露点式蒸发冷却空调机组用于干燥地区的试验研究

2020-05-12常健佩褚俊杰

流体机械 2020年4期

翔，焦煜，常健佩，褚俊杰

（1.西安工程大学，西安 710048；2.中国建筑科学研究院有限公司，北京 100013）

0 引言

蒸发冷却空调技术是一种节能、环保、可持续发展的空调技术［1-2］。在我国西北干燥地区（夏季空调室外计算湿球温度低于23 ℃的地区），如新疆、甘肃、青海等干热气候区，在居住建筑中应用直接蒸发冷却设备的案例很多，但是直接蒸发冷却降温有限、加湿量大限制应用场所的范围、设备体积较大等问题［3］，如何解决这些问题，是当前行业的难点和热点。基于ValeriyMaisotsenko提出的新型热力循环（即M-cycle理论）［4］，露点间接蒸发冷却空调技术可以实现能量的梯级利用，使“干空气能”得到最大限度的利用，采用此技术的空调设备出风可以逼近空气的露点温度，解决直接蒸发冷却设备降温幅度小、体积大的问题［5-6］。为了探究露点式蒸发冷却设备应用到干燥地区居住建筑的使用效果，在新疆喀什地区建立了示范项目，并根据现场收集的数据对露点式蒸发冷却空调设备的能效比、制冷量和出风空气的温湿度等参数进行了评测，为该设备应用于干燥地区居住建筑提供参考依据。

1 工程概况

示范项目位于新疆喀什市，属于居住建筑。建筑高度6.9 m，总建筑面积356 m2，空调面积188.8 m2，供冷期为6月1日-8月31日，单层住宅高度3.0 m。项目建成于2019年，空调系统于同年7月份开始投入运行。喀什市属于寒冷（A）区，海拔1 288.7 m，大气压约876.9 hPa，极端最高温度为40.1 ℃，昼夜温差较大（＞10 ℃）。喀什地区供冷期日室外最高干球温度和含湿量［7］如图1所示。

图1 供冷期日室外最高干球温度和含湿量

采用Dest建筑能耗模拟软件模拟供冷期空调负荷，围护结构得热、照明、设备散热形成的冷负荷以及人体散热、散湿冷负荷。夏季空调室内设计参数为26 ℃，相对湿度50%；夏季空调室外计算干球温度 33.8 ℃，湿球温度 21.2 ℃［8］。

供冷期该建筑冷负荷的模拟结果显示，最大负荷大多出现在每天的15：00～16：00之间，约为6.8～10.8 kW；最小负荷多出现在22：00～23：00，最小负荷在2.2～5.0 kW之间。经对供冷期各天空调供冷能耗需求计算可知，该建筑夏季供冷总能耗需求为5 144.77 kW·h，即单位面积空调能耗需求为 27.2 kW·h/（m2·a）。

2 降温方案

2.1 空调系统

空调系统采用露点间接蒸发冷却全新风空调系统，如图2所示。经过机组的室外新风被冷却至18 ℃，考虑管路温升，设计送风温度为19 ℃，机组机器露点90%。根据室内冷负荷和设计工况进行风量计算，得到所需总风量为2 800 m3/h。空调区域共设置2套空气处理及送风系统，考虑风量富裕系数1.07，每台露点间接蒸发冷却空调机组设计风量为1 500 m3/h。

图2 露点间接蒸发冷却全新风空调系统

2.2 空调机组原理及参数

露点间接蒸发冷却空调机组结构如图3所示。机组主要由露点间接蒸发冷却器、风机与水泵等动力系统以及电气自控系统所组成。

图3 露点间接蒸发冷却空调机组结构

露点间接蒸发冷却空调机组的工作原理如下：空气被机组内的蜗壳风机吸入后，进入露点间接蒸发冷却器被分为两部分，一部分的空气全部被带到下半部分的干通道，穿过节流孔，作为二次空气被逐渐转移到湿通道内，不断与喷淋水进行蒸发冷却的作用，同时通过换热板与干通道内的一次空气进行显热换热，最后沿湿通道从排风口排出［9-11］。另一部分的空气从露点间接蒸发冷却器上半部分的干通道进入，被前一级湿通道内的二次空气（工作空气）带走显热，焓值降低，实现预冷之后，再次经过湿帘进行等焓冷却，通过送风管道连接送入室内用于冷却降温；机组在冷却器后加装了直接蒸发冷却装置（湿帘），使产出空气再次被降温，这是与以往叉流、逆流、复合露点式空调机组不同的特点。露点间接蒸发冷却器空气流动路径如图4所示、露点式空调机组空气处理过程如图5所示。

