熱虹吸油冷卻系統的性能分析和實驗驗證

江文彬, 江 斌, 張 銳, 張文成, 胡遠洋

(1.合肥工業大學 汽車與交通工程學院,安徽 合肥 230009;2.合肥安信瑞德精密制造有限公司,安徽 合肥 230061)

螺桿壓縮機運行過程中潤滑油溫度升高,過高的潤滑油溫度會造成潤滑油性能指標衰減,潤滑作用減弱、密封性降低、冷卻效果不良,嚴重時會造成壓縮機過度磨損、工作壽命縮短或壓縮機損壞,因此必須對壓縮機排出的潤滑油進行冷卻,保持最佳的壓縮機供油溫度,這對提高制冷系統的可靠性和工作效率十分重要。相較于其他油冷卻方式,熱虹吸油冷卻系統因其可靠性、靈活性且無需驅動泵等特性而最適合應用到螺桿制冷機組上。

熱虹吸油冷卻循環的原理與分離式熱管一致,參考國內外學者關于分離式熱管的研究對熱虹吸油冷卻系統進行相關分析。文獻[1]實驗研究了分離式熱管在不同高度差下的傳熱性能,冷凝器和蒸發器的高度差為1 m的分離式熱管比高度差為0.8 m的分離式熱管的傳熱能力高9.57%;文獻[2]的研究發現，隨著連接管長度的增加,循環阻力的增大使得制冷劑質量流量減小,從而導致分離式熱管的制冷量下降,但蒸發器出口制冷劑的干度隨之增大;文獻[3]研究了上升管管徑對系統性能的影響,分離式熱管的換熱速率隨上升管直徑的增大而略有增加;文獻[4]研究了蒸發段通道管徑對系統流動穩定性和蒸發段換熱系數的影響,結果表明,隨著通道管徑增加,流動穩定性增強,蒸發段換熱系數隨著管徑和熱流密度的增大而增加;文獻[5]實驗對比了分別采用翅片管換熱器和微通道換熱器的分離式熱管,發現采用微通道換熱器系統工質的充注量降低了51.9%,系統能效比(energy efficiency ratio,EER)提高了2.8%;文獻[6]的實驗結果表明，微通道分離式熱管制冷劑的最佳充液率范圍為88%～101%;文獻[7]研究發現系統中氨工質的循環倍率為8.7,遠遠超出設計值,且兩相管的重力壓降是循環阻力的主要因素,占到1/2以上;文獻[8]發現油冷卻器采用順流方式,增大液位高度、降液管內徑、回氣管內徑均能降低熱阻,增大熱虹吸油冷卻系統的換熱量。

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目前關于熱虹吸油冷卻循環的理論分析和實驗研究較少,本文將建立熱虹吸油冷卻系統的理論模型,分析結構參數和運行參數對其換熱性能的影響,并進行實驗驗證,為熱虹吸油冷卻系統的設計優化提供參考。

1 理論模型

1.1 系統介紹

熱虹吸油冷卻系統示意圖如圖1所示,熱虹吸油冷卻系統的結構參數見表1所列。壓縮機排出的油氣混合物進入油分離器分離,分離后的高溫制冷劑進入冷凝器冷凝。冷凝器出口的液態制冷劑和油冷卻器返回的飽和制冷劑在熱虹吸罐內混合,混合后的制冷劑分為2路：一路進入儲液器,往蒸發器供液;另一路制冷劑則進入油冷卻器內吸熱部分蒸發,然后經過兩相管回到熱虹吸罐并分離,分離后的制冷劑氣體通過回氣管進入冷凝器前氣體管道,然后進入冷凝器冷凝。經油分離器分離出的潤滑油進入油冷卻器冷卻,冷卻后的潤滑油回到壓縮機。熱虹吸油冷卻系統基于采用R404A制冷劑的制冷系統進行分析。

表1 熱虹吸油冷卻系統的結構參數

1.2 模型建立

2.1.2 下降管管徑的影響

對于熱虹吸油冷卻系統,下降管內液柱的靜壓頭與各部件的壓降平衡,整個循環的壓力變化為0,即

∮dp=0

(1)

單向流壓降按單向流壓降公式計算,兩相流摩擦壓降計算公式為:

(2)

從圖4b可以看出，當管徑小于15mm,潤滑油出口溫度大于6 ℃,此時壓縮機會因油溫過高而停機;當管徑大于30 mm,潤滑油出口溫度保持不變,因此下降管管徑控制在15～30 mm較為合適,且在3 mm時,油冷卻系統性能最佳。

兩相流的重力壓降計算公式為:

