中温水空调系统风机盘管的性能研究

2019-06-20

制冷学报 2019年3期

(西安交通大学建筑节能研究中心西安 710049)

随着全球人口的急剧增加和经济规模的不断扩大，能源短缺和环境污染等一系列问题越来越突出，同时也受到人们越来越多的关注[1]。未来空调技术的发展，节约能源将是发展的总目标。据统计，我国空调系统能耗在建筑能耗中的占比为30%～60%[2]，冷热源在空调系统能耗中的占比为40%～60%，且该比例仍不断增加[3]。

江亿[4]提出，若综合考虑传热温差和介质的输送温差，当冷源温度约为7 ℃时，则露点温度可达到16.6 ℃。因此，一般5～7 ℃的冷冻水供水为常规空调系统中采用的供水温度。此时，主机中制冷剂所对应的蒸发温度通常为3～5 ℃。而过低的制冷剂蒸发温度限制了主机能效比的提升，导致较高的能耗。在夏季某些实际工程的运行中，为使室内温、湿度保持在舒适范围内，通常需对减湿后的低温空气再次加热，导致冷热相抵，造成能源浪费，故7 ℃的冷冻水供水温度已经严重制约了常规空调系统的进一步发展。但提高冷冻水供水温度会导致末端风机盘管的除湿能力下降[5]，故冷冻水供水温度提高时末端风机盘管的结构参数设置也是目前业界的研究热点。

图1 实验空调系统平面图Fig.1 Experimental plane of air conditioning system

近年来，国内外对风机盘管换热器结构改善的主要方式为：在换热管中加入流线型三角翅片强化传热[6]；设计内螺纹的扭管强化传热[7]；换热管外翅片打孔和锯齿状翅片设计以强化传热[8]；在换热管中放置倾斜角度翅片以强化传热[9]；从弯管曲率和雷诺数方面优化换热器性能[10]等。W.Pirompugd等[11]借助实验平台研究了管束数、翅片间距和管径等对波纹形翅片在湿工况下空气侧的换热性能的影响，结果表明，柯尔本因子和摩擦因子随翅片间距的增加而降低；A.Nuntaphan等[12]实验研究螺旋管翅片，结果表明，管径对空气侧性能有显著影响且湿工况下的传热系数比干工况略低。但国内外关于盘管结构参数改变对盘管除湿性能影响的研究尚存在不足。风机盘管中空气和冷冻水换热时，当盘管壁面温度低于空气露点温度时会发生热质交换，盘管壁面水膜的形成使盘管的热质系数和摩擦特性发生显著改变，导致换热模式变得非常复杂，因此关于除湿工况下风机盘管的实验研究相对较少。目前，对盘管除湿性能的研究主要为仿真模拟：Yu Xin等[13]研究了引入质传递效率时干、湿工况下盘管的适用模型。O.Morisot等[14]建立了在非额定工况下，风机盘管的制冷除湿模型，研究变流量空调系统中的制冷效率和除湿效率，但对模型中采用对数平均焓差法的本质缺少进一步的阐明。A.Vardhan等[15]建立了平直翅片盘管的效能-传热单元数法的数值模型，以研究盘管的制冷除湿性能，但缺少对盘管压降的详细计算。

为进一步研究风机盘管末端在冷冻水供水温度提高时的制冷除湿特性，本文研究了冷冻水供水温度为9～12 ℃的热湿耦合型空调系统，可较好地解决常规空调系统中冷冻水供水温度较低、能耗较高的问题，并将此定义为中温水空调系统。通过实验测试与盘管仿真相结合的方法，分析了冷冻水供水温度提高时，管排数变化对末端风机盘管制冷除湿量、送风参数、冷冻水回水温度影响的变化规律，旨在研究热湿耦合型中温水空调系统的末端风机盘管结构参数设置的建议方法，为后期中温水空调系统的优化设计提供理论依据。

