逆流式露点间接蒸发冷却器性能实验研究

(1 西安工程大学环境与化学工程学院 西安 710048； 2 澳蓝(福建)实业有限公司 福州 350001)

2003年V. Maisotenko等[1]提出一种新型间接蒸发冷却热力循环形式，它可以使任何一种气体或液体冷却至湿球温度以下，直至接近露点温度。国际上把这种热力循环称为M循环，国内通常称为露点间接蒸发冷却技术。露点间接蒸发冷却技术具有温降更大、应用范围广泛的优点，成为间接蒸发冷却技术研究的热点，得到国内外学者的关注。

D. Pandelidis等[2]对叉流露点蒸发冷却器进行了性能实验分析，以空气含湿量25 g/(kg干空气)为例，冷却器湿球效率为90%～110%，露点效率为63%～68%。Zhan Changhong等[3-4]在相同的几何尺寸和运行条件下对叉流换热器和逆流换热器进行对比分析，叉流式露点间接蒸发冷却器的湿球效率为116%，逆流式露点间接蒸发冷却器的露点效率为80%～90%。Duan Zhiyin 等[5-6]设计开发了一种逆流式露点间接蒸发冷却器，在不同的运行条件下测试了该逆流式露点冷却器进、出口和排气口的温度，湿度和风量，结果表明：该露点间接蒸发冷却器的湿球效率为0.55～1.06，能效比(EER)为2.8～15.5。Cui Xin 等[7]讨论了空气进口参数、室内空气作为回风、几何尺寸、加肋片对冷却器性能的影响，得出冷却器湿球效率为122%～132%，露点效率为81%～93%。Xu Peng等[8-10]开发了一种超高能效的逆流式露点间接蒸发冷却器，在干燥测试标准工况条件下，即干球温度为37.8 ℃，湿球温度为21.1 ℃时，该冷却器的湿球温度效率达到114%，露点冷却效率达到75%，在工作空气/全部空气风量比处于最佳比例时(即工作空气/全部空气风量比=0.364)时，该露点间接蒸发冷却器COP最高可达52.5。刘佳莉等[11]对一种复合式露点间接蒸发冷却空调机组的风压、效率、二次/一次风量比、淋水量、耗水量等性能参数进行实际测试，测试结果显示在室外高湿工况条件下，该机组的湿球效率最高可达103%。

但露点间接蒸发冷却技术在实际工程应用中不成熟，还存在诸多问题亟待解决，如露点间接蒸发冷却器结构形式的优化，在各种环境工况下的效率，风量配比与制冷量关系等问题。传统叉流式露点间接蒸发冷却器已被广泛研究，并得到了实际应用。本文研发了一种新型逆流式露点间接蒸发冷却器，在多种工况条件下，测试分析了该冷却器的湿球效率、露点效率、制冷量等参数。

1 逆流式露点间接蒸发冷却技术原理

1.1 原理

露点间接蒸发冷却器按照干湿通道结构的不同，一般分为叉流式与逆流式[12]。在叉流式露点间接蒸发冷却器中，一部分一次空气在被冷却的过程中不断的被引入湿通道内，作为二次空气使用[13]。而在逆流式露点蒸发冷却器中，一次空气在完全被冷却以后，部分一次空气再被引入湿通道内作为二次空气使用(图1)。

1进口空气；2产出空气；3工作空气。图1 逆流式露点间接蒸发冷却器结构Fig.1 Structure of countercurrent dew-point indirect evaporative cooler

逆流式露点间接蒸发冷却器内空气路径如图2所示。在该冷却器中，空气首先进入干通道内，向邻近的湿通道内散热，一次空气在干通道内被充分冷却。在干通道末端，一部分空气(产出空气)被送至所需要的空间，余下的空气(工作空气)通过小孔进入相邻的湿通道内，湿通道内气流流向与干通道内气流流向相反。该冷却器主要有两个特点：1)工作空气被完全冷却后被引入湿通道内，提高了干湿通道内的传热温差。2)干湿通道内空气形成逆流形式，增强了干湿通道内的热量传递。

1干通道；2湿通道；3干通道；4产出空气；5工作空气。图2 逆流式露点间接蒸发冷却器内空气路径Fig.2 Countercurrent dew-point indirect evaporative cooler air path map

1.2 性能评价指标

冷却效率是蒸发冷却器性能评价的重要指标之一。冷却效率包括湿球效率ηwb和露点效率ηdp[14]:

(1)

(2)

