不同運行工況下間接蒸發(fā)冷卻器換熱性能試驗研究

胡 凱，郭春梅，李勇剛，由玉文，李美萱

（1.天津城建大學(xué) 能源與安全工程學(xué)院，天津 300384；2.天津市建筑設(shè)計院，天津 300074）

0 引言

隨著對建筑室內(nèi)環(huán)境舒適度要求的不斷提高，空調(diào)系統(tǒng)已經(jīng)成為現(xiàn)代建筑中不可缺少的一部分，然而其耗能占整個建筑能耗的50%左右［1］。近年來，間接蒸發(fā)冷卻技術(shù)由于能耗低、效率高以及綠色環(huán)保等優(yōu)點受到了廣泛的關(guān)注［2-3］。

TULSIDASANI等［4］通過試驗研究對管式間接蒸發(fā)冷卻器的換熱性能進行了測試，發(fā)現(xiàn)該系統(tǒng)在夏季運行工況下COP可達到22左右。樊麗娟等［5］為強化管式間接蒸發(fā)冷卻器管外傳熱傳質(zhì)，提出了利用親水鋁箔管材、管外包覆吸水性纖維織物等幾種可行辦法。DUAN等［6］利用試驗研究對逆流式間接蒸發(fā)冷卻器的運行效果以及影響因素進行了分析。劉佳莉等［7］對新型復(fù)合式露點間接蒸發(fā)冷卻空調(diào)機組在干燥工況下的運行效果進行了試驗測試，確定了最佳風(fēng)量比以及最佳噴淋水量等優(yōu)化參數(shù)。孫鐵柱等［8］對轉(zhuǎn)輪式間接蒸發(fā)冷卻器在采用不同二次空氣時的換熱性能進行了試驗研究，結(jié)果表明利用直接蒸發(fā)冷卻處理后的室內(nèi)排風(fēng)作為二次空氣能進一步提高間接蒸發(fā)冷卻器換熱效率。趙振生等［9］對加有正弦型波紋導(dǎo)流條的板式間接蒸發(fā)冷卻器進行了試驗測試，通過增加換熱器內(nèi)擾流提高換熱效率。WANG等［10］設(shè)計了一種多孔管式間接蒸發(fā)冷卻器，能夠是噴淋水均勻分布在換熱壁面，通過性能測試得出該系統(tǒng)水泵耗電量較一般間接蒸發(fā)冷卻系統(tǒng)減少95%。LEE等［11］制作了一個由多對逆流布置的翅片通道組成的蓄熱式蒸發(fā)冷卻器，在濕通道的內(nèi)表面涂覆了一層薄薄的多孔層，以提高表面的潤濕性，以研究其冷卻性能，結(jié)果表明，在一次空氣入口溫度為32 ℃和相對濕度為50%的條件下，測得的出口溫度為22 ℃，遠低于入口濕球溫度23.7 ℃。李晗等［12-14］針對新風(fēng)溫濕度、風(fēng)量以及風(fēng)量比對二次側(cè)空氣參數(shù)和性能指標(biāo)產(chǎn)生的影響進行了的研究，結(jié)果顯示：冷凝條件下提高新風(fēng)溫度和相對濕度均可抑制二次空氣溫降、增加含濕量差，而新風(fēng)風(fēng)量的增加會使冷凝區(qū)域減少；而新風(fēng)風(fēng)量的減少可以減少換熱量，降低出口溫度和耗水量，提高濕球效率；當(dāng)二次側(cè)與一次側(cè)風(fēng)量比的范圍為0.44～0.8時，增大風(fēng)量比可以降低新風(fēng)出口溫度，提高濕球效率。

現(xiàn)有試驗研究多集中于對不同形式的間接蒸發(fā)冷卻器進行試驗測試，并通過改變換熱器結(jié)構(gòu)的方法增強換熱效率，提高系統(tǒng)能效［15-16］。然而關(guān)于間接蒸發(fā)冷卻器在不同工況下的運行效果的研究較為缺乏。本文利用自主設(shè)計的叉流板式間接蒸發(fā)冷卻試驗系統(tǒng)，對8種不同運行工況下系統(tǒng)的運行效果以及能耗狀況進行對比分析，以期為間接蒸發(fā)冷卻技術(shù)的應(yīng)用推廣以及運行調(diào)節(jié)提供參考依據(jù)。

1 試驗系統(tǒng)

