范文英，蔣綠林，蔡寶瑞，陳海飛，徐 川，梁 勇

（1.常州大學 石油工程學院，江蘇常州 213164；2.無錫雪鷗移動空調有限公司，江蘇無錫 214174）

0 引言

飛機空調車是一種為飛機在地面上下旅客及設備維修檢查過程中，為飛機內部提供溫度、濕度適宜的新鮮空氣的航空地面設備，確保飛機客艙、駕駛艙、貨艙能達到需要的溫度和濕度［1］。飛機地面專用空調系統對外界冷、熱空氣進行過濾、降溫、加熱、除濕處理，并由送風軟管向機艙輸送經處理過的空氣，以調節(jié)飛機客艙及駕駛艙內的溫、濕度。

我國對于飛機地面空調機組的研究起步較晚，張科等［2］介紹了一種飛機地面加液冷卻車的應用，并結合目前國內的加液冷卻車的發(fā)展狀況，分析了發(fā)展前景。龔永奇等［3］對蒸氣壓縮式飛機空調車除濕進行了改進，提出了一種基于熱泵的固體除濕系統，并對其進行了能耗分析；結果表明：在滿足送風要求的前提下，基于熱泵的固體除濕系統比冷凝除濕系統的能耗更低。然而，傳統的飛機地面空調車的運行模式主要是采用柴油發(fā)電機帶動空調機組。為了達到節(jié)能減排營造綠色機場的目的進行“油改電”政策。但是機場內遠機位用電功率有所限制，傳統空調設備不能滿足小功率用電大功率保障要求。若用電帶動空調機組存在如下問題：匹配電容量不足或需要改動機場輸電線路，而高效的蓄能系統在解決電力供需不平衡問題上起著關鍵作用［4］。

基于以上研究，本文提出了一種相變蓄冷式飛機地面空調車系統，該系統將相變蓄冷技術與蒸發(fā)制冷式空調系統相結合，利用相變蓄冷技術來實現電力“移峰填谷”的有效手段。釋冷工況時，通過相變蓄冷箱釋冷與蒸發(fā)制冷系統相結合有效地降低了電力負荷，通過對系統的試驗研究，分析了該蓄冷式空調車空調系統的性能。

1 系統原理

如圖1所示，由蒸氣壓縮式制冷系統產生冷量，通過載冷劑將冷量輸送儲存至蓄冷模塊。保障飛機送風需求是由載冷劑泵循環(huán)系統將蓄冷模塊冷量釋放傳遞至表冷器，并與蒸汽壓縮式制冷系統同時對吸入的空氣進行冷卻、加濕等處理，并按照飛機機型規(guī)定的空氣流量、壓力向?？康孛娴娘w機內部空間輸入處理后的空氣。該空調車包括蒸發(fā)制冷系統、蓄冷系統、釋冷系統和通風系統等。

圖1 蓄冷式飛機地面空調車空調系統流程Fig.1 Flow chart of air conditioning system of cold storage aircraft ground air-conditioned vehicle

圖2為蓄冷式飛機地面空調車空調系統的原理圖，包括4部分：

圖2 蓄冷式飛機地面空調車空調系統原理Fig.2 Schematic diagram of air conditioning system of cold storage aircraft ground air-conditioned vehicle

（1）制冷系統：通過2個獨立的蒸發(fā)制冷系統產生冷量，蒸發(fā)器中的制冷劑從載冷劑中吸取熱量蒸發(fā)形成低溫低壓的氣體，而后進入壓縮機壓縮形成高溫高壓的氣體，之后該氣體經過冷凝器冷凝將熱量散失在環(huán)境中形成高溫高壓液體，高溫高壓的液體經過節(jié)流閥節(jié)流形成低溫低壓的氣液混合體，最后再次進入蒸發(fā)器吸熱來降低載冷劑的溫度，依次循環(huán)達到制冷的目的。

（2）蓄冷系統：冷量從板式換熱器中輸出，通過載冷劑送入相變蓄冷水箱進行蓄冷，而后從相變蓄冷水箱中流出的載冷劑經過水泵和三通調節(jié)閥進入板式換熱器中進行降溫，降溫后的載冷劑再次進入相變蓄冷箱蓄冷，依次往復達到蓄冷的目的。其中，當載冷劑流入相變蓄冷箱的溫度低于相變材料溫度時，相變材料放熱，載冷劑吸熱，相變蓄冷箱處于蓄冷狀態(tài)；當載冷劑流入相變蓄冷箱的溫度高于相變材料溫度時，相變材料吸熱，載冷劑放熱。即相變蓄冷箱既能夠進行能量儲存，又能夠進行恒溫調節(jié)。