式中：tdb1为一次空气入口空气的干球温度，℃；tdb2为出口空气的干球温度，℃；twb1为一次空气出口空气的湿球温度，℃；tdp1为一次空气出口空气的露点温度，℃。

制冷量也是评价蒸发冷却器性能的重要指标参数。

(3)

式中：Q为制冷量，kW；V为出口空气风量，m3/s；ρa为出口空气的密度，kg/m3。

2 实验系统

2.1 实验参数确定

本实验在澳蓝(福建)实业有限公司国家级焓差实验室内进行。根据参考文献[15]蒸发冷却空调系统气候区域四区的划分如表1所示，选择乌鲁木齐、酒泉、西安等3个西北地区具有代表性的城市，根据GB 50736—2012[16]中规定的夏季空气调节室外计算干湿球温度的取值，GB/T 25860—2010[17]中规定的标准干燥和标准高湿环境工况作为本实验需要模拟的实验工况。实验模拟环境工况如表2所示。焓差实验室内模拟的干湿球温度误差为±1 ℃。

表1 蒸发冷却气候区域划分Tab.1 The climate division of evaporative cooling

表2 焓差实验室内的模拟工况Tab.2 Enthalpy difference simulated in the laboratory conditions

表3 变频风机工况设置Tab.3 Frequency fan operating conditions

2.2 实验步骤

1)运转空气预处理系统，将实验室内空气温湿度参数调节至设定地区室外空气温湿度参数的设计工况。

2)运转逆流式露点式间接蒸发冷却实验系统30 min，使其二次流道内的湿表面得到充分润湿，一、二次流道内的空气参数达到稳定状态。

3)依次调整5个不同的二次/一次风量比，测量并记录逆流式露点间接蒸发冷却实验系统各测点处空气状态参数。

4)分别在该冷却器的进风口、出风口、二次排风口处设置测点，测量并记录实验系统各断面处空气状态参数。

5)设定下一个实验室内环境工况，并重复步骤(2)～(4)。

6)实验测试工作结束，关闭实验系统。

2.3 实验台

图3所示为实验台结构。该实验台主要由压入式风机、送风管道、逆流式露点间接蒸发冷却芯体、二次排风机、风阀等组成。逆流式露点间接蒸发冷却芯体内部没有设置循环水箱，多余的水会直接接入排水管道。

图3 实验台结构Fig.3 Experimental bench strcuture

该实验的风量控制使用变频控制调节二次/一次空气风量比。对于二次/一次空气风量比选择了0.7、1.1、1.4、1.7、2.0等5组不同的取值，测试逆流式露点间接蒸发冷却器的性能(见表3)。测试仪器如表4所示。冷却器内部喷淋设备设定为每喷淋8 s后暂停60 s，保证冷却器湿通道内部可以充分润湿，水在湿通道内充分蒸发，同时减少水分的浪费。

表4 测试仪器Tab.4 Test instruments

3 实验结果与讨论

3.1 湿球效率

图4所示为在5种工况条件下，逆流式露点间接蒸发冷却器的湿球效率随二次/一次空气风量比的变化。在二次/一次空气风量比为0.7时，由于二次风机的关闭，冷却器效率均较低。而随着二次排风机的开启，二次空气风量增大，冷却器的湿球效率明显提升，冷却器的湿球效率均保持在90%～125%；在二次/一次空气风量比为1.1时，标准干燥环境工况下，冷却器湿球效率最高为105.6%；在二次/一次空气风量比为2时，冷却器的湿球效率均在125%左右。

图4 湿球效率随二次/一次空气风量比的变化Fig.4 Wet-bulb efficiency changes with air-flow ratio of secondary air/primary air

3.2 露点效率

图5所示为在5种工况条件下，逆流式露点间接蒸发冷却器的露点效率随二次/一次空气风量比的变化。在二次/一次空气风量比为0.7时，由于二次风机的关闭，冷却器露点冷却效率均较低。而随着二次排风机的开启，二次空气风量增大，冷却器的露点效率明显提升，冷却器的湿球效率均保持在60%～90%。在二次/一次空气风量比为1.1时，标准高湿环境工况下，该露点间接蒸发冷却器露点效率最高为78.1%；在二次/一次空气风量比为2时，冷却器的露点效率均在70%～90%。而在标准高湿的环境工况下，冷却器的露点效率最高。

图5 露点效率随二次/一次空气风量比的变化Fig.5 Dew-point efficiency changes with air-flow ratio of secondary air/primary air

3.3 制冷量

图6 制冷量随二次/一次空气风量比的变化Fig.6 Refrigerating capacity changes with air-flow ratio of secondary air/primary air

