微型空調機組仿真

鐘曉暉，勾昱君，翟玉玲，周樹光

(1.河北理工大學 冶金與能源學院，河北 唐山063009;2.唐山學院 土木工程系，河北 唐山063000)

在大量的微氣候控制應用中，人員必須穿著防護服，而防護服嚴重阻礙了身體熱量的散發。在現代戰爭中來自于核生化戰場的威脅迫使戰斗人員穿著防護服，而身穿防護服降低了戰斗人員的作戰效能。在炎熱環境中從事高強度勞動的工作人員也容易受到熱應激，特別是身穿防護服時。這種條件下，在受到熱應激之前工作人員能夠執行任務的時間是十分有限的。在炎熱環境中工作時，冷卻身體既可以提高工作效率同時又降低了熱應激的可能性。目前效率最高的身體冷卻方式是液冷服系統。該系統與其它身體冷卻系統的主要不同點在于循環工質把皮膚散出的熱傳遞給微型空調系統。微型空調系統的主要功能是在高溫濕熱環境中吸收人體的熱負荷，維持身體核心溫度的恒定，以提高作戰人員在高熱環境中的作戰能力，延長作戰時間［1-2］。

微型空調是先進微型能量系統在工程中應用的典型范例，美國的Natick 單兵中心、Aspen 公司、Foster-Miller公司和PNNL 國家實驗室等從20世紀90年代初期就開始從事這方面的研究［3-6］，Natick單兵中心、Aspen 公司、Foster-Miller 公司主要研制的是微型蒸汽壓縮空調系統，而PNNL 國家實驗室主要研制吸收式制冷系統，到目前為止，已經有多個型號的微型空調系統樣機研制成功，而且Foster-Miller公司研制的微型蒸汽壓縮空調機組已經被美軍在伊拉克戰爭中使用。國內鐘曉暉等［7-8］研制了微型蒸汽壓縮式空調機組的樣機，并對空調機組微型化以后引起的熵產變化進行了分析。

綜上所述，微型空調已經引起了世界上的廣泛重視，微型空調機組采用微型換熱器，和傳統的空調機組相比，傳熱得到強化，機組效率得以提高，目前國內外對微型空調機組的研究還處于樣機研制階段，機組的質量和性能還不夠理想。事實上，由于種種原因，能夠搜集到的國內外論述微型空調的相關文獻亦極少，從微型空調機組開發的角度考慮，在機組仿真優化和輕量化等方面的研究亟待加強。

1 微型空調機組簡介

微型空調系統可以使冷卻液沿人體表面循環，對人體進行冷熱調節，制造一種微氣候環境。微型空調系統由微型空調機組(圖1)和液冷服組成，微型空調機組包括微型電機、三角轉子壓縮機、平行流式冷凝器、毛細管、螺旋管蒸發器等，采用12 V 高能鋰離子聚合物電池，可持續運行2 h.空調機組大小:265 mm ×250 mm ×120 mm，總質量約2.85 kg，在40 ℃的環境溫度下可以產生約300 W 的制冷量。

圖1 微型空調機組部件Fig.1 Components of miniature air-conditioning unit

微型空調機組采用局部性液冷服，局部性液冷服主要包括液冷頭盔、液冷背心等。液冷服內有細小管路，當人穿著液冷服時，由泵將冷卻液打出，通過管路流入液冷服，冷卻液降低了人體溫度后流至一個熱交換器，熱交換器與微型空調機組相聯，冷卻液在此處被冷卻后又進入循環，周而復始循環制冷。

壓縮機的效率高低是整個空調機組的關鍵，微型空調機組的首要目標是質量輕，而三角轉子壓縮機具有結構簡單、效率高、壽命長、振動小、噪音低、體小量輕及適合高速運轉等優點［9-10］，圖1中的微型三角轉子壓縮機采用鑄鐵和鋁合金制造，直徑0.05 m，高0.07 m，質量只有0.4 kg.壓縮機為半封閉式，通過彈性連軸器與直流無刷電機相聯，可以變轉速運行。壓縮機的冷卻方式為風冷，氣缸和端蓋用空氣冷卻，三角轉子采用潤滑油進行冷卻。