（3）釋冷系統：釋冷系統包括蒸發(fā)制冷式釋冷系統與相變蓄冷式釋冷系統。蒸發(fā)制冷式釋冷系統原理為：制冷系統中經過冷凝器與節(jié)流閥后的制冷劑不進入板式換熱器直接進入二級蒸發(fā)器（此時打開電磁閥1，關閉電磁閥2），制冷劑直接通過吸取空氣中的熱量來蒸發(fā)從而降低空氣的溫度。蓄冷式釋冷系統：此時制冷系統處于停機狀態(tài)，流出蓄冷箱的載冷劑經過水泵加壓后直接進入表冷器與空氣進行換熱，升溫后的載冷劑再次回到相變蓄冷箱中進行恒溫調節(jié)。

（4）通風系統：空氣通過鼓風機送入表冷器進行預冷，而后經過二級蒸發(fā)器進行再次冷卻，最后將冷風通過送風軟管送入機艙。

當蒸發(fā)制冷系統中的蒸發(fā)器結霜時，轉動四通換向閥，此時冷凝器與蒸發(fā)器的工作原理相反。此外，在冬季環(huán)境溫度極低需要供熱時，通過電加熱器來提供熱風。

2 理論計算

本系統采用全新風工況，常規(guī)空調的工況性能利用制冷劑的焓差計算法計算其制冷量，計算公式如下：

式中 Qc——制冷量，kW；

Ga——空氣體積流量，m3/s；

hin，hout——冷凝器的進、出口焓值，kJ/kg；

v——空氣比體積，m3/kg；

W——空氣的含濕量，kg/kg。

蓄冷式空調工況的性能采用平均蓄冷速率作為機組的空調蓄冷工況的評價指標［5］。計算公式如下：

式中 Gw——載冷劑的流量，m3/s；

ρw——載冷劑的密度，kg/m3；

cp，w——載冷劑的比熱容，kJ/（kg·℃）；

Tw，in，Tw，out——載冷劑進、出蓄冷水箱時的溫度，K。

3 試驗研究

3.1 試驗裝置

試驗主要裝置：型號為ZP182KCE-TFD的壓縮機，型號為TGEN17的膨脹閥，型號為XL-200的蒸發(fā)器，型號為FB-26-5A的鼓風機。相變蓄冷水箱的幾何尺寸（長×寬×高）為1 900 mm×1 000 mm×1 390 mm、額定蓄冷量200 kW。其中相變材料選用NiSO4-2H2O，相變溫度為-4.15 ℃，相變潛熱為258.61 kJ/kg。載冷劑選用40%的乙二醇，制冷劑為R410a。

3.2 試驗步驟

該試驗在無錫雪鷗移動空調有限公司進行測試，試驗開始前，將系統內各部分裝置安裝在空調車車箱內，而后在蒸發(fā)制冷系統回路中充注制冷劑并進行檢漏，確保管路完好無損后向載冷劑循環(huán)回路中注入濃度為40%的乙二醇，并檢查系統的氣密性。試驗過程中，記錄初始溫度，而后開啟制冷機制冷，每10 min記錄數據一次。將防凍液箱中的乙二醇制冷到-2 ℃以下，并記錄防凍液箱乙二醇制冷后溫度。在釋冷工況下測試時，記錄防凍液箱中乙二醇初始溫度、放冷后溫度、進出溫度和乙二醇的流量。

試驗在高溫干燥氣候下進行。以常見的波音737系列飛機為例，根據飛機手冊選型發(fā)現，當環(huán)境溫度為35 ℃，濕度為35%的情況下，此種機型配置的飛機地面空調車制冷量需達到158 kW，空調出風溫度為0～4 ℃，出風風量為4 500 m3/h，出風壓力為4 000 Pa［6］。而按照國內民用航空標準，實際運行時機組送風能在4 500～6 000 m3/h之間和4 200～6 700 Pa之間根據不同的需求調節(jié)即可［7-10］。機組在釋冷工況下，相變蓄冷箱釋冷配合蒸發(fā)制冷系統，輸氣口能輸送1～10 ℃范圍內的冷空氣。

