夜为昼用的蒸发冷却式节能空调的设计

黄兴宗，盘丽萍，陈思敏，李 敏

（广东海洋大学机械与动力工程学院，广东湛江524088）

引言

我国西北内陆区，如新疆、青海、宁夏等使用的空气调节器主要是以蒸发式制冷［1］为主。虽然蒸发式制冷利用了干湿球温差的天然冷源［2］，能耗较低，但是存在耗水量大和降温有限的缺点。特别是在食堂这种冷负荷大、温度要求低的场合，蒸发式制冷机组并不能满足需求。如果采用压缩式制冷空调，虽然能得到较低的空气温度，但是耗功大，且不具备调湿功能。同时，由于食堂供冷只出现在中午时刻，如果采用压缩式制冷空调，其成本将高于效用［3］。

为了有效利用西北地区昼夜温差大的特点［4］，并结合直接蒸发式制冷的优势，设计了一种耗水量少、温降大、无压缩耗功、可调湿的以蒸发冷却为基础的利用昼夜温差的新型节能空调系统。并以西宁某饭堂夏季空调系统的设计为设计案例，进行计算和系统匹配，且与普通蒸汽压缩式空调系统进行能耗对比，具有良好的节能效果。为本设计在同类地域空调设计中的应用提供参考。

1 系统介绍

1.1 系统原理流程的设计

为了克服蒸发式冷却空调直冷湿度大，间冷温差小，实际应用受限的缺陷，并有效利用直接蒸发制冷的优点［5］，结合昼夜温差地区的优势，设计了新型节能空调系统，其系统流程原理图如图1所示。整个系统由轴流风机，喷淋室，管翅式换热器，保温水箱，高位水箱，水泵，冷却塔和系列阀门与管道组成。保温水箱用来蓄存夜晚的低温水。高位水箱与冷却塔

形成回路有效利用昼夜温差散热和维持冷水温度。

图1 系统原理流程图1—轴流式风机；2—喷淋室；3—管翅式换热器；4—室内；5—保温水箱；6、7—比例积分阀；8—室外水箱 （高位水箱）；9—冷却水塔

1.2 系统运行方式解析

如图1所示，室外空气首先通过轴流风机进入喷淋室，经循环水喷淋后等焓加湿，然后等焓加湿降温后的空气进入换热器，与夜晚的冷水进行换热，空气在换热器内与冷水进行热交换，温度进一步降低，但含湿量不变，冷却后的空气通入室内，达到室内制冷效果。吸收了空气的显热的冷水流到高位水箱储存起来。待到晚上气温开始降低时，冷却水塔开始工作将白天吸收了空气显热的冷水降温，当温度降低到设计温度时，温控器发出信号打开电动阀，使高位水箱的冷水流入保温水箱保温，以供白天使用，同时，冷却水塔停止工作。湿空气的状态变化如图2所示，从1点等焓加湿到2点，再等湿降温到3点。

图2 湿空气的蒸发冷却过程

2 案例空调系统的设计计算

2.1 设计条件

本系统在进行计算时有以下的设定：

以青海西宁为例子进行可行性计算，计算模型是当地的一所饭堂。食堂供冷一般只出现在中午3个小时内。食堂的冷负荷比较大，用直接通新风或普通的蒸发式冷却的方法并不能满足需求。

西宁夏季空调室计算日平均温度20.8℃，室外计算干球温度26.5℃，室外计算湿球温度16.6℃，室内干球温度22℃，夏季夜晚平均温度9℃［6］。

食堂需供冷面积100平方米。其构造如下：

（1）屋顶：从上到下为：细石混凝土40mm，防水卷材4mm，水泥砂浆 20mm，挤塑聚苯板35mm，水泥砂浆20mm，水泥炉渣20mm，钢筋混凝土120mm，传热系数K＝0.49W／（m2·K）。

（2）外墙：水泥砂浆 20mm，挤塑聚苯板25mm，水泥砂浆20mm，钢筋混凝土200mm，传热系数K＝0.83W／（m2·K）。

（3）外窗：双层窗，3mm厚普通玻璃；金属窗框，窗高1500mm，长2000mm。

（4）内墙：邻室与食堂温度基本相同。

（5）食堂每小时人流量70人，空调运行时间为11∶00-13∶00.

