鐘曉暉，勾昱君，翟玉玲，周樹光

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

在大量的微氣候控制應(yīng)用中，人員必須穿著防護(hù)服，而防護(hù)服嚴(yán)重阻礙了身體熱量的散發(fā)。在現(xiàn)代戰(zhàn)爭(zhēng)中來自于核生化戰(zhàn)場(chǎng)的威脅迫使戰(zhàn)斗人員穿著防護(hù)服，而身穿防護(hù)服降低了戰(zhàn)斗人員的作戰(zhàn)效能。在炎熱環(huán)境中從事高強(qiáng)度勞動(dòng)的工作人員也容易受到熱應(yīng)激，特別是身穿防護(hù)服時(shí)。這種條件下，在受到熱應(yīng)激之前工作人員能夠執(zhí)行任務(wù)的時(shí)間是十分有限的。在炎熱環(huán)境中工作時(shí)，冷卻身體既可以提高工作效率同時(shí)又降低了熱應(yīng)激的可能性。目前效率最高的身體冷卻方式是液冷服系統(tǒng)。該系統(tǒng)與其它身體冷卻系統(tǒng)的主要不同點(diǎn)在于循環(huán)工質(zhì)把皮膚散出的熱傳遞給微型空調(diào)系統(tǒng)。微型空調(diào)系統(tǒng)的主要功能是在高溫濕熱環(huán)境中吸收人體的熱負(fù)荷，維持身體核心溫度的恒定，以提高作戰(zhàn)人員在高熱環(huán)境中的作戰(zhàn)能力，延長(zhǎng)作戰(zhàn)時(shí)間［1-2］。

微型空調(diào)是先進(jìn)微型能量系統(tǒng)在工程中應(yīng)用的典型范例，美國(guó)的Natick 單兵中心、Aspen 公司、Foster-Miller公司和PNNL 國(guó)家實(shí)驗(yàn)室等從20世紀(jì)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(diào)系統(tǒng)，而PNNL 國(guó)家實(shí)驗(yàn)室主要研制吸收式制冷系統(tǒng)，到目前為止，已經(jīng)有多個(gè)型號(hào)的微型空調(diào)系統(tǒng)樣機(jī)研制成功，而且Foster-Miller公司研制的微型蒸汽壓縮空調(diào)機(jī)組已經(jīng)被美軍在伊拉克戰(zhàn)爭(zhēng)中使用。國(guó)內(nèi)鐘曉暉等［7-8］研制了微型蒸汽壓縮式空調(diào)機(jī)組的樣機(jī)，并對(duì)空調(diào)機(jī)組微型化以后引起的熵產(chǎn)變化進(jìn)行了分析。

綜上所述，微型空調(diào)已經(jīng)引起了世界上的廣泛重視，微型空調(diào)機(jī)組采用微型換熱器，和傳統(tǒng)的空調(diào)機(jī)組相比，傳熱得到強(qiáng)化，機(jī)組效率得以提高，目前國(guó)內(nèi)外對(duì)微型空調(diào)機(jī)組的研究還處于樣機(jī)研制階段，機(jī)組的質(zhì)量和性能還不夠理想。事實(shí)上，由于種種原因，能夠搜集到的國(guó)內(nèi)外論述微型空調(diào)的相關(guān)文獻(xiàn)亦極少，從微型空調(diào)機(jī)組開發(fā)的角度考慮，在機(jī)組仿真優(yōu)化和輕量化等方面的研究亟待加強(qiáng)。

1 微型空調(diào)機(jī)組簡(jiǎn)介

微型空調(diào)系統(tǒng)可以使冷卻液沿人體表面循環(huán)，對(duì)人體進(jìn)行冷熱調(diào)節(jié)，制造一種微氣候環(huán)境。微型空調(diào)系統(tǒng)由微型空調(diào)機(jī)組(圖1)和液冷服組成，微型空調(diào)機(jī)組包括微型電機(jī)、三角轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)、平行流式冷凝器、毛細(xì)管、螺旋管蒸發(fā)器等，采用12 V 高能鋰離子聚合物電池，可持續(xù)運(yùn)行2 h.空調(diào)機(jī)組大小:265 mm ×250 mm ×120 mm，總質(zhì)量約2.85 kg，在40 ℃的環(huán)境溫度下可以產(chǎn)生約300 W 的制冷量。