平流式冷凝器是由管帶式冷凝器發展而成，也是由扁管和散熱片組成，它吸收了管帶式的各項新技術，其結構先進，換熱系數高，材料消耗低，外形尺寸小，是目前最有前途的冷凝器形式之一，是技術上較成熟的一種產品［11］。為微型空調機組設計開發了微型多元平行流冷凝器，即在平行流式結構的基礎上加設隔斷的變通程結構，并對其進行了優化設計。

微型空調機組采用微型螺旋管蒸發器，其質量只有0.16 kg，通過流動表面的粗糙處理及內部加扭轉帶來強化傳熱。

因為機組的制冷量較小，且對制冷量的需求變化不大，故用毛細管做空調機組的節流裝置。

液冷背心的設計采用5 層復合體，中間為聚氨酯管，兩側用聚氨酯粘合劑粘貼紫銅絲網以增加導熱性，最后外層用聚氨酯薄膜復合純棉針織物包裹起來，盡量減少復合服裝內的空氣含量，從而減少空氣熱阻，增加服裝良好的導熱性能。

液冷背心采用多管路直通式設計(見圖2)，水流從髖臀之間的總進水管流入，分流上行至背部，繞過肩向下，經胸腹部到達腰部，然后橫行折向髖臀部匯入總出水管。覆蓋全身約40% 的體表面積。一件液冷背心未充滿水時總質量約550 g，充滿水時總質量約690 g.

圖2 液冷背心Fig.2 Liquid cooling vest

2 液冷服散熱模型及分析

2.1 散熱模型

液冷服的散熱模型［12］為

式中:Q 為液冷服總散熱量(W);qm為冷卻液的流量(kg/h);ρ 為冷卻液的密度(kg/m3);Cpl為冷卻液的比熱(kJ/(kg·K));D 為管路外徑(m);μ 為管路覆蓋皮膚有效面積比;Tskin為皮膚平均溫度(℃);Ten為空氣層溫度(℃);Tin為進口液溫(℃);K1為液冷服與人體的傳熱系數(W/(m2·K));K2為液冷服與空氣層的傳熱系數(W/(m2·K);Li為第i 根管路的長度(m).

2.2 液冷服散熱能力分析

利用液冷服散熱模型對所要設計的液冷背心進行參數優化，確定液冷背心各參數即管路長度、冷卻水流量、進口液溫等對散熱量的相互影響。冷卻液管路采用PU 管，管外徑D=3 mm，管內徑d =1.8 mm;液冷背心單根管路的長度是根據液冷背心的尺碼所決定的，此處取L=1.17 m.

2.2.1 散熱量與進口液溫的關系

選定管徑D=3 mm，冷卻水質量流量為50 kg/h，管路長度分別為30、40、50、60、70 m 時，散熱量與進口液溫的關系如圖3所示。從圖3中可以看出，散熱量受進口液溫的影響較大，要想獲得較大的散熱量就必須降低進口液溫。

圖3 散熱量與進口液溫的關系Fig.3 Relationship between heat dissipationand inlet water temperature

2.2.2 散熱量與冷卻水質量流量的關系

選定管徑D=3 mm，管路L =50 m，進口液溫分別取Tin=8 ℃、12 ℃、16 ℃、20 ℃、24 ℃時，散熱量與冷卻水質量流量的關系如圖4所示。

從圖4可知，散熱量隨著冷卻水質量流量的增加而增加，流量過小時散熱量也小，流量大時散熱量也增大，但是過大的流量又受管道結構、管道強度及水泵的揚程所限制。

2.2.3 散熱量與管路長度的關系

圖4 散熱量與冷卻水質量流量的關系Fig.4 Relationship between heat dissipation and cooling water mass flow

