微型空调机组仿真

2010-02-21 05:34:22钟晓晖勾昱君翟玉玲周树光
兵工学报 2010年11期
关键词:散热量液冷制冷量

钟晓晖,勾昱君,翟玉玲,周树光

(1.河北理工大学 冶金与能源学院,河北 唐山063009;2.唐山学院 土木工程系,河北 唐山063000)

在大量的微气候控制应用中,人员必须穿着防护服,而防护服严重阻碍了身体热量的散发。在现代战争中来自于核生化战场的威胁迫使战斗人员穿着防护服,而身穿防护服降低了战斗人员的作战效能。在炎热环境中从事高强度劳动的工作人员也容易受到热应激,特别是身穿防护服时。这种条件下,在受到热应激之前工作人员能够执行任务的时间是十分有限的。在炎热环境中工作时,冷却身体既可以提高工作效率同时又降低了热应激的可能性。目前效率最高的身体冷却方式是液冷服系统。该系统与其它身体冷却系统的主要不同点在于循环工质把皮肤散出的热传递给微型空调系统。微型空调系统的主要功能是在高温湿热环境中吸收人体的热负荷,维持身体核心温度的恒定,以提高作战人员在高热环境中的作战能力,延长作战时间[1-2]。

微型空调是先进微型能量系统在工程中应用的典型范例,美国的Natick 单兵中心、Aspen 公司、Foster-Miller公司和PNNL 国家实验室等从20世纪90年代初期就开始从事这方面的研究[3-6],Natick单兵中心、Aspen 公司、Foster-Miller 公司主要研制的是微型蒸汽压缩空调系统,而PNNL 国家实验室主要研制吸收式制冷系统,到目前为止,已经有多个型号的微型空调系统样机研制成功,而且Foster-Miller公司研制的微型蒸汽压缩空调机组已经被美军在伊拉克战争中使用。国内钟晓晖等[7-8]研制了微型蒸汽压缩式空调机组的样机,并对空调机组微型化以后引起的熵产变化进行了分析。

综上所述,微型空调已经引起了世界上的广泛重视,微型空调机组采用微型换热器,和传统的空调机组相比,传热得到强化,机组效率得以提高,目前国内外对微型空调机组的研究还处于样机研制阶段,机组的质量和性能还不够理想。事实上,由于种种原因,能够搜集到的国内外论述微型空调的相关文献亦极少,从微型空调机组开发的角度考虑,在机组仿真优化和轻量化等方面的研究亟待加强。

1 微型空调机组简介

微型空调系统可以使冷却液沿人体表面循环,对人体进行冷热调节,制造一种微气候环境。微型空调系统由微型空调机组(图1)和液冷服组成,微型空调机组包括微型电机、三角转子压缩机、平行流式冷凝器、毛细管、螺旋管蒸发器等,采用12 V 高能锂离子聚合物电池,可持续运行2 h.空调机组大小:265 mm ×250 mm ×120 mm,总质量约2.85 kg,在40 ℃的环境温度下可以产生约300 W 的制冷量。

图1 微型空调机组部件Fig.1 Components of miniature air-conditioning unit

微型空调机组采用局部性液冷服,局部性液冷服主要包括液冷头盔、液冷背心等。液冷服内有细小管路,当人穿着液冷服时,由泵将冷却液打出,通过管路流入液冷服,冷却液降低了人体温度后流至一个热交换器,热交换器与微型空调机组相联,冷却液在此处被冷却后又进入循环,周而复始循环制冷。

压缩机的效率高低是整个空调机组的关键,微型空调机组的首要目标是质量轻,而三角转子压缩机具有结构简单、效率高、寿命长、振动小、噪音低、体小量轻及适合高速运转等优点[9-10],图1中的微型三角转子压缩机采用铸铁和铝合金制造,直径0.05 m,高0.07 m,质量只有0.4 kg.压缩机为半封闭式,通过弹性连轴器与直流无刷电机相联,可以变转速运行。压缩机的冷却方式为风冷,气缸和端盖用空气冷却,三角转子采用润滑油进行冷却。