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ΔPg,tp=ρgh

(3)

ρ=αρg+(1-α)ρl

(4)

(5)

其中:α為截面含氣率;x為制冷劑干度;ρ為制冷劑密度;u為運動黏度;g為重力加速度;h為高度差。

有時，我會在一個地方待上一整天，而不進行任何拍攝，只是傾聽和記錄故事。這種時候，我的工作已經超越了單一的攝影。

評價主要以過程性評價和總結性評價為主，包括教師評價、學生互評和自評[23]。教師評價就是教師對全體學生課上表現進行評價，評估學生的問題解決能力、創新能力、參與度。具體可采用記錄過程表、隨堂測驗等方式。學生互評包括小組成員內部評價和組間評價。學生根據實際情況填寫小組成員參與度評價表及對其他小組作品的評價表。自評主要是學生對自己在課程學習中的表現進行反思，正確認識自己，在反思中尋求進步。

油冷卻器內制冷劑側的壓降主要包括重力壓降、加速壓降、摩擦壓降3個部分,具體計算公式[9]如下:

ΔPe=ΔPelve+ΔPacce+ΔPfric

(6)

(7)

ΔPacce=G2(xo-xi)(1/ρg-1/ρl)

(8)

(9)

計算流程如圖2所示。

使用SPSS 17.0軟件對數據進行統計，計量數據使用表示。組間差異比較采用單因素方差分析，兩兩比較方差齊時采用LSD檢驗法，方差不齊時采用Dunnett’s T3進行兩兩比較。

1.2.2 換熱模型

假定制冷劑只在油冷卻器內換熱,在連接管內不進行換熱,油冷卻器制冷劑側換熱系數計算公式[10]為:

Nutp=982β1.101We0.315Bo0.320ρ-0.224

(10)

其中:Nutp為流體努塞爾數;β為油冷卻器V型角度;We為韋伯數;Bo為沸騰數。

1.3 計算流程

其中:ΔPe為油冷卻器內制冷劑側的壓降;ΔPelve為重力壓降;ΔPacce為加速壓降;ΔPfric為摩擦壓降;G為制冷劑質量流速;ftp為摩擦因子;Lp為油冷卻器端口高度差;dh為油冷卻器當量直徑。

圖2 計算流程

模型的輸入參數包括系統的結構參數和進口參數;假設參數為冷凝回路質量流量qmc、熱虹吸罐內制冷劑溫度Ttt、冷卻回路制冷劑質量流量qmo。根據動量守恒、能量守恒、質量守恒對這些參數進行迭代求解,且壓力、焓值、質量流量的收斂誤差為0.1 kPa、0.1 kJ/kg、0.001 kg/s。輸出參數為冷卻回路的制冷劑質量流量、油冷卻系統的換熱量以及潤滑油出口溫度。

2 性能分析

2.1 結構參數的影響

基于建立的理論模型,針對結構參數對熱虹吸油冷卻系統換熱性能的影響,采用固定變量法來進行分析,主要分析不同結構參數條件下系統的制冷劑質量流量、換熱量、潤滑油出口溫度的變化。

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對于扦插繁殖，采用一定生長激素處理插穗能夠輔助其生根發芽。生根粉能通過強化、調控植物內源激素的含量和重要酶的活性，促進生物大分子的合成，誘導植物不定根或不定芽的形成，調節植物代謝強度等作用。IAA(吲哚-3-乙酸)是一種植物體內普遍存在的內源生長素，其基本作用在于不僅能促進生長，還具有抑制生長和器官建成的作用。NAA(萘乙酸)具有促進細胞分裂與擴大，誘導形成不定根，增加坐果，防止落果，改變雌、雄花比率等作用。研究表明，生根粉處理的小花清風藤扦插繁殖成活率較高，其中，以生根粉150 mg/L的成活率最高，可作為小花清風藤扦插生產過程中插穗處理的生長激素。

2.1.1 液位高度差的影響

實驗測量的參數主要包括冷凝器出口制冷劑溫度和壓力、油冷卻器進口制冷劑溫度和壓力、油冷卻器出口制冷劑溫度和壓力、油冷卻器進口潤滑油溫度、油冷卻器出口潤滑油溫度、制冷劑質量流量、潤滑油流量。熱虹吸油冷卻系統的換熱量計算公式為:

液位高度差(熱虹吸罐液位與油冷卻器制冷劑進口的高度差)對熱虹吸油冷卻系統換熱性能的影響如圖3所示。

圖3 液位高度差的影響

從圖3a可以看出，高度差從1 m增加到5 m,換熱量從26.4 kW增長至37.0 kW,增長了40%,這主要是由于系統循環驅動力會隨著高度差的增大而增大,使得制冷劑質量流量和換熱量也隨之增大。一方面,油冷卻器進口的制冷劑帶有一定的過冷度,質量流量的增大會導致過冷換熱區域增大,兩相換熱區域減小;另一方面,制冷劑在油冷卻器內的蒸發溫度隨著高度差的增加而升高,削弱了制冷劑和潤滑油的換熱。因此當高度差大于5 m,雖然制冷劑質量流量還有較大的增長,但換熱量的變化卻趨于平緩。

從圖3b可以看出，高度差為3～5 m時,油冷卻器潤滑油出口的溫度保持在55～60 ℃,該溫度范圍能保證螺桿制冷機組的穩定運行。

1.2.1 壓降模型

一般存在于項目前期階段不完整，施工中形成的更多的矛盾，使施工方疲于應付各種局部的矛盾，削弱了能源管理的質量。還有就是負責人考慮到自己利益或者別的因素而對設計和監管工作進行過多的干擾，也會對工程的進展以及質量產生一些影響。

下降管管徑(熱虹吸罐至油冷卻器的連接管管徑)對熱虹吸油冷卻系統換熱性能的影響如圖4所示。

圖4 下降管管徑的影響

從圖4a可以看出，當下降管管徑從15 mm增大至30 mm,制冷劑質量流量增長了71.4%,系統換熱量從27.5 kW增長到34.6 kW,增長了25.8%。這是由于隨著管徑增大,下降管內液柱提供的靜壓頭與各部件的壓降平衡被破壞,為了消除壓差,制冷劑質量流量增大,使得換熱量也隨之增大;而當管徑大于30 mm,雖然制冷劑的質量流量有微小的增長,但制冷劑質量流量的增大會使得油冷卻器內過冷換熱面積增大,兩相換熱面積減小,因此換熱量保持不變。

2.1.3 兩相管管徑的影響

按照正交表L25(56)進行熱虹吸油冷卻系統換熱量的模擬計算,計算結果見表3所列,模擬計算的分析結果見表4所列。從表4可以看出，熱虹吸油冷卻系統的換熱量在26.28～36.7 kW內變化,其中冷凝溫度起的作用占68.5%,潤滑油進口溫度起的作用占24.2%,而潤滑油的流量起的作用僅占7.0%。

圖5 兩相管管徑的影響

兩相管管徑的增大降低了管內制冷劑的摩擦壓降,下降管內液柱提供的靜壓頭與各部件壓降的平衡被打破,為了平衡壓差,制冷劑質量流量增大,促進了油冷卻器的熱量傳輸,換熱量也隨之增大。從圖5a可以看出，當兩相管管徑從20 mm增大至45 mm,制冷劑質量流量增長了85.8%,系統換熱量從32.1 kW增長到38.7 kW,增長了20%。由于油冷卻器內容積和換熱面積有限,當兩相管管徑大于45 mm,制冷劑的質量流量和換熱量均保持不變。從圖5b可以看出，當兩相管管徑在20～50 mm的范圍內變化時,潤滑油出口溫度始終低于60 ℃,說明在該范圍內壓縮機始終能保持穩定運行,且兩相管管徑為45 mm時,熱虹吸油冷卻系統的性能最佳。

2.2 運行參數的影響

基于建立的理論模型,采用正交分析法來分析不同運行參數對熱虹吸油冷卻系統換熱量的影響。運行參數包括螺桿制冷機組的冷凝溫度、潤滑油的流量、潤滑油的進口溫度(油分后),每個影響因素的水平數為5,具體取值見表2所列。

表2 因素和水平數

兩相管管徑(油冷卻器至熱虹吸罐的連接管管徑)對熱虹吸油冷卻系統換熱性能的影響如圖5所示。

熱虹吸油冷卻系統的結構參數保持不變,制冷劑在油冷卻器內的蒸發溫度僅受冷凝溫度影響。油冷卻器的換熱面積一定時,換熱量由潤滑油與制冷劑的換熱溫差、制冷劑質量流量、潤滑油的質量流量共同決定,且溫差對換熱量的影響最大。冷凝溫度和潤滑油進口溫度的改變會同時影響換熱溫差和制冷劑質量流量,因此冷凝溫度和潤滑油進口溫度是引起換熱量變化的主要因素;而潤滑油進口溫度的變化僅會影響制冷劑的質量流量,因此潤滑油流量是引起換熱量變化的次要因素。

