水蒸气喷射器是以蒸汽为工作介质, 无机械运动部件, 通过利用拉瓦尔喷嘴实现能量转化, 结构简单, 运行可靠^[1-3], 是喷射制冷系统的核心部分.水蒸气喷射制冷有许多优点, 但与传统压缩制冷相比, 制冷效率较低是制约其广泛应用的主要原因.水蒸气喷射泵内部流动复杂, 经典理论难以准确描述, 因此采用计算流体力学(CFD)方法, 对喷射泵内部流动进行数值模拟, 成为一种流行做法^[4-7].CFD方法有丰富的流场信息和细节结构.数值模拟中的计算模型假设, 及其模拟结果精度需要实验加以验证, 这是CFD在特定领域应用的前提.

本文对自行设计构建的小型喷射制冷实验装置的工作特性进行实验研究, 对于深入理解水蒸气喷射器工作机理、完善理论模型、验证数值模拟结果、结构优化和性能提高具有参考价值.

实验系统如图 1所示, 由蒸汽锅炉、储气罐、喷射器、冷凝器、存储罐、蒸发器、蒸发式冷凝器、水环泵等组成^[8].

图 1(Fig. 1)

图 1 实验装置组成 Fig.1 Diagram of steam jet refrigerating system

蒸汽锅炉产生水蒸气, 为喷射器提供一定压力的工作水蒸气.储气罐设置于锅炉和喷射器之间, 用于稳定实验工作蒸汽的压力.蒸发器与喷射泵吸气口连接, 蒸发器内的循环水在喷射器造成的真空条件下部分地蒸发成水蒸气, 水蒸气被喷射器抽出, 同时带走汽化潜热, 使蒸发器内水温降低, 达到制冷的目的.水环式真空泵通过冷凝器与喷射器出口相通, 为喷射器提供正常工作需求的前级背压, 蛇管冷凝器用于冷凝喷射器排出水蒸气, 以减少水环泵的气体负荷.喷射器出口设置放气针阀, 通过放入少量空气来调节喷射器出口背压, 为不同工况下的实验提供条件.

储气罐、喷射器扩压器上均设置有压力传感器, 用于测量工作蒸汽压力、扩压器壁面压力分布.蒸发器出口与喷射泵抽气入口间的管路上设置有涡街流量计, 用于测量被抽气体(蒸发器蒸发的水蒸气)的流量, 温度传感器设置于蒸发器上, 用于测量被抽气体的温度, 以确定被抽蒸汽的饱和压力.

通过温控表和继电器将蒸发器中的水温稳定在特定温度, 并得到对应的饱和蒸汽压力, 通过放气阀控制喷射器出口背压保持在特定值.

电加热锅炉产生水蒸气压力为0.4MPa(绝对压力, 下同).通过单座电控阀门及PID手操器和压力变送器的协调工作, 调节储气罐内蒸汽压力, 使工作蒸汽压力从0.31MPa变化到0.39MPa.

喷射器稳定工作时, 工作蒸汽质量流率与喷嘴喉径之间由式(1)描述^[9]:

(1)

其中:D₀为喷嘴喉部直径, mm; G₀为工作蒸汽流量, kg/h; P₀为工作蒸汽压力, Pa.

当被抽蒸汽压力(P_s)分别为2330Pa(20℃水对应饱和蒸汽压)和3170Pa(25℃水对应饱和蒸汽压)时, 背压(P_b)为4000Pa时, 被抽蒸汽质量流率随工作蒸汽压力的变化关系如图 2所示.

图 2(Fig. 2)

图 2 被抽蒸汽流量与工作蒸汽压力的关系 Fig.2 Relationship between secondary fluid mass flow rate and working steam pressure

从图 2可见, 被抽气体流率随工作蒸汽压力P₀的升高而增加, 当P₀达到0.36MPa之后, 被抽蒸汽的质量流率开始减小, 与文献[10]研究结果具有相同的变化趋势.

当工作蒸汽压力较小时, 工作蒸汽的动量随其压力的增加而增大, 对被抽气体的抽气能力逐步增强, 被抽蒸汽的质量流率随工作蒸汽压力的增加而增加.对于实验装置的特定工况条件, 工作蒸汽压力达到0.36MPa时, 被抽气体速度在扩压器喉部等径段达到当地音速, 处于流动的壅塞状态, 此时, 被抽蒸汽流量达到最大值.当工作蒸汽压力进一步增加时, 工作蒸汽射流在扩压器内的膨胀核变大, 压缩了被抽气体在扩压器喉部的有效流通面积, 而被抽蒸汽速度已处于音速, 不会再增加, 因而导致其流量的减小.