1 实验装置及实验结果

1.1 实验装置

本实验旨在研究常规空调系统(末端为3排盘管FP85)和中温水空调系统(末端为6排盘管FP85)在冷冻水供水温度提高时，室内平衡状态点的温湿度参数变化规律。图1所示为实验空调系统平面图，该测试系统是由水系统、风管管路及一些附属设备组成的全回风空调系统。利用在风管送风口和回风口处布置的温湿度传感器监测室内平衡状态下的送、回风干球温度和相对湿度。实验测试工况中的冷冻水体积流量为0.843 m3/h，风量为587 m3/h。实验过程中以1 ℃的增量依次提高冷冻水供水温度，待系统稳定后，通过与温湿度传感器相配备的WinCC系统监测记录6个不同冷冻水供水温度工况下室内状态点达到平衡时的风参数和冷冻水参数。

实验连续测试16天，每天测试多组工况，每组实验包括6个工况，其冷冻水供水温度值分别为7、8、9、10、11、12 ℃。在多天测试结果中，选择相对湿度最大的一天，再选择该天中室外空气温湿度参数相近条件下的工况，如表1所示，对比分析室内平衡状态点温湿度参数随冷冻水供水温度提高时的变化规律。

表1 部分实验测试工况Tab.1 The part of the experimental test conditions

1.2 实验结果分析

实验测试的全回风系统中，常规空调系统选用3排风机盘管末端来消除室内的余热余湿。提高了盘管内冷冻水的供水温度，缩减了其与室内空气的传热温差，导致盘管的除湿能力下降。根据表1中室外空气相对湿度最大工况的实验数据进行分析。图2所示为中温水6排盘管与常规3排盘管的回风参数对比。由图2可知，在室外空气相对湿度为73.90%～75.24%，室外空气温度为32.34～32.55 ℃范围内时，对于该3排风机盘管末端，冷冻水的供水温度从7 ℃以1 ℃的增量依次增至12 ℃，室内平衡状态点的相对湿度波动较大。其中，冷冻水的供水温度从8 ℃增至9 ℃时，室内平衡点的相对湿度陡增至72.46%，超出舒适性空调湿度参数的设计范围。量化分析可得，7 ℃冷冻水的供水温度每以1 ℃的增量增至9 ℃，都会使得室内平衡点相对湿度增加11.03%～12.05%。冷冻水的供水温度在10～12 ℃时，室内平衡点的相对湿度所对应的波动范围为70%～75%。

图2 中温水6排盘管与常规3排盘管的回风参数对比Fig.2 Comparison of the return air parameter of the middle 6-row and the conventional 3-row fan-coil unit

中温水空调系统中6排风机盘管末端相比于常规空调系统中3排风机盘管末端增加了管排传热面积，强化了换热能力。因此，对于每组实验中冷冻水供水温度的提高，当供给6排风机盘管和3排风机盘管相同的冷冻水量和风量时，6排风机盘管的送风温度比3排风机盘管的送风温度低约7 ℃。随着冷冻水供水温度的提高，中温水空调系统提供了较低的送风温度，使室内平衡状态的回风温度均在24 ℃左右，确保了回风温度稳定在舒适性范围。当冷冻水供水温度从7 ℃增至8 ℃、从8 ℃增至9 ℃时，中温水空调系统的室内平衡状态点所对应的回风相对湿度分别增加了1.77%和7.33%。随着冷冻水供水温度持续增高，中温空调系统的室内平衡状态点的回风相对湿度维持在60%左右，确保了室内平衡状态时的温湿度参数达到舒适性要求。

通过计算分析可知，中温水空调系统中冷冻水供水温度从7 ℃升至12 ℃，对应的室内平衡状态点的送风温差从12.73 ℃降至9.67 ℃，因此可根据不同的建筑送风高度选择合适的冷冻水供水温度。GB 50736—2012[16]中对于舒适性空调系统的规定为：送风高度≤5 m的房间，送风温差应≤10 ℃；送风高度>5 m的房间，送风温差应≤15 ℃。送风温差过高会有冷吹风感，且送风口会结露[17]。故当中温水空调系统的冷冻水供水温度为9 ℃和10 ℃时适用于送风高度>5 m的建筑房间空调系统，冷冻水供水温度为11 ℃和12 ℃时适用于建筑房间高度≤5 m的建筑空调系统。

