西 安 工 程 大 学 学 报
Journal of Xi’an Polytechnic University
第 23卷第 1期 (总 95期 ) 2009年 2月 Vol. 23, No. 1 ( Sum. No. 95)
收稿日期 : 2008211212
基金项目 :陕西省科技攻关资助项目 (07JC02)
通讯作者 :黄翔 (19622) ,男 ,北京市人 ,西安工程大学教授. E2mail: huangx@ xpu. edu. cn
热管式间接蒸发冷却空调机组的性能分析
吴 生 ,黄 翔 ,武俊梅
(西安工程大学 ,环境与化学工程学院 ,陕西 西安 710048)
摘要 :针对板式、管式间接蒸发冷却器存在的问题 ,提出将热管热回收技术与蒸发冷却技术有机
结合 ,研发热回收型热管式间接蒸发冷却空调机组. 分析了影响机组性能的主要因素 ,并对该机
组进行实验测试 ,得出该机组的最优运行参数. 为指导研发系列化空调机组提供了可靠的参考依
据.
关键词 :热回收 ;热管 ;间接蒸发冷却 ;热管换热器
中图分类号 : TU 8315 文献标识码 : A
0 引 言
热回收系统既是回收建筑物内的余热 (冷 )或废热 (冷 )并把回收的热 (冷 )量作为供热 (冷 ) ,也是其
他加热设备的热源而加以利用的系统. 一般情况 ,空调系统中新风负荷占总负荷的 20% ～30% ,新风耗能
占建筑总能耗的 10% ～15% [ 1 ] . 可见 ,空调处理一次空气所消耗的能量是主要部分之一 ,而空调房间二次
空气 (排风 )中所含的能量相当可观 ,若加以回收利用可以取得很好的节能效益和环境效益. 夏季 ,如果在
新风、排风之间设置热回收装置 ,对室外新风进行预冷 ,新风的耗能由排风所含的能量提供. 热回收装置的
热回收效率按 60%计算 ,则节约的能量可以达到建筑总能耗的 6% ～9% [ 2 ] . 而冬季 ,由于室内外温差大 ,
新风所需加热量较大 ,同时排风中带有大量可利用的热量. 如果设置热回收装置 ,对新风预热 ,则可以节省
送风总加热量能耗的 30% [ 2 ] . 由此可见 ,通过热回收系统 ,使新风与排风进行热 (冷 )量的交换 ,把排风所
带的热 (冷 )量尽可能地传递给新风 ,减少新风的加热 (预冷 )量 ,是余热 (冷 )利用、节约能源的有效措施.
蒸发冷却空调系统是一种直流式空调系统 [ 326 ] . 它能够很好地解决空气品质 ,并且具有良好的节能性.
目前 ,间接蒸发冷却器的主要形式有板式和管式两种. 板式间接蒸发冷却器虽然结构紧凑 ,换热效率高 ,但
由于流道狭窄容易堵塞 ,导致流动阻力增大 ,能耗增加 ,换热效率降低. 管式间接蒸发冷却器具有布水均
匀 ,容易形成稳定水膜 ,有利于蒸发冷却的进行 ;流道较宽不会产生堵塞 ,因而流动阻力小 ,但体积较庞大.
因此 ,在多年研究和应用蒸发冷却技术的基础上 ,将热管热回收技术与蒸发冷却技术有机结合 [ 7210 ] ,研发
了热回收型热管式间接蒸发冷却空调机组 ,将热管热回收的特性应用在蒸发冷却空调系统中回收排风中
冷 (热 )量 ,提高了蒸发冷却空调系统的 EER值. 而且热管换热器冬季不仅是高效的热回收装置 ,而且夏
季又可作为间接蒸发冷却器 ,不论从技术方面还是从经济性方面考虑都是可行的. 热管换热器具有较高的
换热效率以及其他换热器所不具备的优点 ,决定了热回收型热管式间接蒸发冷却空调具有巨大的应用潜
力.
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1 测试系统
测试的对象是一台热回收型热管式间接蒸发冷却组合式空调机组的两个功能段 ———热管式间接蒸发
冷却段和填料式直接蒸发冷却段 (如图 1). 热管式间接蒸发冷却段的热端与冷端的断面尺寸各为 650mm
×1 000 mm ×400mm,该断面上以叉排的方式排列 144根热管. 热管外辊轧有亲水铝箔翅片 ,增强水与换
热器的接触面积和接触时间 , 并在热管横断面加装了二次网格布水方式 ,使热管二维布水能够均匀分布 ,
从而提高蒸发冷却器的换热效率.
