热虹吸油冷却系统的性能分析和实验验证

江文彬, 江 斌, 张 锐, 张文成, 胡远洋

(1.合肥工业大学 汽车与交通工程学院,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)

螺杆压缩机运行过程中润滑油温度升高,过高的润滑油温度会造成润滑油性能指标衰减,润滑作用减弱、密封性降低、冷却效果不良,严重时会造成压缩机过度磨损、工作寿命缩短或压缩机损坏,因此必须对压缩机排出的润滑油进行冷却,保持最佳的压缩机供油温度,这对提高制冷系统的可靠性和工作效率十分重要。相较于其他油冷却方式,热虹吸油冷却系统因其可靠性、灵活性且无需驱动泵等特性而最适合应用到螺杆制冷机组上。

热虹吸油冷却循环的原理与分离式热管一致,参考国内外学者关于分离式热管的研究对热虹吸油冷却系统进行相关分析。文献[1]实验研究了分离式热管在不同高度差下的传热性能,冷凝器和蒸发器的高度差为1 m的分离式热管比高度差为0.8 m的分离式热管的传热能力高9.57%;文献[2]的研究发现，随着连接管长度的增加,循环阻力的增大使得制冷剂质量流量减小,从而导致分离式热管的制冷量下降,但蒸发器出口制冷剂的干度随之增大;文献[3]研究了上升管管径对系统性能的影响,分离式热管的换热速率随上升管直径的增大而略有增加;文献[4]研究了蒸发段通道管径对系统流动稳定性和蒸发段换热系数的影响,结果表明,随着通道管径增加,流动稳定性增强,蒸发段换热系数随着管径和热流密度的增大而增加;文献[5]实验对比了分别采用翅片管换热器和微通道换热器的分离式热管,发现采用微通道换热器系统工质的充注量降低了51.9%,系统能效比(energy efficiency ratio,EER)提高了2.8%;文献[6]的实验结果表明，微通道分离式热管制冷剂的最佳充液率范围为88%～101%;文献[7]研究发现系统中氨工质的循环倍率为8.7,远远超出设计值,且两相管的重力压降是循环阻力的主要因素,占到1/2以上;文献[8]发现油冷却器采用顺流方式,增大液位高度、降液管内径、回气管内径均能降低热阻,增大热虹吸油冷却系统的换热量。

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目前关于热虹吸油冷却循环的理论分析和实验研究较少,本文将建立热虹吸油冷却系统的理论模型,分析结构参数和运行参数对其换热性能的影响,并进行实验验证,为热虹吸油冷却系统的设计优化提供参考。

1 理论模型

1.1 系统介绍

热虹吸油冷却系统示意图如图1所示,热虹吸油冷却系统的结构参数见表1所列。压缩机排出的油气混合物进入油分离器分离,分离后的高温制冷剂进入冷凝器冷凝。冷凝器出口的液态制冷剂和油冷却器返回的饱和制冷剂在热虹吸罐内混合,混合后的制冷剂分为2路：一路进入储液器,往蒸发器供液;另一路制冷剂则进入油冷却器内吸热部分蒸发,然后经过两相管回到热虹吸罐并分离,分离后的制冷剂气体通过回气管进入冷凝器前气体管道,然后进入冷凝器冷凝。经油分离器分离出的润滑油进入油冷却器冷却,冷却后的润滑油回到压缩机。热虹吸油冷却系统基于采用R404A制冷剂的制冷系统进行分析。

表1 热虹吸油冷却系统的结构参数

1.2 模型建立

2.1.2 下降管管径的影响

对于热虹吸油冷却系统,下降管内液柱的静压头与各部件的压降平衡,整个循环的压力变化为0,即

∮dp=0

(1)

单向流压降按单向流压降公式计算,两相流摩擦压降计算公式为:

(2)

从图4b可以看出，当管径小于15mm,润滑油出口温度大于6 ℃,此时压缩机会因油温过高而停机;当管径大于30 mm,润滑油出口温度保持不变,因此下降管管径控制在15～30 mm较为合适,且在3 mm时,油冷却系统性能最佳。

两相流的重力压降计算公式为:

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ΔPg,tp=ρgh

(3)

ρ=αρg+(1-α)ρl

(4)

(5)