2 风机盘管模型

基于上述分析可得，3排风机盘管FP85在7 ℃的冷冻水供水温度提高时，除湿能力下降，不能保证室内平衡状态点60%的相对湿度，但6排风机盘管FP85可保证室内温湿度的舒适性。而中温水空调系统中6排风机盘管相比于常规空调系统中通常选用的3排风机盘管，增加了盘管耗材。因此，本文建立了盘管的传热传质模型，优化Matlab程序，并通过上述实验获得的测试数据验证该模型的准确性。采用控制变量法模拟冷冻水的供水温度以1 ℃的差值依次提高至12 ℃，分析管排对盘管传热传质性能的影响。最后，根据模拟结果分析得出，在满足末端风机盘管传热传质性能、耗材减少的前提下，实验测试中选用6排管翅式盘管FP85参数的建议设计参数。

2.1 风机盘管结构及参数

图3所示为仿真模型中选用的6排管翅式风机盘管示意图，其额定参数如表2所示。当风机盘管管程数>3时，交叉流换热器的换热性能与全逆流换热器的换热性能十分接近[18]，因此叉流换热可以简化为逆流换热。基于上述分析本文建立了风机盘管对数平均温差法逆流换热模型。

图3 6排风机盘管结构Fig.3 The structure of 6-row fan-coil unit structure

表2 6排风机盘管FP85的额定参数Tab.2 The nominal parameters of 6-row fan-coil unit FP85

2.2 微元划分

基于分布参数法建立了盘管的传热传质模型。模型根据管回路和管排假定盘管与冷冻水之间为二维热质交换，并据回路数和管排纵向长度，划分盘管微元段。管回路数为x方向，取值范围为0

2.3 模型假设及边界条件

基于对数平均温差法建立的风机盘管逆流换热模型，在保证风机盘管数学模型仿真精度满足要求的基础上对其进行简化，以减少计算量，对模型作出如下假设：1)盘管内各支路冷冻水分液均匀；2)空气在迎风面分配均匀，在换热器内部无横向掺混；3)在风机盘管管内只考虑冷冻水与管壁的径向热传递，不考虑轴向热传递；4)在每个换热单元中，空气侧表面的传热系数在干湿区域分布是均匀的；5)空气侧对流换热热阻中忽略换热器翅片与盘管间的接触热阻。

设置边界条件时，盘管入口给定不同冷冻水的供水温度以1 ℃的温升从9 ℃增至12 ℃，入口冷冻水体积流量及空气参数为表2中盘管的额定参数，盘管的冷冻水体积流量均为0.843 m3/h，回风流量均为845 m3/h，回风干球温度均为27.01 ℃，回风湿球温度分均为19.51 ℃。模拟中假设冷冻水的回水温度，在程序中采用二分法计算冷冻水回水温度的初值并进行迭代计算。盘管仿真模型中，在空气侧显热换热基础上以析湿系数的方式考虑总传热，尽可能降低模型的发散概率。

2.4 风机盘管换热数学模型

1)空气侧换热关联式

空气侧全热换热量Qa：

Qa=ha(ta-twall)(Apcpa+Afηf)+εr(da-dwall)(Ap+Afηf)

(1)

空气侧潜热换热量Qq：

Qq=(r+ta,mcpw-twallcpwall)hmdA(ta,m-dwall)

(2)

2)水侧换热关联式

冷冻水流态为紊流，其换热量Qw为：

Qw=mw(iw,in-iw,ou)=hwAw(twall-tw,m)

(3)

3 模拟计算结果与分析

3.1 验证盘管模型

对于末端风机盘管，输入回风参数和冷冻水参数，并依次模拟冷冻水供水温度从7 ℃增至12 ℃时盘管的性能。为验证风机盘管模型的可靠性，将实验数据与模拟数据进行误差对比分析得出：由于各仪器在实验监测过程中产生的误差、模型建立中的假设及简化所产生的误差使得风机盘管的冷冻水回水温度模拟值的相对误差(图4)在6.7%以内，风机盘管的送风温度模拟值的相对误差(图5)在9.1%以内，风机盘管的送风含湿量模拟值的相对误差(图6)在7.9%以内。