3.3 試驗結果及其分析

圖3顯示235 min內載冷劑在蓄冷水箱進、出口溫度隨時間的變化規(guī)律。前35 min內以顯熱的形式進行降溫故溫度的下降趨勢比較明顯，35～40 min之間是相變材料成核階段，40～50 min之間形成的晶核向冰晶轉變，沿著管壁的冰晶會形成冰層此時冰晶要釋放一部分潛熱故溫度出現了回升趨勢；50 min之后處于相變潛熱蓄冷狀態(tài)，進液溫度基本維持在-5 ℃左右出液溫度在-3 ℃左右。215 min之后，進、出液溫差逐漸變小，蓄冷量逐漸減小，理想狀態(tài)下進、出液溫差為零時蓄冷結束，但實際過程中由于存在摩擦等不可逆損失，故不能達到理想狀態(tài)。

圖3 蓄冷水箱進、出液溫度的變化Fig.3 Change of the temperature of the inlet and outlet liquid of the cold storage water tank

圖4為釋冷狀態(tài)時，載冷劑從相變蓄冷水箱流出后進、出表冷器時的溫度在160 min內隨時間的變化規(guī)律。釋冷前100 min內載冷劑進出表冷器時的溫度都較為穩(wěn)定，進液溫度在0 ℃左右，出液溫度在4 ℃左右。100 min以后隨著相變蓄冷箱中冷量的減少，載冷劑進、出表冷器的換熱溫差逐漸減小且進出口溫度也在緩慢上升。釋冷達到160 min時，載冷劑進、出表冷器的溫度分別為5.2 ℃和7.7 ℃，此時的換熱溫差為2.2 ℃。

圖4 表冷器進、出液溫度的變化Fig.4 Change of the temperature of the inlet and outlet liquid of the surface cooler

圖5為釋冷工況時鼓風機進口處的進風溫度和濕度在160 min內隨時間的變化規(guī)律。由于試驗期間在冬季，雖然對整個試驗環(huán)境有升溫加濕處理但是環(huán)境濕度相比于夏季較低。如圖5所示，進風溫度在整個試驗期間內較為穩(wěn)定，在31 ℃左右微小波動，進風濕度稍微有所下降但也基本在21%左右。

圖5 進風溫度與濕度的變化Fig.5 Change of inlet air temperature and humidity

圖6為釋冷工況下送風軟管處出風溫度與濕度在160 min內隨時間的變化規(guī)律。如圖6所示，試驗剛開始時由于系統不穩(wěn)定，且處于冷機狀態(tài)故相比于試驗后期出風溫度較大，出風濕度較低。5 min后系統處于穩(wěn)定狀態(tài)，運行10min時出風溫度達到最低值為-0.1 ℃，運行50 min時出風濕度達到最大值為93.5%。整體而言，出風溫度及濕度分別穩(wěn)定在2 ℃和90%左右。但隨著后期相變蓄冷箱中冷量的減少，出風溫度出現了緩慢上升的趨勢，出風濕度也緩慢下降。160 min時出風溫度及濕度分別為6.7 ℃和84%。

圖6 出風溫度與濕度的變化Fig.6 Change of outlet air temperature and humidity

圖7為釋冷工況下，設備末端送風軟管處出風風量與壓力在160 min內隨時間的變化規(guī)律。如圖7所示，在整個試驗期間內出風風量及壓力出現輕微下降的趨勢，這是因為整個空氣降溫的通道較長，從進風到出風的過程中摩擦阻力較大，另外風機在運行的過程中存在泄露損失和流動損失等一些不可逆的損失，導致風量及風壓出現緩慢下降的趨勢。試驗剛開始時，出風風壓及風量較大分別為6.45 kPa和4 958 m3/h，160 min時出風風壓和風量為試驗期間最小值分別為5.52 kPa和4 600 m3/h。在試驗過程中，風機頻率并未調至最大，在實際應用過程中可通過調節(jié)風機頻率改變風量大小?？傮w而言，風量和風壓均能夠滿足常見的波音737系列的飛機的需求。

圖7 出風風量與壓力的變化Fig.7 Change of air volume and pressure at the outlet

圖8為蓄冷工況下相變蓄冷箱中蓄冷量及平均蓄冷速率隨時間的變化規(guī)律。如圖8所示，前40 min內由于相變蓄冷箱中的無機相變材料還未發(fā)生相變，載冷劑進、出相變蓄冷箱時的換熱溫差較大，蓄冷形式主要以顯熱蓄冷為主，此段時間內蓄冷量增加較多曲線斜率較潛熱蓄冷較大，平均蓄冷速率較快，在30 min時平均蓄冷速率達到最快為51.4 kW，之后雖然減緩但相對于潛熱蓄冷階段蓄冷速率較快。在50 min時累計蓄冷量為41 kW·h，50 min之后無機相變材料開始發(fā)生相變，蓄冷以潛熱蓄冷為主，蓄冷速率逐漸減慢，蓄冷量的增加也逐漸減慢，到達230 min時平均蓄冷速率與蓄冷量分別為41.7 kW和160 kW·h。

