李海军，张中来，苏之勇，袁铁锁，楚雪靖，翟俊杰，张朋飞，丁柘涵，寇景康，王 芳，牛华文，谢余越

（1.中原工学院 能源与环境学院，郑州 450007；2.河南万佳建设工程有限公司，郑州 450006）

0 引言

随着我国经济的快速发展，冷藏车的需求量以20%～25%的速度增长，但在能源日益枯竭的时代背景下，冷藏系统能耗大，大大缩短续航里程问题被广受关注［1］。风机作为制冷系统的重要设备之一，风机风量控制调节的好坏，直接影响冷藏车的节能性和实用性［2-5］。当纯电动冷藏车行驶在高温的环境中，由于风机风量设定不合理，造成系统制冷性能衰减，系统功率增大，浪费能源等问题。

针对这些问题，国内外专家提出对冷凝器和蒸发器侧的风量进行控制调节等解决办法［6］。金妍等［7］试验研究发现风量适当的降低，可以使换热器温度分布均匀，降低风机耗电量。刘亚哲等［8］试验研究发现单位换热面积风量适当增大，可提高冷风机传热系数。刘训海等［9］试验研究发现风机采用变风量调节控制后，不仅功率减小，有效制冷量明显增加。薛威等［10］试验研究发现随着冷凝风机风量减少，制冷量会大幅度减少，增加了系统制冷的时间。张秋玉等［11］试验研究发现随着风量的增加，冷藏库的降温时间逐渐缩短。梁凯等［12］试验研究发现蒸发器出口过热度随风量增大而增大，最后趋于稳定，说明非风量越大，换热效果越好。周光辉等［13］试验研究发现随着车外风量逐渐增大，系统COP 和制冷量逐渐增大；压缩机功率和压缩机排气温度逐渐减小。许树学等［14］试验研究发现在相同条件下准双级压缩比单机压缩系统，排气温度降低，系统制冷量增加。唐景春等［15］试验研究发现在准双级涡旋压缩比单机压缩机，排气质量流量增大。DUTTA等［16］试验研究发现准双级压缩很好的解决了单级压缩系统里压比过大的问题。秦海杰等［17］试验研究发现随着蒸发温度的降低，使用R404A 比使用R22 制冷量提升10%～30%，过冷过热循环对R404A 系统都有明显的性能改善。目前国内外对换热器侧风机风量最佳设定值研究的较少，且没有掌握风机风量对制冷系统性能影响规律。本文采用制冷剂R404A，库内外两器均采用微通道平行流换热器，搭建低压补气型制冷系统试验台，研究库外风量和库外风量不同设定值对冷藏车制冷系统性能的影响。

1 低压补气型冷藏车制冷系统循环原理

低压补气型冷藏车制冷系统原理如图1 所示，该系统高温制冷循环原理为：从压缩机排出的高温高压液态制冷剂进通过四通换向阀入平行冷凝器，与库外空气进行对流换热带走热量，变成过冷的高温液态制冷剂，经过单向阀、储液罐、干燥过滤器，分成两路，一路进入主路电子膨胀阀进行节流，变成低温低压液态制冷剂通过单向阀进入平行流蒸发器，与库内空气进行对流换热达到库内制冷，变成低温低压气态制冷剂；一路进入补路电子膨胀阀进行节流，进入中间换热器与主路过热制冷剂换热，通过截止阀与主路制冷剂混合成饱和气态制冷剂，再经过压缩机经过双级压缩变成高温高压液态制冷剂，进入库外冷凝器进行换热，以此进行循环达到制冷的效果。

图1 低压补气型冷藏车制冷系统原理Fig.1 Schematic diagram of refrigeration system of low-pressure air-supplemented refrigerated truck

2 试验过程

2.1 试验计算

冷藏系统制冷量循环计算式如下。

（6）库外风机功率：

2.2 设备及测量装置

根据准双级压缩低压补气型冷藏车制冷系统结构特点搭建试验台，本试验在中原工学院焓差试验室内进行。试验库内、外风机均采用变风量风机，可以通过控制面板进行风量的设定，库外冷凝器配泛仕达轴流式风机，风机型号为：AR300D3-DD0-03，库内换热器配泛仕达离心式风机，风机型号为：FC097E3-DF0-01。图2 为焓差试验室控制示意，表1 为主要设备及测量装置。