平流式冷凝器是由管带式冷凝器发展而成,也是由扁管和散热片组成,它吸收了管带式的各项新技术,其结构先进,换热系数高,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,是技术上较成熟的一种产品[11]。为微型空调机组设计开发了微型多元平行流冷凝器,即在平行流式结构的基础上加设隔断的变通程结构,并对其进行了优化设计。

微型空调机组采用微型螺旋管蒸发器,其质量只有0.16 kg,通过流动表面的粗糙处理及内部加扭转带来强化传热。

因为机组的制冷量较小,且对制冷量的需求变化不大,故用毛细管做空调机组的节流装置。

液冷背心的设计采用5 层复合体,中间为聚氨酯管,两侧用聚氨酯粘合剂粘贴紫铜丝网以增加导热性,最后外层用聚氨酯薄膜复合纯棉针织物包裹起来,尽量减少复合服装内的空气含量,从而减少空气热阻,增加服装良好的导热性能。

液冷背心采用多管路直通式设计(见图2),水流从髋臀之间的总进水管流入,分流上行至背部,绕过肩向下,经胸腹部到达腰部,然后横行折向髋臀部汇入总出水管。覆盖全身约40% 的体表面积。一件液冷背心未充满水时总质量约550 g,充满水时总质量约690 g.

图2 液冷背心Fig.2 Liquid cooling vest

2 液冷服散热模型及分析

2.1 散热模型

液冷服的散热模型[12]为

式中:Q 为液冷服总散热量(W);qm为冷却液的流量(kg/h);ρ 为冷却液的密度(kg/m3);Cpl为冷却液的比热(kJ/(kg·K));D 为管路外径(m);μ 为管路覆盖皮肤有效面积比;Tskin为皮肤平均温度(℃);Ten为空气层温度(℃);Tin为进口液温(℃);K1为液冷服与人体的传热系数(W/(m2·K));K2为液冷服与空气层的传热系数(W/(m2·K);Li为第i 根管路的长度(m).

2.2 液冷服散热能力分析

利用液冷服散热模型对所要设计的液冷背心进行参数优化,确定液冷背心各参数即管路长度、冷却水流量、进口液温等对散热量的相互影响。冷却液管路采用PU 管,管外径D=3 mm,管内径d =1.8 mm;液冷背心单根管路的长度是根据液冷背心的尺码所决定的,此处取L=1.17 m.

2.2.1 散热量与进口液温的关系

选定管径D=3 mm,冷却水质量流量为50 kg/h,管路长度分别为30、40、50、60、70 m 时,散热量与进口液温的关系如图3所示。从图3中可以看出,散热量受进口液温的影响较大,要想获得较大的散热量就必须降低进口液温。

图3 散热量与进口液温的关系Fig.3 Relationship between heat dissipationand inlet water temperature

2.2.2 散热量与冷却水质量流量的关系

选定管径D=3 mm,管路L =50 m,进口液温分别取Tin=8 ℃、12 ℃、16 ℃、20 ℃、24 ℃时,散热量与冷却水质量流量的关系如图4所示。

从图4可知,散热量随着冷却水质量流量的增加而增加,流量过小时散热量也小,流量大时散热量也增大,但是过大的流量又受管道结构、管道强度及水泵的扬程所限制。

2.2.3 散热量与管路长度的关系

图4 散热量与冷却水质量流量的关系Fig.4 Relationship between heat dissipation and cooling water mass flow

选定进口液温Tin=16 ℃,管径D =3 mm,冷却水的质量流量分别取30、40、50、60、70 kg/h 时,散热量与管路长度的关系如图5所示。从图5可以看出,在质量流量相同的情况下散热量随管路长度的增加而增加,但是并非线性关系,而当管长增加到一定程度时,散热量增加将变得不明显,这是因为管路太长,液冷服中管路变得密集,使得管路与皮肤之间的热交换相互制约,因此在图中,散热量随着管路的增长最终趋于稳定。

图5 散热量与管路长度的关系Fig.5 Relationship between heat dissipation and pipe length

综上所述,液冷背心的各参数即管路长度、冷却水质量流量、进口液温等对散热量的影响是相互关联的。

3 微型空调机组仿真优化

微型空调机组虽然是一种新型的便携式空调装置,但其所用的主要部件都经过了多年的发展完善,基础理论研究亦相当完备,具有完整的基础理论体系。微型空调机组仿真是以这些基础理论为依据,通过对各主要部件建模,并将各部件模型有机耦合,联立求解,实现对整个装置性能的模拟。因此计算机仿真技术应用于微型空调机组是完全可行的。