選定進口液溫Tin=16 ℃，管徑D =3 mm，冷卻水的質量流量分別取30、40、50、60、70 kg/h 時，散熱量與管路長度的關系如圖5所示。從圖5可以看出，在質量流量相同的情況下散熱量隨管路長度的增加而增加，但是并非線性關系，而當管長增加到一定程度時，散熱量增加將變得不明顯，這是因為管路太長，液冷服中管路變得密集，使得管路與皮膚之間的熱交換相互制約，因此在圖中，散熱量隨著管路的增長最終趨于穩定。

圖5 散熱量與管路長度的關系Fig.5 Relationship between heat dissipation and pipe length

綜上所述，液冷背心的各參數即管路長度、冷卻水質量流量、進口液溫等對散熱量的影響是相互關聯的。

3 微型空調機組仿真優化

微型空調機組雖然是一種新型的便攜式空調裝置，但其所用的主要部件都經過了多年的發展完善，基礎理論研究亦相當完備，具有完整的基礎理論體系。微型空調機組仿真是以這些基礎理論為依據，通過對各主要部件建模，并將各部件模型有機耦合，聯立求解，實現對整個裝置性能的模擬。因此計算機仿真技術應用于微型空調機組是完全可行的。

3.1 模型驗證

本文以所研制的微型空調機組為原型，從實用性出發，建立了空氣—水微型空調機組的穩態仿真模型［13］。為驗證模型的準確性，利用機組仿真程序計算了在與試驗工況蒸發器進水溫度、流量相同的情況下機組的制冷量、功率等參數。機組制冷量實測結果與模擬結果如圖6所示，機組功率實測結果與模擬結果，如圖7所示。從對比結果可以看出，模擬的機組制冷量與實測值比較接近，制冷量除個別點誤差超過5%以外，其余均低于5%.壓縮機功率在低轉速和高轉速時誤差稍大，最大誤差為5.8 W左右，除個別點誤差超過5%以外，其余均低于5%.可以說仿真基本達到要求，計算結果比較可靠，這為后續的機組優化研究奠定了基礎。

圖6 機組制冷量實測結果與模擬結果Fig.6 Experiment and simulation results of refrigeration output

圖7 機組功率實測結果與模擬結果Fig.7 Experiment and simulation results of input power

空調機組結構參數的變化包括蒸發器、冷凝器傳熱面積的變化，毛細管、壓縮機尺寸的改變以及制冷劑充注量的變化。當其中任一參數改變時，機組的性能都將發生變化。因此空調機組的匹配過程即為機組的優化設計過程。

優化參數是指優化計算中的可變量。優化計算過程就是改變這些變量，尋找最佳組合。對空調機組來說，壓縮機排氣量的大小、冷凝器、蒸發器的管徑與傳熱面積、毛細管結構尺寸等參數都可以作為優化參數。在設計過程中，有些參數是允許連續取值的，如螺旋管式換熱器的傳熱面積等，但有些參數是不能連續變化的，如壓縮機的排氣量等。由于優化設計程序只能對連續參數進行計算，所以包括非連續參數的優化就會變得非常復雜。

3.2 優化方法

空調機組在實際使用過程中，存在一個有代表性的工況點，機組在大部分時間內都運行在此工況點附近。因此如何使機組在該工況點運行時，性能達到最優，即對機組進行最佳匹配，成為機組優化的目標。本文的優化目標是在滿足制冷量和一定性能系數的前提下，使冷凝器和蒸發器的總長度最短，從而使機組總重量最小。根據前面建立的空調機組模型，通過改變換熱器的結構參數，得出了不同條件下機組的性能參數。在計算時，除變量外，其它參數均采用試驗系統的實際數據，如制冷劑充注量、壓縮機排氣量等，計算的工況為:環境溫度40 ℃，冷凝器迎面風速3 m/s，蒸發器進口水溫21 ℃，冷凍水流量受水泵揚程限制設定為50 kg/h.

3.3 結果分析

圖8～圖11分別給出了在其它參數不變的情況下，改變蒸發器和冷凝器長度時，機組各項性能參數的變化情況。

圖8 蒸發器螺旋管長度對制冷量的影響Fig.8 Refrigeration output in different evaporator lengths

根據模擬結果可知，對應某一制冷量，冷凝器和蒸發器長度存在多種組合。根據冷凝器和蒸發器總長度最小、機組制冷性能系數(COPc)最大的優化目標，得到機組冷凝器和蒸發器的最佳匹配:即冷凝器長度為1.6 m，蒸發器長度為0.7 m.