图4 露点间接蒸发冷却器空气流动路径

图5 露点间接蒸发冷却空调机组空气处理过程

该居住建筑所用的空调机组的参数配置如表1所示，设计风量为1 500 m3/h。露点间接蒸发冷却空调机组总体尺寸为1.460 m×0.665 m×1.760 m，总重量为450 kg。

表1 露点间接蒸发冷却空调机组的参数配置

3 测试分析

在本项目中测试的内容包括：进风口温湿度、排风口温湿度、送风口温湿度，送风口风速以及机组逐时耗电量。

温湿度自计仪（型号：desto 174H）测量范围为-20～70 ℃，相对湿度为0%～100%，精度分别为±0.1 ℃和±0.1% RH。采样时间间隔为1 min。送风口的空气流量由空气流速和横截面积间接测量。风速仪（型号：desto 410）测量范围为0.4～20 m/s，精度为0.2 m/s。多功能电表（型号：Acrel），功率、有功电能精度等级为0.5级。

3.1 性能评价指标

冷却效率是蒸发冷却器性能评价的重要标准，其中冷却效率包括湿球效率ηwb：

式中 tdb1——一次空气入口干球温度，℃；

tdb2——一次空气出口干球温度，℃；

twb1——一次空气入口湿球温度，℃；

tdp1——一次空气入口露点温度，℃。

湿球效率用来描述一次空气出口干球温度接近一次空气入口湿球温度的程度，而露点间接蒸发冷却器往往能将空气冷却到入口空气湿球温度以下，因此又引入露点效率ηdb：

露点效率用来描述一次空气出口干球温度接近一次空气入口露点温度的程度［8］。

除了冷却效率以外，制冷量Q也是评价蒸发冷却器性能的重要指标参数。

式中 cp，a——空气的比定压热容，kJ/（kg·℃）；

ρa——空气密度，kg/m3；

LC——产出空气风量，m3/h。

露点间接蒸发冷却空调机组的COP指的是其制冷量与输入功率的比值，COP值越大，说明冷却器效率越高，越节能。COP的计算式如下。

式中 P ——空调机组的电功率，kW；

V ——空调机组的送风量，m3/h。

3.2 数据测试结果与分析

3.2.1 露点间接蒸发冷却空调机组测试分析

图6示出夏季典型日环境温度、露点间接蒸发冷却空调机组进出口温度与室内相对湿度变化情况，图7示出机组进出风温度与湿球效率、露点效率的变化情况。从图中可以看出，室外干球温度在32.4～36.9 ℃之间变化，进风口干球温度在27.0～29.9 ℃之间变化，进风口湿球温度在19.4～19.8 ℃之间变化，出风口平均温度19.9 ℃，机组湿球平均效率101.9%，露点平均效率65%。

环境温度与进风口温度相差4～5 ℃，是由于机组放置在建筑的阴面，一天之中不受太阳直射。室内温度平均在25.9 ℃，相对湿度55.1%，满足人员的热舒适要求。实测室外干球温度相比喀什地区室外设计干球温度高0.75 ℃，湿球温度低1.58 ℃，属于典型的干燥工况。进风口干球温度、湿球温度、出风口干球温度与湿球效率、露点效率规律不明显，相关性不是很大。

图6 室外环境、进出口温度与室内湿度的变化

图7 进出口温度、露点效率与湿球效率的变化

通过式（3）计算机组制冷量3.8 kW，实测实时耗电量0.753 kW，机组能效比5.0，这也是整个空调系统的能效比，在测试期间，送风口的布点位置在室内侧，制冷量的计算也是通过室内送风口参数进行计算的。能效比过小的主要原因是进风口的干球温度过低、与送风口的温差较小，在风量一定的情况下，制冷量减少，能效比也随之变小。

图8，9分别示出进出口温差与湿球效率、露点效率的变化情况，可以看出，进风口平均干湿球温差8.58 ℃，进风口平均干球、露点温度温差13.51 ℃，进风口与出风口的平均干球温差为8.72 ℃。湿球效率、露点效率变化曲线与进出风口的温差变化曲线走势相同，进出风口温差越大，湿球效率与露点效率越大，反之越小。