其中:α为截面含气率;x为制冷剂干度;ρ为制冷剂密度;u为运动黏度;g为重力加速度;h为高度差。

有时，我会在一个地方待上一整天，而不进行任何拍摄，只是倾听和记录故事。这种时候，我的工作已经超越了单一的摄影。

评价主要以过程性评价和总结性评价为主，包括教师评价、学生互评和自评[23]。教师评价就是教师对全体学生课上表现进行评价，评估学生的问题解决能力、创新能力、参与度。具体可采用记录过程表、随堂测验等方式。学生互评包括小组成员内部评价和组间评价。学生根据实际情况填写小组成员参与度评价表及对其他小组作品的评价表。自评主要是学生对自己在课程学习中的表现进行反思，正确认识自己，在反思中寻求进步。

油冷却器内制冷剂侧的压降主要包括重力压降、加速压降、摩擦压降3个部分,具体计算公式[9]如下:

ΔPe=ΔPelve+ΔPacce+ΔPfric

(6)

(7)

ΔPacce=G2(xo-xi)(1/ρg-1/ρl)

(8)

(9)

计算流程如图2所示。

使用SPSS 17.0软件对数据进行统计，计量数据使用表示。组间差异比较采用单因素方差分析，两两比较方差齐时采用LSD检验法，方差不齐时采用Dunnett’s T3进行两两比较。

1.2.2 换热模型

假定制冷剂只在油冷却器内换热,在连接管内不进行换热,油冷却器制冷剂侧换热系数计算公式[10]为:

Nutp=982β1.101We0.315Bo0.320ρ-0.224

(10)

其中:Nutp为流体努塞尔数;β为油冷却器V型角度;We为韦伯数;Bo为沸腾数。

1.3 计算流程

其中:ΔPe为油冷却器内制冷剂侧的压降;ΔPelve为重力压降;ΔPacce为加速压降;ΔPfric为摩擦压降;G为制冷剂质量流速;ftp为摩擦因子;Lp为油冷却器端口高度差;dh为油冷却器当量直径。

图2 计算流程

模型的输入参数包括系统的结构参数和进口参数;假设参数为冷凝回路质量流量qmc、热虹吸罐内制冷剂温度Ttt、冷却回路制冷剂质量流量qmo。根据动量守恒、能量守恒、质量守恒对这些参数进行迭代求解,且压力、焓值、质量流量的收敛误差为0.1 kPa、0.1 kJ/kg、0.001 kg/s。输出参数为冷却回路的制冷剂质量流量、油冷却系统的换热量以及润滑油出口温度。

2 性能分析

2.1 结构参数的影响

基于建立的理论模型,针对结构参数对热虹吸油冷却系统换热性能的影响,采用固定变量法来进行分析,主要分析不同结构参数条件下系统的制冷剂质量流量、换热量、润滑油出口温度的变化。

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对于扦插繁殖，采用一定生长激素处理插穗能够辅助其生根发芽。生根粉能通过强化、调控植物内源激素的含量和重要酶的活性，促进生物大分子的合成，诱导植物不定根或不定芽的形成，调节植物代谢强度等作用。IAA(吲哚-3-乙酸)是一种植物体内普遍存在的内源生长素，其基本作用在于不仅能促进生长，还具有抑制生长和器官建成的作用。NAA(萘乙酸)具有促进细胞分裂与扩大，诱导形成不定根，增加坐果，防止落果，改变雌、雄花比率等作用。研究表明，生根粉处理的小花清风藤扦插繁殖成活率较高，其中，以生根粉150 mg/L的成活率最高，可作为小花清风藤扦插生产过程中插穗处理的生长激素。

2.1.1 液位高度差的影响

实验测量的参数主要包括冷凝器出口制冷剂温度和压力、油冷却器进口制冷剂温度和压力、油冷却器出口制冷剂温度和压力、油冷却器进口润滑油温度、油冷却器出口润滑油温度、制冷剂质量流量、润滑油流量。热虹吸油冷却系统的换热量计算公式为:

液位高度差(热虹吸罐液位与油冷却器制冷剂进口的高度差)对热虹吸油冷却系统换热性能的影响如图3所示。

图3 液位高度差的影响

从图3a可以看出，高度差从1 m增加到5 m,换热量从26.4 kW增长至37.0 kW,增长了40%,这主要是由于系统循环驱动力会随着高度差的增大而增大,使得制冷剂质量流量和换热量也随之增大。一方面,油冷却器进口的制冷剂带有一定的过冷度,质量流量的增大会导致过冷换热区域增大,两相换热区域减小;另一方面,制冷剂在油冷却器内的蒸发温度随着高度差的增加而升高,削弱了制冷剂和润滑油的换热。因此当高度差大于5 m,虽然制冷剂质量流量还有较大的增长,但换热量的变化却趋于平缓。

从图3b可以看出，高度差为3～5 m时,油冷却器润滑油出口的温度保持在55～60 ℃,该温度范围能保证螺杆制冷机组的稳定运行。

1.2.1 压降模型

一般存在于项目前期阶段不完整，施工中形成的更多的矛盾，使施工方疲于应付各种局部的矛盾，削弱了能源管理的质量。还有就是负责人考虑到自己利益或者别的因素而对设计和监管工作进行过多的干扰，也会对工程的进展以及质量产生一些影响。

下降管管径(热虹吸罐至油冷却器的连接管管径)对热虹吸油冷却系统换热性能的影响如图4所示。

图4 下降管管径的影响

从图4a可以看出，当下降管管径从15 mm增大至30 mm,制冷剂质量流量增长了71.4%,系统换热量从27.5 kW增长到34.6 kW,增长了25.8%。这是由于随着管径增大,下降管内液柱提供的静压头与各部件的压降平衡被破坏,为了消除压差,制冷剂质量流量增大,使得换热量也随之增大;而当管径大于30 mm,虽然制冷剂的质量流量有微小的增长,但制冷剂质量流量的增大会使得油冷却器内过冷换热面积增大,两相换热面积减小,因此换热量保持不变。

2.1.3 两相管管径的影响

按照正交表L25(56)进行热虹吸油冷却系统换热量的模拟计算,计算结果见表3所列,模拟计算的分析结果见表4所列。从表4可以看出，热虹吸油冷却系统的换热量在26.28～36.7 kW内变化,其中冷凝温度起的作用占68.5%,润滑油进口温度起的作用占24.2%,而润滑油的流量起的作用仅占7.0%。

图5 两相管管径的影响

两相管管径的增大降低了管内制冷剂的摩擦压降,下降管内液柱提供的静压头与各部件压降的平衡被打破,为了平衡压差,制冷剂质量流量增大,促进了油冷却器的热量传输,换热量也随之增大。从图5a可以看出，当两相管管径从20 mm增大至45 mm,制冷剂质量流量增长了85.8%,系统换热量从32.1 kW增长到38.7 kW,增长了20%。由于油冷却器内容积和换热面积有限,当两相管管径大于45 mm,制冷剂的质量流量和换热量均保持不变。从图5b可以看出，当两相管管径在20～50 mm的范围内变化时,润滑油出口温度始终低于60 ℃,说明在该范围内压缩机始终能保持稳定运行,且两相管管径为45 mm时,热虹吸油冷却系统的性能最佳。

2.2 运行参数的影响

基于建立的理论模型,采用正交分析法来分析不同运行参数对热虹吸油冷却系统换热量的影响。运行参数包括螺杆制冷机组的冷凝温度、润滑油的流量、润滑油的进口温度(油分后),每个影响因素的水平数为5,具体取值见表2所列。

表2 因素和水平数

两相管管径(油冷却器至热虹吸罐的连接管管径)对热虹吸油冷却系统换热性能的影响如图5所示。

热虹吸油冷却系统的结构参数保持不变,制冷剂在油冷却器内的蒸发温度仅受冷凝温度影响。油冷却器的换热面积一定时,换热量由润滑油与制冷剂的换热温差、制冷剂质量流量、润滑油的质量流量共同决定,且温差对换热量的影响最大。冷凝温度和润滑油进口温度的改变会同时影响换热温差和制冷剂质量流量,因此冷凝温度和润滑油进口温度是引起换热量变化的主要因素;而润滑油进口温度的变化仅会影响制冷剂的质量流量,因此润滑油流量是引起换热量变化的次要因素。