图4 冷冻水回水温度相对误差分析Fig.4 Relative error analysis of return chilled water temperature

图5 送风温度相对误差分析Fig.5 Relative error analysis of air supply temperature

图6 送风含湿量相对误差分析Fig.6 Relative error analysis of air supply moisture

模型建立中的假设、简化和各仪器在实验监测中均会产生误差。杨桂元等[19]得出，若模拟值与实验值的相对误差小于15%，即表明模型精准可靠。文中模拟值与实验值的相对误差均小于12%，表明该盘管模型具有良好的仿真精度。

3.2 冷冻水参数和送风参数的结果分析

图7所示为送风温湿度参数和冷冻水回水温度的变化。对于6排风机盘管FP85，当冷冻水供水温度为9 ℃时，与之对应的冷冻水回水温度为13.5 ℃，送风干球温度为12.19 ℃，湿球温度为11.5 ℃，含湿量为8.24 g/(kg干空气)。该模拟计算的送风温湿度参数和冷冻水回水温度均符合表2中盘管的额定工况参数。

图7 送风温湿度参数和冷冻水回水温度的变化Fig.7 Change of temperature and humidity parameters of the air supply and return chilled water temperature of fan-coil unit

由图7可知，在冷冻水供水温度一定时，回水温度随管排数的减少而降低，4排盘管的冷冻水回水温度较低。盘管的水侧换热量与冷冻水总流量、冷冻水的供回水温差呈正比例。6、5和4排盘管中的冷冻水总流量相同，冷冻水的供回水温差随管排数的减少而减少，因此4排盘管的水侧换热量较低。当管排数一定，并且冷冻水供水温度每升高1 ℃时，6排、5排和4排盘管所对应的冷冻水回水温度分别提高约0.650、0.625和0.655 ℃。表明在冷冻水供水温度提高时，对于4、5、6排风机盘管，冷冻水回水温度的增量基本相同。在风机盘管回风温度、回风相对湿度均分别相同的工况下，盘管的送风温度随管排数的减少而增加，表明盘管处理显热的能力随管排数的减少呈下降趋势。其中，当管排数每减少1排时，送风温度的增量约为1 ℃。由于风机盘管均采用露点送风，故盘管送风的相对湿度范围通常均为94%～98%。因此，在同一冷冻水供水温度下，各盘管的送风含湿量随管排数的增加基本保持不变。冷冻水的供水温度为9～12 ℃时，6排风机盘管的送风温差为12.36～14.82 ℃，5排风机盘管的送风温差为11.58～13.88 ℃，而4排风机盘管的送风温差为12.82～10.48 ℃。因此，可根据不同的建筑送风高度，选择相应的4、5、6排盘管。与5排、6排风机盘管相比，4排风机盘管的送风温差较低为10.48 ℃，不易产生冷吹风感。当冷冻水的供水温度为12 ℃时，4排风机盘管也可用于送风高度小于5 m的建筑物。

3.3 对数平均温差和析湿系数结果分析

对于同一风机盘管，盘管的回水温度、送风温度均随冷冻水供水温度的升高而提升(图7)。计算分析可知，盘管的对数平均传热温差和析湿系数随冷冻水的供水温度的升高呈下降趋势(图8)。

析湿系数的大小直接反映了盘管表面凝结水的析出量，同时也表示由于盘管中质交换的存在而增大了热质交换量。由图8可知，模拟结果中4排盘管的析湿系数最大，表明其除湿能力最优。4排风机盘管在冷冻水的供水温度从10 ℃增至11 ℃时，盘管的对数平均温差出现突降，表明其换热量出现了突降。在管排数改变的工况下，对应的盘管析湿系数和对数平均温差定量变化如下：在一定的冷冻水供水温度下，管排数由6排减至5排时，盘管的析湿系数增加约0.065，盘管的对数平均温差增加1.1 ℃；管排数由5排减至4排时，盘管的析湿系数增加约0.035，二者的对数平均温差逐渐趋于相同。