圖1 微型空調(diào)機(jī)組部件Fig.1 Components of miniature air-conditioning unit

微型空調(diào)機(jī)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(nèi)有細(xì)小管路，當(dāng)人穿著液冷服時(shí)，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(gè)熱交換器，熱交換器與微型空調(diào)機(jī)組相聯(lián)，冷卻液在此處被冷卻后又進(jìn)入循環(huán)，周而復(fù)始循環(huán)制冷。

壓縮機(jī)的效率高低是整個(gè)空調(diào)機(jī)組的關(guān)鍵，微型空調(diào)機(jī)組的首要目標(biāo)是質(zhì)量輕，而三角轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、效率高、壽命長(zhǎng)、振動(dòng)小、噪音低、體小量輕及適合高速運(yùn)轉(zhuǎn)等優(yōu)點(diǎn)［9-10］，圖1中的微型三角轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)采用鑄鐵和鋁合金制造，直徑0.05 m，高0.07 m，質(zhì)量只有0.4 kg.壓縮機(jī)為半封閉式，通過彈性連軸器與直流無刷電機(jī)相聯(lián)，可以變轉(zhuǎn)速運(yùn)行。壓縮機(jī)的冷卻方式為風(fēng)冷，氣缸和端蓋用空氣冷卻，三角轉(zhuǎn)子采用潤(rùn)滑油進(jìn)行冷卻。

平流式冷凝器是由管帶式冷凝器發(fā)展而成，也是由扁管和散熱片組成，它吸收了管帶式的各項(xiàng)新技術(shù)，其結(jié)構(gòu)先進(jìn)，換熱系數(shù)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(shù)上較成熟的一種產(chǎn)品［11］。為微型空調(diào)機(jī)組設(shè)計(jì)開發(fā)了微型多元平行流冷凝器，即在平行流式結(jié)構(gòu)的基礎(chǔ)上加設(shè)隔斷的變通程結(jié)構(gòu)，并對(duì)其進(jìn)行了優(yōu)化設(shè)計(jì)。

微型空調(diào)機(jī)組采用微型螺旋管蒸發(fā)器，其質(zhì)量只有0.16 kg，通過流動(dòng)表面的粗糙處理及內(nèi)部加扭轉(zhuǎn)帶來強(qiáng)化傳熱。

因?yàn)闄C(jī)組的制冷量較小，且對(duì)制冷量的需求變化不大，故用毛細(xì)管做空調(diào)機(jī)組的節(jié)流裝置。

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

液冷背心采用多管路直通式設(shè)計(jì)(見圖2)，水流從髖臀之間的總進(jìn)水管流入，分流上行至背部，繞過肩向下，經(jīng)胸腹部到達(dá)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(shí)總質(zhì)量約550 g，充滿水時(shí)總質(zhì)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(jìn)口液溫(℃);K1為液冷服與人體的傳熱系數(shù)(W/(m2·K));K2為液冷服與空氣層的傳熱系數(shù)(W/(m2·K);Li為第i 根管路的長(zhǎng)度(m).

2.2 液冷服散熱能力分析

利用液冷服散熱模型對(duì)所要設(shè)計(jì)的液冷背心進(jìn)行參數(shù)優(yōu)化，確定液冷背心各參數(shù)即管路長(zhǎng)度、冷卻水流量、進(jìn)口液溫等對(duì)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(nèi)徑d =1.8 mm;液冷背心單根管路的長(zhǎng)度是根據(jù)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(jìn)口液溫的關(guān)系

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

圖3 散熱量與進(jìn)口液溫的關(guān)系Fig.3 Relationship between heat dissipationand inlet water temperature

2.2.2 散熱量與冷卻水質(zhì)量流量的關(guān)系

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

從圖4可知，散熱量隨著冷卻水質(zhì)量流量的增加而增加，流量過小時(shí)散熱量也小，流量大時(shí)散熱量也增大，但是過大的流量又受管道結(jié)構(gòu)、管道強(qiáng)度及水泵的揚(yáng)程所限制。

2.2.3 散熱量與管路長(zhǎng)度的關(guān)系

圖4 散熱量與冷卻水質(zhì)量流量的關(guān)系Fig.4 Relationship between heat dissipation and cooling water mass flow

