和制冷量也最大，一級回?zé)崃鞒檀沃＿@說明在系統(tǒng)中增加回?zé)崞骷八蛛x器，可顯著提高制冷系統(tǒng)的性能。當(dāng)壓氣機(jī)進(jìn)口壓力為200 kPa時(shí)，二級回?zé)崃鞒痰腃OP較無回?zé)崃鞒烫岣吡?1%。另外，系統(tǒng)性能隨壓氣機(jī)進(jìn)口壓力的增大而提高。

(2)一級、二級回?zé)崃鞒叹山档蜏u輪進(jìn)口含濕量，并且二級回?zé)崃鞒痰慕捣笥谝患壔責(zé)崃鞒蹋@表明增加回?zé)崞骷八蛛x器可有效降低渦輪進(jìn)口含濕量，提高空氣制冷系統(tǒng)的除水性能。而壓氣機(jī)進(jìn)口壓力的升高對渦輪進(jìn)口空氣的含濕量影響不大。

(3)3種回?zé)崃鞒讨?，二級回?zé)崃鞒痰臏u輪水蒸氣冷凝量最少。當(dāng)壓氣機(jī)進(jìn)口壓力為200 kPa時(shí)，二級回?zé)崃鞒讨兴魵獾睦淠勘葻o回?zé)崃鞒讨兴魵獾睦淠繙p少了36%。因此二級回?zé)崃鞒炭梢赃M(jìn)一步提高系統(tǒng)工作的可靠性。

(4)系統(tǒng)COP和制冷量均隨制冷溫度的升高而增加，但制冷效率總體還較低。

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Zhao Xiangxiong，Sun Wan，Liu Jionghui，et al. Numerical study on dynamic cooling performance of reverse Brayton cycle air cryocooler[J]. Cryogenics，2013(2)：46-51.

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Experimental study on performance of two stage heat regenerating system of air cycle refrigeration

Zhang Peilan Guo Xianmin Guo Xiaohui Ling Rui

(1Tianjin University of Commerce，Tianjin 300134，China)(2Tianjin Key Laboratory of Refrigeration Technology，Tianjin 300134,China)

In order to improve the efficiency and reliability of air cycle refrigeration system，the heat regenerator and water separator were added to separate the condensing water from the moisture air which was sent into the turbine. A series of experiments for three kinds of heat regenerating systems have been conducted under different working conditions. The experimental results show that the expansion ratio of the turbo-expander increases with the rise of the compressor inlet pressure， so the temperature at the turbine outlet is reduced， the refrigerating capacity as well asCOPare improved. Because of the heat regenerator and water separator， the efficiency and dehumidification performance of the refrigeration system are improved significantly. Especially for the two stage heat regenerating system， the refrigerating capacity andCOPincrease by 47% and 41% respectively， and the inlet humidity ratio of the turbo-expander decreases by 36% compared with the system without heat regenerator and water separator. Under different refrigeration temperatures theCOPis low.

air cycle refrigeration；dehumidification performance；two stage heat regenerating system；COP

2015-11-02；

2016-03-24

張佩蘭，女，27歲，碩士研究生。

TB618、TB663

A

1000-6516(2016)02-0045-05