图 1 热回收型热管式间接蒸发冷却空调机组示意图
1—新风段 ; 2—过滤断 ; 3—热管式间接段 ; 4—中间段 ; 5—直接段 ; 6—送风段
热管式间接蒸发冷却器一般分为蒸发段 (冷端 )和冷凝段 (热端 ) 2种 ,中间被隔板分开 ,在蒸发段一
次空气 (新风 )从热管表面横掠管束流过 ,与热管内的工质氨进行热交换 ,为等湿冷却过程 ;在冷凝段与顶
部喷淋循环水 ,热管表面形成一层水膜 ,水膜的蒸发通过吸收热量来完成 ,使水膜温度维持在接近二次空
气 (排风 )的湿球温度 ,水膜与热管内的氨蒸汽进行显热交换 ,还有一部分潜热交换 ,氨发生相变 ,水膜将
吸热蒸发 ,二次空气把与水膜蒸发的潜热和显热带出室外. 一次空气、二次空气流程 [ 11 ]如图 2. 一次空气
通过热管内工质氨、水膜 ,把热量传送给二次空气 ,从而达到对新风预冷降温的目的.
图 2 一次空气、二次空气流程示意图
2 设计与测试
测试共布置 5组测点 ,即机组入口 (取室
外空气参数 )、热管式间接蒸发冷却器冷端出
口、机组送风出口、热管换热器热端入口 (取
室内空气参数 )以及热管式间接蒸发冷却器
热端出口 ,分别来测试一次空气、二次空气的
空气状态参数. 根据热管间接蒸发冷却器热
湿交换效率和直接蒸发冷却热湿交换效率定
义公式计算各冷却效率.
E IEC = [ ( tg1 - tg2 ) / ( tg1 - ts1 ′) ] ×100%.
(1)
式中 tg1为热管换热器冷端进风干球温度
(℃) ; tg2为热管换热器冷端出风干球温度 (℃) ; ts1 ′为热管换热器热端进风湿球温度 (℃).
EDEC = [ ( t g1 - tg2 ) / ( tg1 - ts1 ) ] ×100%. (2)
其中 tg1为进风干球温度 ℃; tg2为出风干球温度 , ℃; ts1为进风湿球温度 , ℃.
该机组安装自控系统可以方便调节一次空气风量和二次空气风量 ,可以精确地控制实验 ,得到更精确
的数据. 一次风机采用离心通风机 ,额定风量为 6 000m3 / h,电机功率为 212 kW;二次风机采用轴流风机 ,
额定风量为 6 000m3 / h,电机功率为 0125kW ;水泵采用单相潜水电泵 ,功率 0137kW ,扬程 8m,流量 3m3 /h;
3 结果与分析
3. 1 二次空气、一次空气最佳风量对比实验结果分析
为了得出最佳二次 /一次风量比 ,分别以一次空气风量分别在 3 000m3 /h, 4 000m3 / h, 5 000m3 / h 3种
工况下 ,对风量比为 0155, 016, 0165, 017, 0175, 018, 0185, 019, 0195, 110情况下进行实验测试. 得出相应
的温降及效率变化规律 ,如图 3所示.
由图 3可看出 ,风量比在 0155～110之间变化时 ,改变新风风量时热管换热器一次空气出口的干球温
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图 3 热管换热器一次空气出口干球温度与风量比的关系
—◆—G1 = 3000; —■—G2 = 4000; —▲—G3 = 5000
度保持着一个大致相同的差值. 由此说明 ,间
接蒸发冷却降温过程相对比较稳定.
随着风量比的不断提高 ,热管换热器一
次空气出口干球温度随着二次空气、一次空
气风量比的提高而降低. 当二次空气与一次
空气风量比从 0155提高到 018时 ,换热器一
次空气出口的干球温度有明显的下降趋势 ,
说明随着风量比增大 ,二次空气 (排风 )风量
相应地增大 ,故二次空气在热管换热器冷凝
段蒸发吸热带走热量增多 ,提高了热管间接
蒸发冷却技术的蒸发吸热效果. 当风量比提
高到 018后 ,一次空气出口干球温度降低的
曲线趋于平缓 ,风量比从 018 提高到 110 时 ,热管换热器的一次空气出口干球温度从 2118℃降到
21168℃,仅降低 0112℃. 表明此时风量比对一次空气出口干球温度的影响越来越小. 因此 ,在一次空气量
固定不变的情况下 ,不能无限增加二次空气风量 ,只能是增加了排风机能耗 ,对降低一次空气出口干球温
度只起到了微乎其微的作用 ,其结果是不经济的. 通过实验综合分析得出最佳排风、新风风量比为 018.
