立管式间接蒸发冷却器的设计与适用性研究

常健佩，黄 翔，贾晨昱，杜冬阳，许晶晶

（1.西安工程大学 城市规划与市政工程学院，西安 710048；2.中国启源工程设计研究院有限公司，西安 710018）

0 引 言

蒸发冷却利用干空气能为驱动势，通过水蒸发达到降温的效果，是一项节能、环保、经济、健康的技术。在干燥地区采用直接蒸发冷却对新风可以加湿和湿式过滤，提高新风质量［1-2］，在中、高湿度地区可以预冷新风和能量回收［3-5］。

目前针对间接蒸发冷却器的研究主要包括传热传质的建模与分析，材料与结构的优化，喷淋布水，湿通道工作空气［6-9］，以及对板翅式间接蒸发冷却器、直接蒸发冷却器的开发设计中模型的简化与性能测试［10-11］。当前，针对间接蒸发冷却器的研究热点主要在露点式间接蒸发冷却器的理论模型、数值模拟与性能实验［12-18］，闭式冷却塔中的蒸发冷却盘管的设计与实验可借鉴传统卧管式间接蒸发冷却器［19］。

目前，对于圆管、椭圆管或是板管形状的间接蒸发冷却器，不论设计成卧式或立式，计算模型既要适合于工程设计，并要缩小误差。本研究对比卧管式与立管式间接蒸发冷却器的设计计算，基于间接蒸发冷却器热质交换的能量方程，优化立管式间接蒸发冷却器的计算模型，对于湿通道水膜与管壁间对流换热系数，用数值计算方法代替经验取值方法，并考虑换热器壁的导热热阻，而管内受迫对流换热系数受空气流动状态的影响，风速的选取需要结合实际设备的尺寸要求，引入假定流速法对管内的风速取值和校核。

1 间接蒸发冷却的工作原理与设计对比

1.1 间接蒸发冷却器工作原理

直接蒸发的冷却极限是进风湿球温度；间接蒸发的冷却极限不会低于二次空气的湿球温度；而间接与直接复合使得送风小于进风的湿球温度，达到亚湿球温度；进风经过露点式间接蒸发冷却器冷却可以趋近露点温度。传统间接蒸发冷却器也是一种间壁式换热器，其工作原理与闭式冷却塔中的蒸发冷却盘管类似，热流体被间壁式换热器另一侧的喷淋水与不饱和空气冷却，热流体侧没有发生相变。

图1 间接蒸发冷却器工作原理示意

1.2 设计对比

对于卧管式、立管式间接蒸发冷却器的设计计算流程如图2所示，卧管式、立管式间接蒸发冷却器的计算步骤基本类似，只是在采用假定流速法来确定换热管内的气流状态和换热系数时，立管的管内为湿通道的二次空气，卧管的管内为干通道的一次空气。对于换热管束叉排布置时，管束间距的比值S1/S2，计算管外侧的对流换热系数的Nu公式中涉及到S1/S2，，立管的管外侧为干通道的一次空气的换热系数，卧管的管外侧为湿通道的二次空气的换热系数。

图2 卧管式、立管式间接蒸发冷却器的设计流程

2 立管式间接蒸发冷却器的设计

立管式间接蒸发冷却器的设计，无论是圆管、椭圆管或板管，均可用当量直径法进行设计计算，换热管束通常采用叉排布置。卧管的湿通道在管外，干通道在管内，立管的湿通道在管内，干通道在管外，本章节主要介绍了立管式间接蒸发冷却器的计算模型。在进行设计计算时，需要先确定一次空气、二次空气的入口参数。

2.1 换热器对数平均温差Δtm

立管管内的二次空气与循环水发生蒸发冷却，效率选为80%～95%，则：

假设常壁温，管内水膜温度均匀，tf≈tg2'，一次空气进风干球温度tg1，立管外侧干通道一次空气送风干球温度tg1'，二次空气湿球温度ts2，冷却效率取60%～75%，则：

2.2 换热量Φ

一次空气体积流量为Q1，平均温度=tf+Δtm；二次空气体积流量为Q2，平均温度为=（tg2+tg2'）/2，水膜温度 tf，查询干空气、饱和水分别对应的热物理性质。则经过立管式间接蒸发冷却段的总换热量Φ为：

式中 ρ1——一次空气密度，kg/m3；

Q1——一次空气体积流量，m3/h；

Cp1——一次空气定压比热，kJ/（kg·K）。

2.3 湿通道内二次空气换热系数h2

二次空气与水膜的热平衡方程［2］：

式中 mev——蒸发到空气的水蒸气流量，kg/s；

r ——水温对应汽化潜热，kJ/kg；

m2——二次空气的质量流量，kg/s；

Cp2——二次空气定压比热，kJ/（kg·K）；

d ——当量直径，m；

L ——管长，m；

h2—— 湿通道二次空气和液膜换热系数，W/（m2·K）。

v2——二次空气运动黏性系数，m/s2。

湿通道内的二次空气在风机的作用下发生受迫对流，参考以往的经验，假定二次风速为u2，则可计算得到对应的Re2。当Re2＞104范围内时，Nu2数可以采用下式计算：

式中 Re2——二次空气流动雷诺数；

Nu2——二次空气努谢尔特数。

根据假定的二次风速u2计算得到h2，根据换热器的设计值校核二次风速u2'，计算得到相应的Re2'和h2'，查阅文献［18］，检验h2是否符合加热或冷却空气要求范围 h=1～60 W/（m2·K）。