圖8 蓄冷工況下蓄冷量與蓄冷速率的變化Fig.8 Change of cold storage capacity and cold storage rate under cold storage conditions

圖9為釋冷工況下，相變蓄冷箱釋冷時，載冷劑流出相變蓄冷箱后進、出表冷器的換熱量及換熱速率。雖然釋冷工況時，從相變蓄冷箱流出的載冷劑只經過表冷器與空氣換熱，而后載冷劑再次回到相變蓄冷箱降溫。但是從表冷器流出的載冷劑回到相變蓄冷箱經過的管路較多存在很多不可逆損失，所以將載冷劑經過表冷器的換熱量作為相變蓄冷箱釋冷的評價指標。如圖9所示前35 min內釋冷速率較大，釋冷量的增加也較為明顯，曲線斜率較大；平均釋冷速率在10 min時達到最大值為93 kW。35 min之后無機相變材料開始融化，從固態(tài)逐漸向液態(tài)轉變，主要以潛熱形式釋冷，釋冷速率逐漸減慢，釋冷量的增加也逐漸減緩，到達160 min時平均釋冷速率及釋冷量分別為69 kW與184 kW·h。由于相變蓄冷箱中的冷量還未釋放完全，故從圖像可以明顯看出釋冷量的曲線還在增加。若釋冷全部結束則曲線處于平緩狀態(tài)。此外在10，80，150 min時釋冷量分別為15.5，106，176 kW·h，時間每增加 70 min釋冷量的增加量卻分別增加了90.5，70 kW·h，因此在試驗后期釋冷量的增加逐漸減慢。

圖9 釋冷工況下載冷劑經過表冷器的換熱量及換熱速率的變化Fig.9 Change of the total amount of heat transfer and heat transfer rate of the refrigerant passing through the surface cooler under cooling conditions

3.4 對比分析

表1為純電空調與本系統相變蓄冷箱在產生相同換熱量與空氣換熱時所消耗的燃料等的對比分析。本系統的相變蓄冷箱在夜間谷電蓄冷235 min產生的蓄冷量為160 kW·h，耗電量為67kW·h，白天釋冷160 min與空氣換熱184 kW·h時耗電量為55 kW·h。按照電的熱值為 3 600 kJ/（kW·h），標準煤折算系數為0.31 kgce/（kW·h），單價為 0.5 元 /（kW·h），標準煤的CO2排放系數為2.47。本系統與空氣換熱量為 184 kW·h時總計耗電 122 kW·h，CO2的排放量為93.4 kg，相較于無蓄冷的純電空調系統在與空氣的換熱量相同的情況下（184 kW·h），本系統運行費用及CO2的排放量僅占純電空調的63%左右。

表1 不同制/供冷方式的對比分析匯總Tab.1 Summary table of comparative analysis of cooling capacity produced or provided in different ways

上述分析是在本系統夜間蓄冷235 min后白天釋冷160 min的情況下計算，從圖4和圖9可以看出夜間蓄冷235 min產生的蓄冷量并未完全釋放結束，故上述分析本系統的運行費用及CO2的排放量比實際情況高。所以本系統無論是經濟性還是環(huán)保性都占有優(yōu)勢，能夠大力推廣。

4 結論

本文在“油改電”政策的指引下結合機場內遠機位用電功率的限制，對傳統的飛機地面空調車空調系統進行改進，引入相變蓄冷技術，并進行了試驗研究，得出如下結論：

（1）該系統通過相變蓄冷技術與蒸發(fā)制冷循環(huán)的耦合解決了機場“油改電”后冷量供需的矛盾，利用低谷電夜間將冷量儲存在蓄冷水箱中，白天用電高峰期釋放冷量，解決了機場內遠機位用電不足的問題。

（2）相比傳統的飛機地面空調車，蓄冷式飛機地面空調車制冷量大，能夠滿足波音737系列的大風量飛機的需求。在進風溫度為30 ℃，濕度為20%左右的環(huán)境下，該系統送風溫、濕度分別為2 ℃和90%，壓力及風量均值分別在6 kPa和4 750 m3/h左右。

（3）蓄冷技術的應用極大地提高了系統的經濟性及環(huán)保性。通過夜間低谷電在235 min內蓄冷160 kW·h耗電67 kW·h；白天160 min內釋冷量為184 kW·h耗電55 kW·h。在產生相同冷量的情況下，該系統相比于純電空調機組電力負荷較小且更加節(jié)能，運行費用和CO2的排放量僅占純電空調的63%。