图6所示为在5种工况条件下，逆流式露点间接蒸发冷却器的制冷量随二次/一次空气风量比的变化。在二次/一次空气风量比为1.1时，冷却器的制冷量最高，由于此时冷却器的一次空气最大，产出空气的温度较低。而在标准干燥和乌鲁木齐工况下，空气干湿球温差最大，冷却器的制冷量均保持在较高水平。

3.4 进出风干球温降

图7所示为在5种工况条件下，逆流式露点间接蒸发冷却器的温度随二次/一次空气风量比的变化。由图7可知，随着二次风的比值增大，机组温降增大。在各个工况下，机组温降均保持在8～18 ℃。标准干燥工况和乌鲁木齐工况下，冷却器的温降均保持较高的水平。在标准干燥工况下，二次/一次空气风量比为1.1时，干球温度温降为15.2 ℃。极端情况下，温降可达18 ℃以上。如果二次排风机关闭，只靠一次压入式风机则测试效果明显下降。

图7 进出风干球温度随二次/一次空气风量比的变化Fig.7 In/out wind dry-ball temperature changes with air-flow ratio of secondary air/primary air

3.5 进风温度与冷却效率

根据实验结果，在二次/一次空气风量比约为1.1时，冷却器的制冷量最大，出风空气风量和排风空气风量在一个经济性的范围内。如果二次排风所占比例过高，虽然出风温度较低冷却效率较高，但此时进口空气的绝大部分将会成为二次空气完全排出，该冷却器将失去实际应用价值。因此选取二次空气/一次空气风量比=1.1条件下，分析该冷却器的的性能尤为关键。

二次空气/一次空气风量比=1.1条件下的测试数据如图8所示。随着进风干球温度的提高，冷却器的湿球效率保持在95%～100%的较高水平，冷却器的露点效率保持在60%～80%。由于冷却器的湿球效率约为1，因此出风的干球温度与进风的湿球温度的变化基本保持一致。因此提高进风的干湿球温差对冷却器的影响较大。

3.6 热成像仪测试结果

露点冷却器热成像图片是在标准干燥环境工况下拍摄的。红外热成像仪测试结果如图9所示。由图9(a)可知，在露点冷却器芯体的外表面，温度随着冷却器入口到出口逐渐降低。随着空气冷却过程的进行，温度降低了约5 ℃。而在冷却器上半部主要是喷淋水部分，温度变化不明显。

图8 二次空气/一次空气风量比=1.1条件下的测试数据Fig.8 Test data under the condition of air-flow ratio of secondary air /primary air=1.1

由图9(b)可知，送风通道与冷却器内存在约10.9 ℃的传热温差。从送风管道到该露点蒸发冷却器芯体内部，有明显的温降效果，温度大幅降低。在二次排风通道侧，温度也相对较低。

图9 红外热成像仪测试结果Fig.9 Infrared thermal imager test results

4 结论

本文在焓差实验室内模拟标准干燥、标准高湿、乌鲁木齐、酒泉、西安等5种不同的环境工况，对逆流式露点间接蒸发冷却器的性能进行实验测试分析，得到如下结论：

1)在标准干燥工况(干球温度38 ℃，湿球温度23 ℃)，二次空气/一次空气风量比=1.1条件下，该冷却器湿球效率可达105.6%，露点效率可达76%，制冷量为2.83 kW，干球温度温降可达15.2 ℃。此工况条件下的红外热成像测试结果表明，送风通道与露点冷却器存在约10.9 ℃的温降。该露点冷却器的冷却性能相比于传统间接蒸发冷却器60%～80%的湿球效率有大幅度的提升。

2)随着二次空气风量的增加，冷却器的湿球效率可以轻松突破100%，产出空气的干球温度达到进口空气的湿球温度与露点温度之间，即达到亚湿球温度。而一次空气在冷却器干通道内只会被等湿冷却而不会被加湿，因此大大拓展了蒸发冷却器应用领域。

3)二次排风机的关闭与开启对冷却器的性能影响极大，只有在二次排风机充分工作时，冷却器的冷却性能才能达到最佳效果。

4)在标准干燥工况和乌鲁木齐工况，该冷却器的性能达到了一个最高水准，验证了露点间接蒸发冷却技术在我国西北干燥地区具有极大的优越性和广阔的应用前景。

本文受西安工程大学研究生创新基金(CX201701)项目资助。 (The project was supported by Xi′an Polytechnic University Graduate Innovation Fund Project (No.CX201701).)