（6）室内照明：白炽灯，100W。

（7）新风量：≥30m3／（人·h）。

2.2 设计工况范围

通过结合西宁市夏季的气候特点和湿空气焓湿图，可以得到本系统的工况范围，如图3。由于人体对湿度和温度有舒适性要求，所以以1点作为换热器最大工况点，2点作为喷淋室最大工况点，阴影部分为常用工况，其相对湿度范围为50%～70%，温度范围为24～18℃。

2.3 冷负荷计算

根据选定的初始数据，对食堂中午三小时内屋面、外墙、外窗非稳态传热、透过窗日射得热、人体散热、照明散热和人就餐时额外增加的显热和潜热进行计算冷负荷。负荷汇总如表1所示。

图3 工况范围示意图

表1 房间各部分冷负荷分类汇总表

2.4 匹配换热器的设计计算

换热器按换热器的最大工况来计算，此时空气进口温度26.5℃，出口温度18℃。而管程侧的冷水由于保温水箱里的冷水会有一定的温升而高于9℃，所以这里假设换热器进口水温为12℃。管子外表面的温度会由于两侧的污垢热阻、管壁导热热阻的存在而高于空气的露点温度，所以计算不需要考虑结露情况。

通过计算，获得换热器所需面积为4.49m2，将换热器设计为传热管用Ø10x0.7mm的纯铜管，翅片选用 δf＝0.2mm的铝套片，翅片间距 sf＝2.2mm。管束按正三角形叉排排列，垂直于流动方向管间距s1＝25mm，沿流动方向管排数nL＝8。宽1800mm，高300mm，垂直于气流方向的每排管子数为12，其设计示意图如图4所示。核算此换热器的换热面积为4.67 m2，设计换热面积比最大工况所需的换热面有4%的富裕度，设计合理。

图4 换热器管束布置图

2.5 喷淋室设计

在设计条件为：离心喷嘴的喷嘴密度n＝13个／（m2·排）；vρ＝1.5～3.0kg／（m2·s）；喷嘴前水压P0＝0.1～0.25MPa下根据文献 ［7］喷水室热交换效率实验公式的系数和指数，设计喷淋室迎风面大小宽为b＝0.6m，h＝0.9m。

计算喷淋室出口温度t2与喷水室喷淋水量之间在不同空气量下的关系并绘制该曲线如图5所示。因此，可以通过调节喷水量来调节喷淋室的出口温度。

式中，qm为喷淋水量，kg／s；G为处理空气量，kg／s。

2.6 水箱设计

2.6.1 保温水箱体积的设计

最大工况时，冷水经过换热器的质量流量qm2＝0.525kg／s，假设本系统按照最大工况运行，满足食堂中午运行3个小时的要求，则总的冷水量M为：

总体积V′为：

图5 喷淋室出口温度与喷水量关系

V′＝M／ρ＝5670／1000＝5.67m3，

匹配水箱体积V为：

V＝6m3，

V／V′＝6／5.67＝1.06。

有6%的富裕度，设计合理。

选用市面上的6T常规保温水箱，水箱直径和高度为1880mm×2400mm，保温层材料为聚氨酯，厚度50mm，其保温效果为24小时内温度降幅±2℃，满足使用要求。保温水箱应放置于阴凉处、且对流弱的位置。

3.6.2 室外高位水箱的设计

室外水箱要求换热良好，所以选用市面上的常规6T不锈钢卧式水塔，其尺寸为D1360mm×L3300mm。为保证室外水箱可以通过重力将冷水送到保温水箱，设计室外水箱高为3m。

2.7 温控系统的设计

为了空调系统的良好使用，必须匹配合适的温度控制系统，参考相关文献［8］并设计了本系统的温度控制系统流程图如图6所示。

对于左流程，当冷负荷发生改变后，温控器检测到室内温度发生偏移，将对电动阀和电动风阀发出信号，改变冷水流量和空气量，使室温回到设定值。对于右流程，在夜晚时，当检测到室外水箱里冷水的温度经过冷却塔的循环冷却后已经足够低了，便打开常闭的电动阀门，使室外水箱的冷水流入保温水箱，同时关闭冷却水塔的循环泵。