我們先后在浙江天目山、大盤山、臺州大神仙居、溫州雁蕩山、溫州烏巖嶺、溫州龍灣潭、天臺山、嵊泗列島和臺灣宜蘭縣、南投縣、新北市等地，采集到缺齒蓑蘚11個地理居群(圖1)的106份樣本。11個居群的地理信息詳見表1。從每個地理居群中隨機選取位于4～9個不同樹干上的蘚叢，各樹間的距離在50 m以上，以避免重復取樣。將各蘚叢中分出的枝條作為不同個體，放入裝有變色硅膠的封口袋中，帶回實驗室冷凍保存、備用。憑證標本保存于上海師范大學標本館(SHNU)。

表3 正交分析方法的模擬計算結果

表4 模擬計算結果的方差分析

3 實驗及驗證

熱虹吸油冷卻系統的實驗臺如圖6所示,實驗工況見表5所列。

以往的文獻，對船舶作業的風險進行很有成效的量化研究。文獻[1]通過對新加坡海峽交通實態進行調查的基礎上，應用灰色關聯分析方法，在確定組合權重的基礎上，獲得與實際情況相一致的不同航段的交通環境風險排序。文獻[2]結合廣州港水域船舶航行安全的實際情況，確定可能導致事故的高風險區，明確解決航行安全問題。文獻[3]從人、船舶和環境分析大型散貨船夜間進出天津港的風險，提出安全保障措施及建議。但這些研究僅突出分析船舶作業的總體風險，不能表現船舶作業過程的風險變化。

Q=VoCoDo(Tino-Touto)

(11)

其中:Q為換熱量;Vo為潤滑油流量，單位m3/s;Co為潤滑油比熱,單位kJ/(kg·℃);Do為潤滑油密度,單位kg/m3;Tino為潤滑油進口溫度;Touto為潤滑油出口溫度。

1.壓縮機 2.油分離器 3.冷凝器 4.熱虹吸罐 5.儲液器 6.流量計 7.油冷卻器 8.油混合閥 9.膨脹閥10.蒸發器 11.氣液分離器圖6 實驗系統示意圖

表5 實驗工況

系統模擬結果與實驗結果的相對誤差如圖7所示。

由圖7可知，制冷劑質量流量的相對誤差小于7%,換熱量的相對誤差小于5%,說明使用該數值理論模型來研究結構參數和運行參數對熱虹吸油冷卻系統性能的影響是合理的。

圖7 模擬值和實驗值的相對誤差

在5種實驗工況下,壓縮機的排氣溫度均為8 ℃,這是因為一旦螺桿壓縮機的排氣溫度超過8 ℃,潤滑油流量會增大,從而將排氣溫度降低至8 ℃,所以不考慮通過實驗來驗證潤滑油進口溫度對換熱量的影響。

鞣酸與蛋白質結合成具有收斂作用的鞣酸蛋白質，使腸蠕動減慢，從而延長糞便在腸道內停留的時間。不但易造成便秘，而且還增加了有毒物質和致癌物質被人體吸收的可能性，所以餐后不可立即飲茶，特別不要立即喝濃茶。

實驗測得的換熱量和制冷劑質量流量如圖8所示。從圖8可以看出,雖然工況1的制冷劑質量流量不是最大的,但換熱量最大,這是因為該工況下冷凝溫度最低,使得油冷卻器內制冷劑的蒸發溫度也最低,制冷劑與潤滑油的換熱溫差最大,所以換熱量最高。分別對比工況2與工況3、工況4與工況5發現，當冷凝溫度相同時,油冷卻系統的換熱量取決于潤滑油流量,潤滑油流量越大,制冷劑質量流量越大,因此換熱量也越大。

圖8 5種工況實驗值

4 結 論

本文對螺桿制冷機組的熱虹吸油冷卻系統傳熱和流動的理論和實驗進行研究，得出如下結論:

(1) 循環驅動力會隨著高度差的增大而增大,使得制冷劑質量流量和換熱量也隨之增大。液位高度差從1 m增大至5 m,換熱量增長了40.0%。

(2) 系統循環阻力隨著下降管和兩相管管徑的增大而下降,使得制冷劑質量流量增大,換熱量也隨之增大。隨著下降管和兩相管的管徑增大,換熱量分別增長了25.8%、20.0%。

(3) 冷凝溫度、潤滑油進口溫度、潤滑油流量對換熱量的貢獻率分別為68.5%、24.2%、7.0%,因此冷凝溫度和潤滑油進口溫度是引起換熱量變化的主要因素,潤滑油流量是引起換熱量變化的次要因素。