2.4 水膜对流换热系数hf

式中 Tw——管壁温度，℃；

TI——水膜与二次空气交界面温度，℃；

hf——水膜与壁面换热系数，W/（m2·K）；

G ——淋水密度，kg/（m·s）；

Nuf——水膜努谢尔特数；

μf——水膜动力黏度，N·s/m2。

对于液体，0.48＜Prf＜16 700，0.05＜ μf/μw＜20，Ref＜2 300。

式中 μw—— 管壁温度对应的动力黏度，N·s/m2；

Prf——水膜普朗特数；

Ref——水膜流动雷诺数。

参照5 000 m3/h风量的卧管式间接蒸发冷却器湿通道的淋水密度 640 kg/（m·h）得 Ref，查询文献［20］，检验hf是否符合加热冷却水的要求范围 200～12 000 W/（m2·K）。

2.5 干通道内一次空气换热系数h1

式中 h1—— 一次空气与壁面换热系数，W/（m2·K）；

单个模块q1的冷却器的管束采用叉排，单管外径为d（参考经验，管径一般取25～30 mm）。根据实际情况，单模块宽度不大于Y，长度不大于X。

立管管束的间距分别为 S1，S2，根据式（14）（15）计算得到换热管根数N1，N2。

管外的空气外掠圆管对流传热，管外径为d，定性温度是一次空气平均温度。

式中 u1——一次空气的流速，m/s；

v1——一次空气运动黏性系数，m/s2。

根据雷诺数Re1判断管外侧空气为湍流，由文献［20］可知：换热器叉排布置，Re1在 103～2×105之间时，表面传热系数准则关联式的简化方程如下：

式中 Nu1——一次空气努谢尔特数；

Re1——一次空气流动雷诺数；

εZ——排数修正系数。

2.6 管壁导热热阻 δ/λ

导热热阻为 δ/λ，部分材料的换热管的导热系数如表1所示。

表1 部分材料20 ℃对应的导热系数λ

2.7 换热面积F

设有n根换热管，根据公式可以计算得到需要的换热面积F：

计算所需换热面积F，则需要n根换热板管，验算流速和换热系数是否满足二次风速u2假设，若满足假设则可进行输出。

3 性能试验与适用小时数

3.1 性能试验

对立管式间接蒸发冷却器（见图4）进行性能测试，测试所在地陕西榆林夏季室外大气压力为88 990 Pa，二次/一次风量为1.2，设计气水比为2，分别测试了高温工况和中等温度工况的冷却性能，结果如图5所示。

图4 立管式间接蒸发冷却器

图5 立管式间接蒸发冷却器性能测试

对于立管式间接蒸发冷却器，干湿球温差保持在7.7～8.8 ℃左右，测试了高温工况，进风干球温度 30.7～31 ℃，进风湿球温度 22.2～23.2 ℃，此时立管式间接蒸发冷却器的湿球效率为75%～83%；在干湿球温差保持在7.4～8.2 ℃左右，测试了中等温度工况，进风干球温度24.1～24.3 ℃，进风湿球温度16.0～16.7 ℃，立管式间接蒸发冷却器的湿球效率为78%～88%。

3.2 适用小时数

通过性能测试可知立管式间接蒸发冷却器的湿球效率基本大于70%。针对数据中心设计了蒸发冷却复合机械制冷的空调机组，如图6所示。

图6 蒸发冷却复合机械制冷的空调机组示意

取数据中心机房回风温度37 ℃，送风温度24 ℃，主要有3种模式：无喷淋水的干模式、间接蒸发冷却的湿模式、间接蒸发冷却复合机械制冷的混合模式。干模式换热效率取60%，湿模式换热效率取70%，根据式（23）（24）计算得到全年运行模式的工作空气切换条件［21］，工作空气干球温度小于15.4 ℃时运行干模式；工作空气干球温度大于15.4 ℃，且湿球温度小于18.4 ℃运行湿模式；工作空气干球温度大于15.4 ℃，且湿球温度大于18.4 ℃运行混合模式。

依据气象数据［22］，对蒸发冷却复合机械制冷的空调机组在一带一路沿线文化名城敦煌、西安进行了逐月气象统计，结果如图7所示。典型城市数据中心适用小时数见表3。

图7 典型城市数据中心运行模式逐月统计

表3 典型城市数据中心适用小时数

4 结论

（1）对比了卧管与立管式间接蒸发冷却器的设计计算，基于间接蒸发冷却器热质交换的能量方程，优化了立管式间接蒸发冷却器的计算模型，对于湿通道水膜与管壁间对流换热系数，用数值计算方法代替经验取值方法，并引入假定流速法对管内的风速取值和校核。

（2）测试了立管式间接蒸发冷却器的冷却性能，测试高温工况，进风干球温度30.7～31 ℃，进风湿球温度22.2～23.2 ℃，干湿球温差保持在7.7～8.8 ℃左右，湿球效率为75%～83%；测试中等温度工况，进风干球温度24.1～24.3 ℃，进风湿球温度 16.0～16.7 ℃，干湿球温差保持在 7.4～8.2 ℃左右，湿球效率为78%～88%。

（3）预测了蒸发冷却复合机械制冷的空调机组在典型城市数据中心全年适用小时数，在敦煌干模式运行5 404 h（占全年运行小时数的61.7%），湿模式运行3 182 h（占全年运行小时数的36.3%），混合模式运行174 h（占全年运行小时数的2%）；在西安干模式运行4 469 h（占全年运行小时数的51%），湿模式运行2 140 h（占全年运行小时数的24.4%），混合模式运行2 151 h（占全年运行小时数的24.6%）。