图6 温控器流程图

2.8 设备功率计算及选型

目前离心式泵总效率约在0.60～0.90的范围，轴流风机可达0.90以上［9］。本系统匹配的离心式泵总效率选用0.85，轴流风机总效率选用0.90。

2.8.1 送风机的功率计算及选型

通过对喷淋室内阻力、换热器内阻力以及管道阻力的计算并修正，得风机所需风量qv1＝qv1′＝1.848m3／s，风压 P＝356.45Pa。由于风压不高，流量比较大，所以本风机选用KT-40的轴流式风机。此时风机的实际运行功率为0.8kW。

2.8.2 喷淋室泵的功率计算及选型

按最大工况计算，其流量qm＝0.4331kg／s，则qv＝qm／ρ＝4.331×10-4m3／s，喷嘴前压力 P0＝0.1MPa＝100000 Pa。选型根据流量和压力选择喷淋室泵的型号为1WZB-125A。此时喷淋室泵的实际运行功率为0.055kW。

2.8.3 冷水泵的功率计算及选型

通过计算换热器管内外的沿程阻力及将冷水送到高位水箱的压头，得冷水泵的扬程H＝hf1＋hf2＋3＝21.34＋0.52＋3＝24.86m。选型根据流量和扬程选择冷水泵的型号JLM60-370A。此时喷淋室泵的实际运行功率为0.164kW。

2.8.4 冷却水塔及其水泵的选型

由于水和空气的比热容相差较大，所以在白天时空气温度上升比较快；而晚上时，空气温度下降明显，而水温下降幅度不大。

对于本系统而言，由于冷水在换热器中吸收了空气的显热，温度升高之后流到室外水箱 （即高位水箱），如果不使用冷却水塔对水进行冷却，单靠室外水箱和室外冷空气进行传导对流换热，换热效果有限。所以本系统采用了冷却水塔，在夜晚时，让室外的冷空气和室外水箱里的水充分换热，经过多次循环，使水温达到小于等于9℃的设计要求。

为使高位水箱的水能够在较短的时间多次通过冷却水塔，达到多次降温的效果，就要求冷却水塔的流量要选择大点，但同时考虑到成本因素，选择型号为KZT-15L的冷却水塔，并配功率为0.43kW的型号为QDX15-10-0.75L2的冷却水泵。

3 耗功计算及能耗比较

若按工况1（冷水泵和送风机最大工况运行3小时，水塔机组运行2小时）时，总耗电量为：

W＝ （0.8＋0.164） ×3＋ （0.43＋0.43＋0.18） ×2＝4.972kWh

与理想逆热机 （逆卡诺循环）相比，热源温度取室外tg＝26.5℃，低温热源取平均值：

与理想逆热机相比仍节能34.5%，所以与实际逆热机相比节能大于34.5%。

同样，若按工况2（喷淋室泵和送风机按最大工况运行）时，其总功率为：

P＝0.80＋0.055＝0.855（kW），

运行3小时，总耗电量为：

W＝0.855×3＝2.565（kWh）。

与理想逆热机相比，仍节能34.6%，所以与实际逆热机相比节能大于34.6%。

4 结语

设计了新型蒸发冷却式节能空调系统，通过案例设计计算和节能比较，可知系统是可行的，适用于昼夜温差大且干湿球温差大的地区，可在富有昼夜温差的地区推广应用。

系统优点表现在，耗水量少，充分利用了蒸发冷却式空调的优势，且全面克服了普通的蒸发式空调系统为得到较低的送风温度需要的直接蒸发冷却高湿度空气和间接蒸发冷却的低送风温差，且避免了间接蒸发冷却由于直接将带有水汽的二次空气排向大气，造成水的大量消耗。本系统可以在满足供冷的前提下，只有直接蒸发冷却，所消耗的水全部用来为用户调湿使用；利用了当地昼夜温差大的特点，温降大，可以提供更大的制冷量和更低的温度；耗功少，相比常见的家用空调系统减少了压缩机的耗功；控制方便，只需要知道目标状态送风状态参数，就可以通过喷淋室的等焓加湿达到目标送风参数的含湿量，然后再通过换热器的等湿降温，来达到送风状态参数。通过比例积分电动阀和温度控制器控制冷水流量和送风量来控制和稳定室内温度和湿度。相较于压缩式空调，节能率可达34.5%以上。同时因为有喷淋室的存在，所以相比一般的空调，本系统不仅能调节温度而且可以调节湿度，在空气干燥的地区十分适用。