圖9 蒸發器螺旋管長度對COPc 的影響Fig.9 COPc in different evaporator lengths

圖10 冷凝器扁管長度對制冷量的影響Fig.10 Refrigeration output in different condenser lengths

圖11 冷凝器扁管長度對COPc 的影響Fig.11 COPc in different condenser lengths

4 結論

微型空調機組的首要目標是質量輕，因此優化目標是在滿足制冷量和一定性能系數的前提下，冷凝器和蒸發器的總長度最短，從而實現機組輕量化的要求，與實驗結果對比表明，仿真模型可以較好的反映微型空調機組的運行。本文的優化只涉及連續變量，進一步的研究工作應考慮壓縮機排氣量、外殼尺寸等非連續變化因素對機組性能的影響。

References)

［1］Ken Beiko.Evaluation of personal cooling systems explosive ordnance disposal suits，TM-03-93［R］.Canada:Canadian Police Research Center，1993.

［2］Drost M K，Friedrich M.Miniature heat pump for portable and distributed space conditioning applications［C］∥PNNL-SA.The 32nd Intersociety Energy Conversion Engineering Conference.Honolulu，Hawaii，US:PNNL，1997:464 -467.

［3］Drost M K，Friedrich M.Miniature refrigeration systems for portable and distributed space conditioning applications［C］.Atlanta:AIChE，1997:1271 -1274.

［4］Wegeng R S，Drost M K，Brenchley D L.Process intensification through miniaturization or micro thermal and chemical systems in the 21st century［C］.Berlin:Springer-Verlag，2000:2 -13.

［5］Drost M K，Friedrich M，Martin C，et al.Mesoscopic heat-actuated refrigeration system development［C］.Nashville:ASME，1999:9 -14.

［6］Drost M K，Friedrich M，Martin C，et al.Recent developments in microtechnology-based chemical refrigeration systems［C］.Berlin:Springer-Verlag，2000:394 -401.

［7］ZHONG Xiao-hui，GOU Yu-jun，WU Yu-ting，et al.Development and experimental study of a miniature vapor compression refrigeration equipment［J］.Science in China Series E:Technological Sciences，2008，5(51):632 -640.

［8］鐘曉暉，張行周，吳玉庭，等.便攜式蒸汽壓縮制冷系統的熵產分析［J］.航空動力學報，2007，6(22):877 - 880.ZHONG Xiao-hui，ZHANG Xing-zhou，WU Yu-ting，et al.Development of portable refrigeration system and its entropy generation analysis［J］.Journal of Aerospace Power.2007，6(22):877 -880.(in Chinese)

［9］Peeples J W.Vapor compression cooling for high performance applications［J］.Electronics Cooling，7(3):19 - 22.

［10］馬國遠，李紅旗.旋轉壓縮機［M］.北京:機械工業出版社，2003.MA Guo-yuan，LI Hong-qi.Rotary compressor［M］.Beijing:China Machine Press，2003.(in Chinese)

［11］Chang Y P，Tsai R，Hwang J W.Condensing heat transfer characteristics of aluminum flat tube［J］.Applied Thermal Engineering，1997，17(11):1055 -1065.

［12］張萬欣，陳景山，李潭秋.液冷服散熱原理模型及其分析［J］.航天醫學與醫學工程，2000，5(13):350 -354.ZHANG Wan-xin，CHEN Jing-shan，LI Tan-qiu.A heat transfer model for liquid cooling garment (LCG)and its analysis［J］.Space Medicine ＆ Medical Engineering，2000，5(13):350 -354.(in Chinese)

［13］丁國良，張春路.制冷空調裝置仿真與優化［M］.北京:科學出版社，2001.DING Guo-liang，ZHANG Chun-lu.Simulation and optimization of refrigeration system［M］.Beijing:Science Press，2001.(in Chinese)