图2 焓差试验室控制示意Fig.2 Control chart of enthalpy difference laboratory

2.3 试验测试工况

根据QC-T656-2000《汽车空调制冷装置性能要求》、QC-T657-2000《汽车空调制冷装置试验方法》、JB/T11967-2014《冷冻空调设备冷凝器用微通道热交换器》、GB/T25129-2010《制冷用空气冷却器》以及GB7725-2004《房间空气调节器》等行业和国家标准制定如表2 的试验工况，制冷剂R404A 的充注量为14.075 kg，主阀过热度设定值为5 K，补阀过热度设定值为30 K，压缩机转速为3 000 r/min，由于库内风量的增加，会加快冷藏物品的干耗，本试验在合理的范围内减少风速对冷藏物的影响，库内风量调节范围为0～11 200 m3/h，为了在合理范围内减少风量对干耗的影响，选取库内风量4 000～7 000 m3/h 进行试验，分别测试在库内风机4 000，5 000，6 000，7 000 m3/h 下系统的主要性能参数，此范围内风速较小，对冷藏物品的干耗影响较小，试验前先启动环境机组，等环境工况稳定后，再由开始启动被测机组，库内风量每次增加1 000 m3/h，系统稳定一段时间后进行参数的记录，等试验结束后进行整理分析。

3 试验结果分析

3.1 库外风机风量对冷藏车制冷系统性能的影响

图3 示出了库外风量对制冷量的影响曲线。从图可见，随库外风量逐渐增大，制冷量呈逐渐增大的趋势，当库外风量为4 500 m3/h 时，系统制冷量为16.68 kW，库外风量由4 500 m3/h 增大到7 500 m3/h 时，系统制冷量增大了0.96 kW，库外风量增大到9 000 m3/h 时，系统制冷量仅增大了0.03 kW，这是因为，随着库外风量的增大，逐渐增强空气与冷凝器的对流换热，冷凝温度减小，增大了换热量，蒸发器入口制冷剂温度降低，使蒸发器进出口焓差增大，增大了制冷效果，所以系统制冷量逐渐增大，但随换热效果达到最佳，制冷量增加的幅度逐渐变得极小。

图4 示出了库外风量对系统总功率的影响曲线。从图可见，随库外风量逐渐增大，系统总功率呈现先减小后增大的趋势，库外风量由4 500 m3/h增大到7 500 m3/h 时系统总功率减小幅度为0.49%～1.2%，当库外风量为7 500 m3/h 时，系统总功率达到最小值为8.14 kW，库外风量增大到9 000 m3/h 时，系统总功率增加3.8%，这是因为，随着库外风量的增大，压比逐渐减小，库内风机功率变化不大，风量在偏小时增大，压缩机减小的功率大于库外风机增大的功率，占主导作用，所以逐渐减小；风量在偏大时增大，库外风机增大的功率大于压缩机减小的功率，占主导作用，所以逐渐增大，风量达到最佳时，系统功率最低，更有利于节能。

图4 库外风量对系统总功率的影响Fig.4 The influence of air volume outside the refrigerating chamber on the total power of the system

图5，6 分别示出了库外风量对系统COP 和系统EER 的影响曲线。从图可见，随库外风量逐渐增大，系统COP 呈逐渐增大的趋势，系统EER呈现先增大后减小的趋势，库外风量由4 500 m3/h增大到7 500 m3/h 时，系统COP 增大幅度为12.2%～15.9%，系统EER 增大幅度为2.9%～4.5%，当库外风量为7 500 m3/h 时，系统EER 达到最大值为2.167，库外风量增大到9 000 m3/h 时，系统COP增大2.3%，系统EER减小了3.5%，这是因为，系统COP 是由制冷量和压缩机功率共同作用，制冷量逐渐增大，压缩机功率逐渐减小，所以系统COP 逐渐增大，但随换热效果达到最佳，系统COP 增大的幅度逐渐变得极小；系统EER 是由系统制冷量和系统总功率共同作用，造成系统EER先增大后减小，系统EER 达到最大时，更有利于节能。