3.1 模型验证

本文以所研制的微型空调机组为原型,从实用性出发,建立了空气—水微型空调机组的稳态仿真模型[13]。为验证模型的准确性,利用机组仿真程序计算了在与试验工况蒸发器进水温度、流量相同的情况下机组的制冷量、功率等参数。机组制冷量实测结果与模拟结果如图6所示,机组功率实测结果与模拟结果,如图7所示。从对比结果可以看出,模拟的机组制冷量与实测值比较接近,制冷量除个别点误差超过5%以外,其余均低于5%.压缩机功率在低转速和高转速时误差稍大,最大误差为5.8 W左右,除个别点误差超过5%以外,其余均低于5%.可以说仿真基本达到要求,计算结果比较可靠,这为后续的机组优化研究奠定了基础。

图6 机组制冷量实测结果与模拟结果Fig.6 Experiment and simulation results of refrigeration output

图7 机组功率实测结果与模拟结果Fig.7 Experiment and simulation results of input power

空调机组结构参数的变化包括蒸发器、冷凝器传热面积的变化,毛细管、压缩机尺寸的改变以及制冷剂充注量的变化。当其中任一参数改变时,机组的性能都将发生变化。因此空调机组的匹配过程即为机组的优化设计过程。

优化参数是指优化计算中的可变量。优化计算过程就是改变这些变量,寻找最佳组合。对空调机组来说,压缩机排气量的大小、冷凝器、蒸发器的管径与传热面积、毛细管结构尺寸等参数都可以作为优化参数。在设计过程中,有些参数是允许连续取值的,如螺旋管式换热器的传热面积等,但有些参数是不能连续变化的,如压缩机的排气量等。由于优化设计程序只能对连续参数进行计算,所以包括非连续参数的优化就会变得非常复杂。

3.2 优化方法

空调机组在实际使用过程中,存在一个有代表性的工况点,机组在大部分时间内都运行在此工况点附近。因此如何使机组在该工况点运行时,性能达到最优,即对机组进行最佳匹配,成为机组优化的目标。本文的优化目标是在满足制冷量和一定性能系数的前提下,使冷凝器和蒸发器的总长度最短,从而使机组总重量最小。根据前面建立的空调机组模型,通过改变换热器的结构参数,得出了不同条件下机组的性能参数。在计算时,除变量外,其它参数均采用试验系统的实际数据,如制冷剂充注量、压缩机排气量等,计算的工况为:环境温度40 ℃,冷凝器迎面风速3 m/s,蒸发器进口水温21 ℃,冷冻水流量受水泵扬程限制设定为50 kg/h.

3.3 结果分析

图8~图11分别给出了在其它参数不变的情况下,改变蒸发器和冷凝器长度时,机组各项性能参数的变化情况。

图8 蒸发器螺旋管长度对制冷量的影响Fig.8 Refrigeration output in different evaporator lengths

根据模拟结果可知,对应某一制冷量,冷凝器和蒸发器长度存在多种组合。根据冷凝器和蒸发器总长度最小、机组制冷性能系数(COPc)最大的优化目标,得到机组冷凝器和蒸发器的最佳匹配:即冷凝器长度为1.6 m,蒸发器长度为0.7 m.

图9 蒸发器螺旋管长度对COPc 的影响Fig.9 COPc in different evaporator lengths

图10 冷凝器扁管长度对制冷量的影响Fig.10 Refrigeration output in different condenser lengths

图11 冷凝器扁管长度对COPc 的影响Fig.11 COPc in different condenser lengths

4 结论

微型空调机组的首要目标是质量轻,因此优化目标是在满足制冷量和一定性能系数的前提下,冷凝器和蒸发器的总长度最短,从而实现机组轻量化的要求,与实验结果对比表明,仿真模型可以较好的反映微型空调机组的运行。本文的优化只涉及连续变量,进一步的研究工作应考虑压缩机排气量、外壳尺寸等非连续变化因素对机组性能的影响。

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