我们先后在浙江天目山、大盘山、台州大神仙居、温州雁荡山、温州乌岩岭、温州龙湾潭、天台山、嵊泗列岛和台湾宜兰县、南投县、新北市等地，采集到缺齿蓑藓11个地理居群(图1)的106份样本。11个居群的地理信息详见表1。从每个地理居群中随机选取位于4～9个不同树干上的藓丛，各树间的距离在50 m以上，以避免重复取样。将各藓丛中分出的枝条作为不同个体，放入装有变色硅胶的封口袋中，带回实验室冷冻保存、备用。凭证标本保存于上海师范大学标本馆(SHNU)。

表3 正交分析方法的模拟计算结果

表4 模拟计算结果的方差分析

3 实验及验证

热虹吸油冷却系统的实验台如图6所示,实验工况见表5所列。

以往的文献，对船舶作业的风险进行很有成效的量化研究。文献[1]通过对新加坡海峡交通实态进行调查的基础上，应用灰色关联分析方法，在确定组合权重的基础上，获得与实际情况相一致的不同航段的交通环境风险排序。文献[2]结合广州港水域船舶航行安全的实际情况，确定可能导致事故的高风险区，明确解决航行安全问题。文献[3]从人、船舶和环境分析大型散货船夜间进出天津港的风险，提出安全保障措施及建议。但这些研究仅突出分析船舶作业的总体风险，不能表现船舶作业过程的风险变化。

Q=VoCoDo(Tino-Touto)

(11)

其中:Q为换热量;Vo为润滑油流量，单位m3/s;Co为润滑油比热,单位kJ/(kg·℃);Do为润滑油密度,单位kg/m3;Tino为润滑油进口温度;Touto为润滑油出口温度。

1.压缩机 2.油分离器 3.冷凝器 4.热虹吸罐 5.储液器 6.流量计 7.油冷却器 8.油混合阀 9.膨胀阀10.蒸发器 11.气液分离器图6 实验系统示意图

表5 实验工况

系统模拟结果与实验结果的相对误差如图7所示。

由图7可知，制冷剂质量流量的相对误差小于7%,换热量的相对误差小于5%,说明使用该数值理论模型来研究结构参数和运行参数对热虹吸油冷却系统性能的影响是合理的。

图7 模拟值和实验值的相对误差

在5种实验工况下,压缩机的排气温度均为8 ℃,这是因为一旦螺杆压缩机的排气温度超过8 ℃,润滑油流量会增大,从而将排气温度降低至8 ℃,所以不考虑通过实验来验证润滑油进口温度对换热量的影响。

鞣酸与蛋白质结合成具有收敛作用的鞣酸蛋白质，使肠蠕动减慢，从而延长粪便在肠道内停留的时间。不但易造成便秘，而且还增加了有毒物质和致癌物质被人体吸收的可能性，所以餐后不可立即饮茶，特别不要立即喝浓茶。

实验测得的换热量和制冷剂质量流量如图8所示。从图8可以看出,虽然工况1的制冷剂质量流量不是最大的,但换热量最大,这是因为该工况下冷凝温度最低,使得油冷却器内制冷剂的蒸发温度也最低,制冷剂与润滑油的换热温差最大,所以换热量最高。分别对比工况2与工况3、工况4与工况5发现，当冷凝温度相同时,油冷却系统的换热量取决于润滑油流量,润滑油流量越大,制冷剂质量流量越大,因此换热量也越大。

图8 5种工况实验值

4 结 论

本文对螺杆制冷机组的热虹吸油冷却系统传热和流动的理论和实验进行研究，得出如下结论:

(1) 循环驱动力会随着高度差的增大而增大,使得制冷剂质量流量和换热量也随之增大。液位高度差从1 m增大至5 m,换热量增长了40.0%。

(2) 系统循环阻力随着下降管和两相管管径的增大而下降,使得制冷剂质量流量增大,换热量也随之增大。随着下降管和两相管的管径增大,换热量分别增长了25.8%、20.0%。

(3) 冷凝温度、润滑油进口温度、润滑油流量对换热量的贡献率分别为68.5%、24.2%、7.0%,因此冷凝温度和润滑油进口温度是引起换热量变化的主要因素,润滑油流量是引起换热量变化的次要因素。