選定進(jìn)口液溫Tin=16 ℃，管徑D =3 mm，冷卻水的質(zhì)量流量分別取30、40、50、60、70 kg/h 時(shí)，散熱量與管路長(zhǎng)度的關(guān)系如圖5所示。從圖5可以看出，在質(zhì)量流量相同的情況下散熱量隨管路長(zhǎng)度的增加而增加，但是并非線性關(guān)系，而當(dāng)管長(zhǎng)增加到一定程度時(shí)，散熱量增加將變得不明顯，這是因?yàn)楣苈诽L(zhǎng)，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(zhǎng)最終趨于穩(wěn)定。

圖5 散熱量與管路長(zhǎng)度的關(guān)系Fig.5 Relationship between heat dissipation and pipe length

綜上所述，液冷背心的各參數(shù)即管路長(zhǎng)度、冷卻水質(zhì)量流量、進(jìn)口液溫等對(duì)散熱量的影響是相互關(guān)聯(lián)的。

3 微型空調(diào)機(jī)組仿真優(yōu)化

微型空調(diào)機(jī)組雖然是一種新型的便攜式空調(diào)裝置，但其所用的主要部件都經(jīng)過了多年的發(fā)展完善，基礎(chǔ)理論研究亦相當(dāng)完備，具有完整的基礎(chǔ)理論體系。微型空調(diào)機(jī)組仿真是以這些基礎(chǔ)理論為依據(jù)，通過對(duì)各主要部件建模，并將各部件模型有機(jī)耦合，聯(lián)立求解，實(shí)現(xiàn)對(duì)整個(gè)裝置性能的模擬。因此計(jì)算機(jī)仿真技術(shù)應(yīng)用于微型空調(diào)機(jī)組是完全可行的。

3.1 模型驗(yàn)證

本文以所研制的微型空調(diào)機(jī)組為原型，從實(shí)用性出發(fā)，建立了空氣—水微型空調(diào)機(jī)組的穩(wěn)態(tài)仿真模型［13］。為驗(yàn)證模型的準(zhǔn)確性，利用機(jī)組仿真程序計(jì)算了在與試驗(yàn)工況蒸發(fā)器進(jìn)水溫度、流量相同的情況下機(jī)組的制冷量、功率等參數(shù)。機(jī)組制冷量實(shí)測(cè)結(jié)果與模擬結(jié)果如圖6所示，機(jī)組功率實(shí)測(cè)結(jié)果與模擬結(jié)果，如圖7所示。從對(duì)比結(jié)果可以看出，模擬的機(jī)組制冷量與實(shí)測(cè)值比較接近，制冷量除個(gè)別點(diǎn)誤差超過5%以外，其余均低于5%.壓縮機(jī)功率在低轉(zhuǎn)速和高轉(zhuǎn)速時(shí)誤差稍大，最大誤差為5.8 W左右，除個(gè)別點(diǎn)誤差超過5%以外，其余均低于5%.可以說仿真基本達(dá)到要求，計(jì)算結(jié)果比較可靠，這為后續(xù)的機(jī)組優(yōu)化研究奠定了基礎(chǔ)。

圖6 機(jī)組制冷量實(shí)測(cè)結(jié)果與模擬結(jié)果Fig.6 Experiment and simulation results of refrigeration output

圖7 機(jī)組功率實(shí)測(cè)結(jié)果與模擬結(jié)果Fig.7 Experiment and simulation results of input power

空調(diào)機(jī)組結(jié)構(gòu)參數(shù)的變化包括蒸發(fā)器、冷凝器傳熱面積的變化，毛細(xì)管、壓縮機(jī)尺寸的改變以及制冷劑充注量的變化。當(dāng)其中任一參數(shù)改變時(shí)，機(jī)組的性能都將發(fā)生變化。因此空調(diào)機(jī)組的匹配過程即為機(jī)組的優(yōu)化設(shè)計(jì)過程。