本文主要研究利用叉流板式間接蒸發(fā)冷卻器作為空調(diào)系統(tǒng)的新風(fēng)預(yù)冷裝置，在不同氣候環(huán)境以及干濕運行工況下的系統(tǒng)特性。一、二次空氣均來自經(jīng)恒溫恒濕空調(diào)機組處理后的室內(nèi)空氣，一次空氣再經(jīng)過加熱加濕后，達到室外模擬狀態(tài)點，通過板式間接蒸發(fā)冷卻器換熱之后，一次空氣的出口溫度下降，從而減少了新風(fēng)冷負荷。

間接蒸發(fā)冷卻器主要是由叉流板式換熱器及一套噴淋水系統(tǒng)構(gòu)成。其中叉流板式換熱器是由多組一、二次空氣氣流通道相互交錯組合而成，換熱板使用鋁制薄板制作，噴淋水由與循環(huán)水箱連接的循環(huán)水泵進行驅(qū)動循環(huán)，換熱器上方，均勻布置4個噴嘴，以便噴淋水能夠在二次側(cè)換熱壁面上形成噴淋水液膜，二次空氣蒸發(fā)吸熱降低換熱壁面溫度，強化一次通道的換熱。試驗系統(tǒng)原理示意如圖1所示。間接蒸發(fā)冷卻器幾何參數(shù)見表1。

表1 間接蒸發(fā)冷卻器幾何參數(shù)Tab.1 Geometric parameters of indirect evaporative cooler

圖1 試驗系統(tǒng)原理示意Fig.1 Schematic diagram of experimental system

數(shù)據(jù)采集儀器分別為：一、二次側(cè)風(fēng)量通過安裝在一、二次側(cè)風(fēng)機出口的熱式氣體流量計進行監(jiān)測；一、二次側(cè)進出口溫濕度分別通過安裝在間接蒸發(fā)冷卻器前后的風(fēng)管中心點上的溫濕度變送器測量；噴淋水量通過安裝在循環(huán)水泵出口側(cè)噴淋水管路上的轉(zhuǎn)子流量計測量；風(fēng)機和水泵耗電量通過與其串聯(lián)的功率變送器進行測量。同時為監(jiān)測系統(tǒng)長時間運行后循環(huán)水溫的變化，在循環(huán)水泵出口管路上安裝有溫度變送器。以上數(shù)據(jù)匯總到安捷倫數(shù)據(jù)采集儀Keysight 34980A進行信號的轉(zhuǎn)換。上述數(shù)據(jù)采集儀器的參數(shù)見表2。

表2 測量儀器及其測量參數(shù)Tab.2 Measuring instruments and their measuring parameters

2 試驗方案

在試驗過程中設(shè)置8種不同的運行模式，并將循環(huán)水泵開啟之前的換熱狀態(tài)稱為干工況，水泵開啟后的運行狀態(tài)稱為濕工況。試驗過程中參數(shù)的設(shè)定以及設(shè)備開啟狀態(tài)見表3，4。

表3 不同運行工況設(shè)定Tab.3 Setting of different operating conditions

表4 試驗參數(shù)設(shè)定Tab.4 Setting of experimental parameters

3 試驗結(jié)果及分析

3.1 干濕工況下運行效果對比

通過對間接蒸發(fā)冷卻過程中一、二次空氣出口溫濕度的監(jiān)測，發(fā)現(xiàn)間接蒸發(fā)冷卻（濕工況）較顯熱換熱器的傳熱過程（干工況）具有更好的換熱效果。

以一次空氣為高溫干燥情況下的干、濕工況（M3，M4）運行效果作為對比分析，其一、二次空氣出口溫濕度變化如圖2所示。

圖2 高溫干燥環(huán)境下?lián)Q熱器一、二次空氣出口溫濕度變化Fig.2 Change in temperature and humidity of primary and secondary air outlet of heat exchanger under high temperature and dry environment

在干工況運行模式（M3）下，換熱達到穩(wěn)定狀態(tài)之后，一次空氣溫度T1由35 ℃降低到29.2 ℃，相對濕度RH1由35%升高至45%；二次空氣溫度T2由25 ℃升高至30 ℃，相對濕度RH2由50%降低到35%。然而，當(dāng)系統(tǒng)循環(huán)水泵開啟之后，系統(tǒng)切換至濕工況運行模式（M4），一次空氣出口溫度在達到穩(wěn)定狀態(tài)后能夠降低到23.1 ℃，相對濕度也逐漸升高到72.5%，同時二次空氣溫度則降低到22.2 ℃，相對濕度升高99%，接近于濕空氣的飽和狀態(tài)。