图5 库外风量对系统COP 的影响Fig.5 The influence of the air volume outside the refrigerating chamber on the system COP

图6 库外风量对系统EER 的影响Fig.6 The influence of the air volume outside the refrigerating chamber on the system EER

3.2 库内风机风量对冷藏车制冷系统性能的影响

图7 示出了库内风量对制冷量的影响曲线。从图可见，随库内风量逐渐增大，制冷量呈逐渐增大的趋势，当库内风量为4 000 m3/h 时，系统制冷量为16.56 kW，库内风量由4 000 m3/h 增大到6000 m3/h 时，系统制冷量增大了2.9%～3.4%，当库内风量为7 000 m3/h 时，系统制冷量增大了0.17%，这是因为，随着库内风量的增大，逐渐增强空气与蒸发器的对流换热，蒸发温度增大，增大了换热效果，增大了蒸发器换热进出口焓差，系统制冷量逐渐增大，但随换热效果达到最佳，制冷量增加的幅度逐渐变得极小。

图8 示出了库内风量对系统总功率的影响曲线。从图可见，随库内风量逐渐增大，系统总功率呈现先减小后增大的趋势，库内风量由4 000 m3/h增大到6 000 m3/h 时，系统总功率减小幅度为0.88%～1.8%，当库内风量为6 000 m3/h 时，系统总功率达到最小值为7.86 kW，库内风量增大到7 000 m3/h 时，系统功率增加3.6%，这是因为，随着库内风量的增大，压比逐渐减小，库外风机功率变化不大，风量在偏小时增大，压缩机减小的功率大于库内风机增大的功率，占主导作用，所以逐渐减小；风量在偏大时增大，库内风机增大的功率大于压缩机减小的功率，占主导作用，所以逐渐增大，风量达到最佳时，系统功率最低，更有利于节能。

图8 库内风量对系统总功率的影响Fig.8 The influence of air volume inside the refrigerating chamber on the total power of the system

图9，10 分别示出了库内风量对系统COP 和系统EER 的影响曲线。从图可见，随库内风量逐渐增大，系统COP 呈逐渐增大的趋势，系统EER呈现先增大后减小的趋势，库内风量由4 000 m3/h增大到6 000 m3/h 时，系统COP 增大幅度为11.8%～16.9%，系统EER 增大幅度为4.3%～5.3%，当库内风量为6 000 m3/h 时，系统EER 达到最大值为2.251，库内风量增大到7 000 m3/h 时，系统COP增大1.6%，系统EER减小了3.7%，这是因为，系统COP 是由制冷量和压缩机功率共同作用，制冷量逐渐增大，压缩机功率逐渐减小，所以系统COP 逐渐增大，但随换热效果达到最佳，系统COP 增大的幅度逐渐变得极小；系统EER 是由系统制冷量和系统总功率共同作用，造成系统EER先增大后减小，系统EER 达到最大时，更有利于节能。

图9 库内风量对系统COP 的影响Fig.9 The influence of the air volume inside the refrigerating chamber on the system COP

图10 库内风量对系统EER 的影响Fig.10 The influence of the air volume inside the refrigerating chamber on the EER of the system

4 结论

在32 ℃高温库外环境中，通过改变库外风机风量和库外风机风量设定值，研究分析了冷藏系统主要制冷性能参数的变化，得出结论如下：

（1）在库外高温环境中，库内风量为7 000 m3/h，库外风量达到7 500 m3/h 时，系统总功率达到最小值8.14 kW，系统EER 达到最大值2.167，此状况下性能较好，当风量达到7 500 m3/h 之后，制冷效果变化不明显，但系统能耗增大较快，不利于节能，此风量为最佳库外风量。

（2）在库外高温环境中，库外风量为最佳设定值7 500 m3/h 条件下，库内风量达到6 000 m3/h时，系统功率达到最小值7.86 kW，系统EER 达到最大值2.251，此状况下性能较好，风量达到6 000 m3/h 之后，制冷效果变化不明显，系统能耗增大较快，不利于节能，此风量为最佳库内风量。