優(yōu)化參數(shù)是指優(yōu)化計(jì)算中的可變量。優(yōu)化計(jì)算過程就是改變這些變量，尋找最佳組合。對(duì)空調(diào)機(jī)組來說，壓縮機(jī)排氣量的大小、冷凝器、蒸發(fā)器的管徑與傳熱面積、毛細(xì)管結(jié)構(gòu)尺寸等參數(shù)都可以作為優(yōu)化參數(shù)。在設(shè)計(jì)過程中，有些參數(shù)是允許連續(xù)取值的，如螺旋管式換熱器的傳熱面積等，但有些參數(shù)是不能連續(xù)變化的，如壓縮機(jī)的排氣量等。由于優(yōu)化設(shè)計(jì)程序只能對(duì)連續(xù)參數(shù)進(jìn)行計(jì)算，所以包括非連續(xù)參數(shù)的優(yōu)化就會(huì)變得非常復(fù)雜。

3.2 優(yōu)化方法

空調(diào)機(jī)組在實(shí)際使用過程中，存在一個(gè)有代表性的工況點(diǎn)，機(jī)組在大部分時(shí)間內(nèi)都運(yùn)行在此工況點(diǎn)附近。因此如何使機(jī)組在該工況點(diǎn)運(yùn)行時(shí)，性能達(dá)到最優(yōu)，即對(duì)機(jī)組進(jìn)行最佳匹配，成為機(jī)組優(yōu)化的目標(biāo)。本文的優(yōu)化目標(biāo)是在滿足制冷量和一定性能系數(shù)的前提下，使冷凝器和蒸發(fā)器的總長(zhǎng)度最短，從而使機(jī)組總重量最小。根據(jù)前面建立的空調(diào)機(jī)組模型，通過改變換熱器的結(jié)構(gòu)參數(shù)，得出了不同條件下機(jī)組的性能參數(shù)。在計(jì)算時(shí)，除變量外，其它參數(shù)均采用試驗(yàn)系統(tǒng)的實(shí)際數(shù)據(jù)，如制冷劑充注量、壓縮機(jī)排氣量等，計(jì)算的工況為:環(huán)境溫度40 ℃，冷凝器迎面風(fēng)速3 m/s，蒸發(fā)器進(jìn)口水溫21 ℃，冷凍水流量受水泵揚(yáng)程限制設(shè)定為50 kg/h.

3.3 結(jié)果分析

圖8～圖11分別給出了在其它參數(shù)不變的情況下，改變蒸發(fā)器和冷凝器長(zhǎng)度時(shí)，機(jī)組各項(xiàng)性能參數(shù)的變化情況。

圖8 蒸發(fā)器螺旋管長(zhǎng)度對(duì)制冷量的影響Fig.8 Refrigeration output in different evaporator lengths

根據(jù)模擬結(jié)果可知，對(duì)應(yīng)某一制冷量，冷凝器和蒸發(fā)器長(zhǎng)度存在多種組合。根據(jù)冷凝器和蒸發(fā)器總長(zhǎng)度最小、機(jī)組制冷性能系數(shù)(COPc)最大的優(yōu)化目標(biāo)，得到機(jī)組冷凝器和蒸發(fā)器的最佳匹配:即冷凝器長(zhǎng)度為1.6 m，蒸發(fā)器長(zhǎng)度為0.7 m.

圖9 蒸發(fā)器螺旋管長(zhǎng)度對(duì)COPc 的影響Fig.9 COPc in different evaporator lengths

圖10 冷凝器扁管長(zhǎng)度對(duì)制冷量的影響Fig.10 Refrigeration output in different condenser lengths

圖11 冷凝器扁管長(zhǎng)度對(duì)COPc 的影響Fig.11 COPc in different condenser lengths

4 結(jié)論

微型空調(diào)機(jī)組的首要目標(biāo)是質(zhì)量輕，因此優(yōu)化目標(biāo)是在滿足制冷量和一定性能系數(shù)的前提下，冷凝器和蒸發(fā)器的總長(zhǎng)度最短，從而實(shí)現(xiàn)機(jī)組輕量化的要求，與實(shí)驗(yàn)結(jié)果對(duì)比表明，仿真模型可以較好的反映微型空調(diào)機(jī)組的運(yùn)行。本文的優(yōu)化只涉及連續(xù)變量，進(jìn)一步的研究工作應(yīng)考慮壓縮機(jī)排氣量、外殼尺寸等非連續(xù)變化因素對(duì)機(jī)組性能的影響。

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