3.4 传热系数和换热量的结果分析

在冷冻水与空气发生热质交换的过程中，对于水侧而言，由于管排数减少，使各支管中冷冻水的流量增大。对于空气侧而言，管排数的减少导致盘管的迎风面积减少，而掠过4、5、6排盘管的空气流量相同，故空气的迎面风速增大。冷冻水和空气的流速均增大，一方面使换热扰动增强，强化了热质交换；另一方面导致空气与冷冻水的接触时间过短，热质交换不充分。盘管传热系数和换热量的变化如图9所示。在空气和冷冻水流速增大的共同作用下，当冷冻水的供水温度一定时，盘管的传热系数随着管排数的增加，呈先下降后上升的趋势，且4排盘管的传热系数最大。

图9 盘管传热系数和换热量的变化Fig.9 Change of heat exchange coefficient and heat exchange of fan-coil unit

盘管的换热量等于盘管的传热面积、传热系数、对数平均温差的乘积。由图8可知，4排风机盘管的传热系数、对数平均温差均大于5、6排风机盘管。同时，由于4排风机盘管的传热面积较小，削弱了换热量。计算分析可知，4排风机盘管中冷冻水与空气的换热量最小。其中，冷冻水的供水温度每提高1 ℃的工况下，6、5和4排风机盘管的换热量分别下降约6.14%，6.15%和6.13%，此时三者换热量的下降幅度基本相同。

图10 盘管空气侧压降的变化Fig.10 Change of air side pressure drop of fan-coil unit

3.5 空气侧压降的结果分析

图10所示为盘管空气侧压降的变化，风机盘管空气侧的压降与盘管的迎面风速和排数成正比，其中，盘管的空气迎面风速随管排数的减小而增大。计算分析可知，4排风机盘管的空气侧压降最小，而同盘管的压降随冷冻水供水温度的提高基本保持不变。在实际工程应用中，因空气侧摩擦阻力而产生的压降需消耗风机动力，因此选用空气侧压降较小的4排风机盘管可降低系统中的风机能耗。

4 结论

本文在室内回风干、湿球温度分别为27.01 ℃和19.51 ℃，FP85系列盘管的冷冻水体积流量和回风流量分别为0.843 m3/h和845 m3/h的条件下，进行了中温水全回风空调系统与常规全回风空调系统的对比实验，并通过盘管仿真验证了实验结果，以传热系数、除湿能力和换热量作为盘管换热性能的评价指标，模拟分析了冷冻水的供水温度从9 ℃以1 ℃的差值增至12 ℃时，FP85系列盘管中管排数(4、5和6排)变化对盘管换热性能影响的规律。研究结论如下：

1)当冷冻水供水从7 ℃增至12 ℃时，3排盘管FP85不能满足舒适性空调中的湿度要求，而6排盘管FP85可保证室内平衡状态点的温湿度参数满足舒适性空调的设计要求。

2)相比于5、6排风机盘管，4排盘管的传热系数和析湿系数较大，除湿能力较优，空气侧压降最小。

3)冷冻水的供水温度每提高1 ℃，6、5、4排风机盘管的换热量分别下降约6.14%，6.15%和6.13%，三者换热量的下降幅度基本相同。

4)相比于5、6排风机盘管，4排风机盘管的送风温差较低，不易产生冷吹风感。当冷冻水的供水温度为12 ℃时，4排风机盘管的送风温差为10.48 ℃，也可应用于送风高度<5 m的建筑物。

通过模拟分析4、5、6排风机盘管的换热性能等，得出4排风机盘管在满足盘管末端传热传质性能要求的前提下，同时增大了盘管的传热系数，减少了管排耗材和风机能耗。因此，4排风机盘管可适用于冷冻水的供水温度为9～12 ℃的中温水空调系统。

符号说明

A——空气侧盘管的传热面积，m2

Af——翅片间传热面积，m2

Ap——管路传热面积，m2

Aw——冷冻水侧盘管的传热面积，m2

cpa——空气比热容，J/(kg·K)

cpw——冷冻水比热容，J/(kg·K)