綜上所述，板式顯熱換熱器，一、二次空氣只是發(fā)生顯熱交換，空氣中含濕量保持不變。若空調(diào)系統(tǒng)中一、二次空氣入口溫差不大，利用顯熱換熱器對一次空氣溫度降低的程度有限。然而，在間接蒸發(fā)冷卻過程中，二次空氣側(cè)為直接蒸發(fā)過程，使得二次空氣溫度降低，含濕量增加，同時換熱壁面上液膜通過吸收板的熱量來提供部分汽化潛熱值，使之蒸發(fā)，并能夠明顯降低換熱壁面溫度，一次空氣與溫度較低的換熱壁面進行換熱，空氣溫度降低，未降低至露點溫度之前，含濕量保持不變，相對濕度增加。

當(dāng)一次空氣入口為高溫潮濕情況（M1，M2）下，空氣經(jīng)過換熱過程后出口溫濕度變化如圖3所示。

圖3 高溫潮濕環(huán)境下?lián)Q熱器一、二次空氣出口溫濕度變化Fig.3 Change in temperature and humidity of primary and secondary air outlet of heat exchanger under high temperature and wet environment

干工況運行狀態(tài)下（M1），一次空氣經(jīng)過換熱后由35 ℃下降至29.2 ℃，相對濕度由70%增加至91.9%，空氣含濕量為23.74 g/kg，略小于入口空氣25.15 g/kg，這表明一次空氣出口狀態(tài)接近飽和，并有部分凝結(jié)產(chǎn)生，這是因為一次側(cè)空氣入口狀態(tài)相對濕度較高，與二次空氣進行間接顯熱換熱過程中便能夠達到飽和狀態(tài)并延濕飽和線繼續(xù)向下移動，導(dǎo)致一次側(cè)出口溫度下降至29.2 ℃；當(dāng)系統(tǒng)切換至濕工況運行狀態(tài)后（M2），一次空氣出口溫度降至24.5 ℃，相對濕度升至95.4%，空氣含濕量為18.55 g/kg，較入口含濕量有大幅度下降，出現(xiàn)凝結(jié)現(xiàn)象，且溫度明顯低于一次空氣入口狀態(tài)的露點溫度。這是由于高溫潮濕的一次空氣通過間接蒸發(fā)冷卻過程，水的蒸發(fā)降低了換熱壁面溫度，造成換熱壁面溫度低于潮濕空氣的露點溫度，從而會產(chǎn)生凝結(jié)現(xiàn)象，同時受到二次空氣溫度影響，一次空氣出口溫度能夠降低到入口狀態(tài)點露點溫度以下?？傊?，在潮濕環(huán)境條件下從干工況過渡到濕工況提高了顯熱和傳遞速率。

3.2 一次空氣入口溫濕度的影響

3.2.1 一次空氣溫度的影響

為分析一次空氣入口溫度對換熱效果的影響，先對比干燥環(huán)境（無凝結(jié)現(xiàn)象）下，一次空氣出口處溫度及相對濕度變化情況，如圖4所示，達到穩(wěn)態(tài)后，一次空氣出口溫濕度見表5。

圖4 干燥環(huán)境下一次空氣不同入口溫度對出口溫濕度的影響Fig.4 Effect of different inlet temperatures of primary air on outlet temperature and humidity in dry environment

表5 干燥環(huán)境下一次空氣出口溫濕度Tab.5 Table of primary air outlet temperature and humidity under dry environment

由圖4、表5可看出，在干燥環(huán)境下，一次側(cè)均未出現(xiàn)凝結(jié)現(xiàn)象，且溫度越高的一次空氣，其溫度降低的幅度越大，換熱效果更明顯。在干工況運行狀態(tài)（M3，M7）中，一次空氣經(jīng)過換熱后溫度雖有所降低，但依然高于室內(nèi)空調(diào)環(huán)境溫度（25 ℃）。而在濕工況運行狀態(tài)（M4，M8）中，經(jīng)過間接蒸發(fā)冷卻的換熱過程后，一次空氣出口溫度均降低至25 ℃以下。

潮濕環(huán)境下，一次空氣出口處溫度及相對濕度變化情況如圖5所示，達到穩(wěn)態(tài)后，一次空氣出口溫濕度見表6。

圖5 潮濕環(huán)境下一次空氣不同入口溫度對出口溫濕度的影響Fig.5 Effect of different inlet temperatures of primary air on outlet temperature and humidity in wet environment

表6 潮濕環(huán)境下一次空氣出口溫濕度Tab.6 Table of primary air outlet temperature and humidity under wet environment