进风口平均干湿球温差与进风口干球、露点温度的温差变化曲线走势相同，进风口干湿球温差越大，则进风口干球、露点温度的温差越大，反之越小。

图8 进出口温差与湿球效率的变化

图9 进出口温差与露点效率的变化

图10示出进风、送风、排风含湿量与室内含湿量变化情况。露点间接蒸发冷却器和直接蒸发冷却器喷水时间为15 s，停止喷淋1 min。根据典型日进风、送风与排风口的参数，可计算得出进风、出风、排风的含湿量。其中进风口平均含湿量10.79 g/kg，送风口平均含湿量11.89 g/kg，排风口平均含湿量17.15 g/kg，机组开启稳定后，室内平均含湿量11.58 g/kg。

图10 进风、送风、排风含湿量与室内含湿量的变化

在运行期间，排风平均加湿量为6.36 g/kg，新风平均加湿量为1.2 g/kg，由于室外含湿量低，室内的水蒸气会从窗户渗入到室外环境中，这样就保证了室内相对湿度40%～60%的要求。并由此也计算出露点间接蒸发冷却器的蒸发损失是直接蒸发冷却器蒸发损失的5.3倍。露点间接蒸发冷却空调机组送风量1 210 m3/h，排风量610 m3/h，工作空气与产出空气的比值为0.5。经过计算，露点间接蒸发冷却器的蒸发损失为4.66 kg/h，直接蒸发冷却器的蒸发损失1.74 kg/h，所以机组的蒸发损失为6.4 kg/h。

室内设计参数26 ℃，相对湿度50%，焓值52.94 kJ/kg。进风口平均焓值56.3 kJ/kg，送风口平均焓值50.2 kJ/kg，排风口平均焓值68.95 kJ/kg，机组开启稳定后，室内平均焓值55.6 kJ/kg。室内空气的焓值比进风口的焓值低，因为室内的温度低于进风口的温度，虽然室内含湿量大于进风口的含湿量，但是干空气所携带的冷量有更明显的作用。图11示出进风、送风、排风口焓值变化。

图11 进风口、送风口、排风口焓值的变化

图12示出进风、送风、排风口干空气与水蒸气焓值变化情况。

图12 进风、送风、排风口干空气与水蒸气焓值的变化

从图中可以看出，排风口水蒸气的焓值＞送风口水蒸气的焓值＞进风口干空气的焓值＞进风口水蒸气的焓值＞排风口干空气的焓值＞送风口干空气的焓值。送风空气焓值与排风空气焓值之和不等于进风空气焓值，是由于循环水的加入，排风（工作空气）与水在露点间接蒸发冷却器湿通道内发生热质交换，增加了汽化潜热。经过计算，进风口、送风口、排风口以及室内干空气与水蒸气的焓值占比分别为：51%，40%，37%，47%。送风口空气中水蒸气的焓值占较大的比例，干空气的焓值占较小的比例，所以空气的焓值低，可以吸收室内的热量。排风口空气中水蒸气的焓值比例为60%，吸收了干通道内产出空气的热量，在露点间接蒸发冷却器中，排风口相比进风口的干空气焓值降低3.5 kJ/kg，水蒸气的焓值却增加了16.1 kJ/kg，水蒸气焓值增加量是干空气焓值降低量的4.6倍，说明露点间接蒸发冷却器中空气的潜热换热要大于显热换热。

3.2.2 室内环境测试分析

每台空调机组供4个用户使用，每个室内设置1个送风口，送风口类型为双层百叶栅型送风口，本次测试了一层的2个送风口的温湿度参数以及风速。测试结果显示：送风口1平均温度在19.9 ℃，相对湿度81.6%。送风口2平均温度在20.9 ℃，相对湿度76.3%。送风口温度与进风口的平均湿球温度20.05℃很接近，送风口1距离机组最近，送风口4距离风口较远，为末端风口。从送风口1至送风口2，风管温升为0.15 ℃，温升范围很小，符合要求。

机组实测送风量与额定风量相差300 m3/h，每个送风口的风量根据用户者的需求进行了调整。表2为一层送风口1与送风口2的状态参数。