图 3为当被抽蒸汽压力分别为2330和3170Pa, 背压为4000Pa时, 工作蒸汽压力变化对喷射器引射系数(被抽气体流量与工作蒸汽流量之比, 是评价喷射器制冷效率的主要指标^[11])的影响规律.从图 3中可以看出, 随着工作蒸汽压力的增加, 引射系数在工作蒸汽压力为0.36MPa之前呈上升趋势; 当工作蒸汽压力超过0.36MPa后, 引射系数呈现下降趋势.

图 3(Fig. 3)

图 3 喷射器引射系数与工作蒸汽压力的关系 Fig.3 Relationship between ejector coefficient and working steam pressure

比较图 2与图 3, 工作蒸汽压力变化时, 被抽蒸汽流量与引射系数呈现相似的变化规律.随着工作蒸汽压力的提高, 被抽气体流量增加(图 2), 但工作蒸汽流量也有所增加.考虑引射系数为被抽气体质量流率与工作蒸汽质量流率之比, 工作蒸汽压力增加时, 蒸汽流量增加使得引射系数的提升率不如被抽蒸汽量增加率来得显著.以P_s=2330Pa, P_b=4000Pa实验条件为例, 前者的最大增幅为38.5%, 后者的最大增幅为20.6%.

从图 2, 图 3中可以看出, 合适的工作蒸汽压力是最大限度发挥喷射器效能的重要因素.

当蒸发器中水温稳定在20℃时, 对应的饱和蒸汽压力为2330Pa; 当水温稳定在25℃时, 对应的饱和蒸汽压为3170Pa.当工作蒸汽压力为0.36MPa, 背压为4000Pa时, 被抽气体质量流率与其压力之间的关系见图 4, 喷射器引射系数与被抽气体压力的关系如图 5所示.

图 4(Fig. 4)

图 4 被抽蒸汽压力与被抽蒸汽质量流率的关系 Fig.4 Secondary fluid mass flow rate under different ejector suction pressure

图 5(Fig. 5)

图 5 被抽蒸汽压力与喷射器引射系数的关系 Fig.5 Ejector coefficient under different ejector suction pressure

从图 4中可以看出, 当被抽气体压力升高时, 被抽蒸汽质量流率增加.在特定工作蒸汽压力条件下(0.36MPa), 由式(1)知工作蒸汽质量流量由喷嘴喉径决定, 为定值.因此, 当被抽气体流量增加时, 喷射器的引射系数随被抽气体压力增加而增大(图 5).

当被抽蒸汽压力提高时, 压缩了工作蒸汽的膨胀核, 增大了被抽蒸汽在扩压器喉部的有效流通截面积, 同时, 高的被抽蒸汽压力也是其质量流量提升的原因.被抽蒸汽压力与制冷温度负相关, 因此, 适当牺牲制冷温度(被抽蒸汽压力适当提高)可以获得更高的引射效率.

保持工作蒸汽压力0.36MPa, 蒸发器中饱和水蒸气压力分别为2330和3170Pa时, 引射蒸汽质量流量、喷射器引射系数与出口背压之间的关系如图 6, 图 7所示.

图 6(Fig. 6)

图 6 喷射器背压与引射蒸汽质量流率的关系 Fig.6 Relationship between secondary fluid mass flow rate and back pressure

图 7(Fig. 7)

图 7 喷射器背压与引射系数的关系 Fig.7 Relationship between ejector coefficient and back pressure

从图 6, 图 7中可以看出, 对于引射蒸汽压力分别为2330, 3170Pa的工况下, 喷射器背压分别小于4200, 4400Pa时, 引射蒸汽质量流量、喷射器引射系数基本保持不变.当背压分别超过4200, 4400Pa后, 喷射器引射蒸汽质量流量、引射系数均随背压的增加而大幅度减小.可见, 4220, 4400Pa分别为喷射器对应条件下的临界背压.

当背压较低时, 工作蒸汽具有足够的能量, 在一定背压范围内, 能够很好地克服背压, 携带引射蒸汽并顺利流出喷射器, 此时, 引射系数保持不变.当喷射器工作在临界背压附近时, 破坏了引射蒸汽向出口的正常流动, 喷射器的工作稳定性受到影响.当喷射器工作背压超过临界背压时, 喷射器的抽气性能急剧下降.因此, 确定临界背压, 并使喷射器工作在低于临界背压下的出口压力工况下, 是保证其工作特性的关键.

1) 被抽气体流量流率和引射系数都是先随工作蒸汽压力增大, 达到最大值后开始下降; 对于特定喷射系统, 存在最佳工作蒸汽压力, 使喷射器效率最高.

2) 随着引射蒸汽压力的升高, 引射蒸汽流量和喷射器引射系数均增加, 引射效率与制冷温度之间需要协同考虑, 要获得较高的制冷效率, 制冷温度就不能太低.

3) 在一定背压范围内, 喷射器引射系数保持不变, 当超过临界背压后, 引射系数急剧下降.在实际应用中, 应避免喷射器工作在临界背压附近, 以防止工况变化导致其性能显著下降.