潮濕環(huán)境下，干工況運行時，一次空氣出口溫度均高于25 ℃，但在高溫條件下，一次側(cè)換熱壁面會出現(xiàn)少量凝結(jié)液膜；在濕工況運行時，一次空氣出口溫度均降至25 ℃以下，且在低溫條件下，一次側(cè)通道內(nèi)換熱壁面上產(chǎn)生了部分凝結(jié)液膜，凝結(jié)液膜面積占整個換熱壁面的80%左右，而在高溫條件下，一次側(cè)換熱壁面上會有大量凝結(jié)水產(chǎn)生，凝結(jié)液膜基本覆蓋整個換熱壁面。

因此，在間接蒸發(fā)冷卻傳熱傳質(zhì)過程中，當(dāng)二次側(cè)空氣狀態(tài)保持不變，一次側(cè)空氣溫度越大時，傳熱溫差越大，使得系統(tǒng)顯熱換熱強度加大，一次側(cè)空氣進出口溫度差也隨之增大，系統(tǒng)顯熱換熱量增加。當(dāng)一次側(cè)通道內(nèi)出現(xiàn)凝結(jié)換熱過程，即換熱壁面有凝結(jié)液膜時，系統(tǒng)換熱過程中產(chǎn)生的潛熱換熱要遠高于干工況運行狀態(tài)的換熱量，一次空氣溫度降低幅度更大。

3.2.2 一次空氣濕度的影響

為分析一次空氣入口濕度對換熱效果的影響，先將一次空氣入口溫度保持在30 ℃（低溫環(huán)境），研究其分別在相對濕度為35%和70%兩種情況下的換熱性能，得出一次空氣出口溫濕度變化如圖6所示。

在低溫干燥環(huán)境下，換熱器在干、濕工況運行狀態(tài)下均不出現(xiàn)凝結(jié)換熱；在低溫潮濕環(huán)境下，在干工況運行狀態(tài)下，換熱器內(nèi)僅存在顯熱傳熱過程，而當(dāng)系統(tǒng)運行狀態(tài)切換至濕工況運行時，換熱器不僅存在顯熱傳熱，也存在潛熱傳熱過程。

再將一次空氣入口溫度保持在35 ℃（高溫環(huán)境），研究其分別在相對濕度為35%，70%兩種情況下的換熱性能，可通過圖2，3得出一次空氣出口溫濕度。

因此，在間接蒸發(fā)冷卻傳熱傳質(zhì)過程中，當(dāng)一次側(cè)空氣溫度保持不變時，隨著相對濕度的提高，空氣含濕量也隨之提高，使得一次空氣在干球溫度不變的同時，露點溫度不斷提高。與此同時，相對濕度較低的一次空氣，由于具有較低的露點溫度，通過間接蒸發(fā)冷卻換熱過程之后，一次空氣進出口溫度降低的幅度更大，且該過程中無凝結(jié)現(xiàn)象出現(xiàn)。而對于相對濕度較高的一次空氣，其露點溫度也隨之升高，當(dāng)溫度降低到接近露點溫度后，在換熱壁面處逐漸出現(xiàn)凝結(jié)，潛熱傳熱過程中產(chǎn)生的凝結(jié)液膜阻礙了兩股空氣的顯熱換熱過程，從而使得一次空氣溫度繼續(xù)降低的幅度則受到限制。

3.3 冷卻器換熱性能分析

為對比間接蒸發(fā)冷卻器與傳統(tǒng)板式顯熱換熱器的換熱效果的差異，分別用干球效率ηdb及濕球效率ηwb［17］對不同運行工況下系統(tǒng)換熱效率進行計算分析。通過計算系統(tǒng)的顯熱換熱量Qsen，潛熱換熱量Qlat以及在間接蒸發(fā)冷卻過程中系統(tǒng)中的水泵所消耗的功率，從而可進一步計算得到間接蒸發(fā)冷卻系統(tǒng)的COP。計算得出8種不同運行模式下，系統(tǒng)換熱效率、傳熱量及COP見表7。

式中 T1,in，T1,out——一次空氣進、出口干球溫度，℃；

T2,in，T2,out——二次空氣入口干球溫度和濕球溫度，℃；

cp——空氣定壓比熱容，kJ/（kg·K）；

m1——一次空氣質(zhì)量流量，kg/s；

r——水的汽化潛熱，kJ/kg，r=2 500 kJ/kg；

ω1,in，ω1,out——一次空氣進、出口含濕量，g/kg；

Qtot——總換熱量，kW；

Ppump——水泵功率，kW。

當(dāng)系統(tǒng)處于干工況運行狀態(tài)時，干球效率均保持在60%左右。在一次空氣入口溫度較高的情況下（M1，M3），濕球效率為33%左右，顯熱換熱量達到0.7 kW以上；在溫度較低的情況下（M5，M7），濕球效率為25%左右，顯熱換熱量為0.4 kW左右。對于高溫潮濕情況下（M1），一次空氣在換熱過程中產(chǎn)生少許凝結(jié)，潛熱換熱量為0.33 kW。

當(dāng)系統(tǒng)處于濕工況運行狀態(tài)時，系統(tǒng)的干、濕球效率較干工況運行狀態(tài)下均有大幅度提升，系統(tǒng)干球效率均達到100%以上，且一次空氣入口溫度較低的情況下干球效率要明顯高于溫度較高的情況，相對濕度較低情況下干球效率略高于相對濕度較高的情況。系統(tǒng)濕球效率在潮濕環(huán)境下（M2，M6）能達到60%左右，在干燥環(huán)境下（M4，M8）能達到70%左右，而系統(tǒng)濕球效率受入口溫度影響不大。系統(tǒng)顯熱換熱量在一次空氣入口溫度較高情況（M2，M4）下要高于入口溫度較低的情況（M6，M8），干燥環(huán)境（M4，M8）下高于潮濕環(huán)境（M2，M6）。在濕度較高的兩種運行工況下（M2，M6），一次空氣出口處含濕量低于進口，空氣在換熱過程中出現(xiàn)了凝結(jié)現(xiàn)象，所產(chǎn)生的潛熱換熱量分別為1.98，0.65 kW。在高溫潮濕狀態(tài)（M2）下的系統(tǒng)總換熱量能達到3.3 kW，其中較大部分為潛熱換熱量，同時系統(tǒng)COP能達到37.52。

4 結(jié)論

（1）通過將板式換熱器從干工況運行模式切換到濕工況運行模式，可以顯著降低一次空氣出口溫度（本試驗中為4～6.4 ℃）。在一次空氣潮濕環(huán)境下，當(dāng)從干工況切換到濕工況時，可觀察到大量冷凝。

（2）板式換熱器在濕工況運行模式下，即間接蒸發(fā)冷卻器，在一次空氣溫度相同的情況下，從低濕度狀態(tài)轉(zhuǎn)換至高濕度狀態(tài)，可以觀察到凝結(jié)現(xiàn)象，并且一次空氣出口溫度相應(yīng)升高，這意味著顯熱傳遞減少而潛熱傳遞增加。

（3）當(dāng)二次側(cè)空氣狀態(tài)保持不變，在一次空氣相對濕度相同的情況下，溫度越高的一次空氣通過間接蒸發(fā)冷卻換熱后溫度降低的幅度越大，顯熱換熱量越明顯；而在溫度相同的情況下，相對濕度較小的一次空氣具有較低的露點溫度，溫度下降的空間更大。

（4）間接蒸發(fā)冷卻過程中，二次空氣側(cè)換熱壁面上的液膜通過吸收板的熱量和二次空氣的熱量來提供汽化潛熱值，使之蒸發(fā)，并能夠明顯降低換熱壁面溫度和二次空氣溫度，一次側(cè)空氣與溫度較低的換熱壁面進行熱交換，其溫度能夠大幅度降低，干球效率能夠達到100%以上，濕球效率在60%～70%，較普通顯熱換熱器的換熱效率高出一倍以上。

（5）間接蒸發(fā)冷卻技術(shù)在氣候干燥情況下具有良好的適用性，經(jīng)過換熱處理后的室外新風(fēng)，不僅具有低于室內(nèi)空調(diào)設(shè)置溫度點以下的顯熱溫度，同時其相對濕度也能夠達到舒適性空調(diào)房間所要求相對濕度范圍，可直接送入空調(diào)房間，并承擔(dān)部分空調(diào)顯熱負荷。

（6）在高溫潮濕氣候條件下，間接蒸發(fā)冷卻換熱過程中新風(fēng)通道內(nèi)會出現(xiàn)凝結(jié)現(xiàn)象，換熱后的空氣顯熱溫度能夠降低至室外新風(fēng)露點溫度以下，含濕量降低，不僅可以降低空調(diào)的顯熱負荷，而且可以降低潛熱負荷。同時由于凝結(jié)過程產(chǎn)生了潛熱換熱，增加了系統(tǒng)總換熱量，使得COP能夠高達37.52。