另外 ,从图 3还可以看出 ,一次空气风量为 5 000m3 / h时热管换热器出口温度比 3 000m3 / h, 4 000m3 /
h要低 ,由此可见 ,提高一次空气风速能够降低换热器出口一次空气干球温度. 也就是说在同等的条件下
适当地增大风量至设计风量时 ,可提高换热效率. 但一次空气风速不能超出设计风速的范围 ,如果风速过
大会影响风机的能耗. 考虑到经济性问题 ,一般断面风速取值不应大于 310m / s. 因此 ,本文实验均在一次
空气断面风速为 310m / s,二次空气、一次空气风量比为 018的情况下进行.
312 热管式间接蒸发冷却器的最佳淋水量实验结果分析
热管式间接蒸发冷却器的冷凝段亲水铝箔肋片的表面润湿率达到最大 ,热管式换热器两端的换热效
果达最好. 因此 ,有必要对热管式间接蒸发冷却器的淋水密度进行研究.
图 4 喷淋水量对换热器新风进出口温差的影响 图 5 喷淋水量在不同风量比的情况下
对热管换热器效率的影响
—◆—β1; 1—▲—β2; —■—β3
从图 4可以看出 ,当二次 /一次空气风量比为 018时 ,随着淋水量增大 ,热管间接蒸发冷却器的温降也
逐步提高 ,但是当喷淋水量达到 01322 m3 / h以后 ,再增大淋水量 ,冷却器温降的效果没有太大变化. 实验
结果表明 ,回收型热管换热器间接蒸发冷却段的最佳喷淋水量为 01322～01418 m3 / h. 为了更好地验证最
佳水淋密度 ,还对当一次空气风量不变时 ,调节二次空气 /一次空气风量比 ,分别为β1 = 017,β2 = 018,β3
= 019的情况下 ,分析不同二次空气 (排风 )风量即不同的排风风速ν下水淋密度对一次空气进出口温降、
换热器效率的影响 ,图 5显示 , 3条曲线的斜率随着水量的增加不断减小 ,说明当喷淋水量较小时 ,对热管
式间接蒸发冷却器的换热效率的影响比较明显. 当淋水密度约为 0. 322m2 / h时 ,冷却效率达到了 7014% ;
当再继续增大喷淋水量时 ,对冷却效率的影响却越来越小 ,而且二次风量 /一次风量分别为 017, 018, 019
18第 1期 热管式间接蒸发冷却空调机组的性能分析
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时 , 3条换热器效率曲线几乎不分上下 ,都是在喷淋水量为 01418～01625 m3 / h之间 ,冷却效率达到最大.
这是由于二次空气与水是垂直交叉流动且进行热质交换. 二次空气水平流动时 ,水雾从上往下喷落在二次
网格上 ,然后均匀地沿着换热器亲水铝箔片肋片流下 ,与二次空气进行摩擦 ,主要是依靠亲水铝箔肋片上
的水膜蒸发吸热.
另外 ,由于一次空气风量不变时 ,调节二次空气 /一次空气风量比 ,也就是改变了排风系统的风速 ,从
图 6还可以看出 ,热管式间接蒸发冷却器的最佳淋水密度与二次空气的排风速度是无关的. 对于金属铝箔
交错的热管式间接蒸发冷却器 ,其最佳淋水密度在 01322 m3 /h左右.
313 热管式间接 +直接蒸发冷却空调机组实验测试结果分析
在得出最佳风量比为 018和淋水量 01322m3 / h的基础上 ,对热管式间接 +直接蒸发冷却空调机组进
行实验测试.
31311 测试条件 大气压 95 600 Pa;干球温度 34156～3515℃;湿球温度 2310℃;相对湿度 3716%.
31312 测试结果 ①室外空气状态参数 :干球温度 34156℃;湿球温度 2310℃;相对湿度 3716% ; ②室内
空气状态参数 :干球温度 27181℃;湿球温度 2117℃;相对湿度 5912% ; ③热管式间接蒸发冷却段一次空气
入口状态参数 :干球温度 34156℃;相对湿度 3716% ; ④热管式间接蒸发冷却段一次空气出口状态参数 :干
球温度 25155℃;相对湿度 5812% ; ⑤直接蒸发冷却段入口空气状态参数 :干球温度 25155℃;相对湿度
5812% ; ⑥机组送风出口空气状态参数 :干球温度 22126℃;相对湿度 8017% ; ⑦热管式间接蒸发冷却段二
次空气入口状态参数 :干球温度 27181℃;湿球温度 2117℃;相对湿度 5912%.
3. 3. 3 实验测试结果计算分析 a. 热管式间接蒸发冷却器一次空气口进出温差及其效率. ①热管式间接
蒸发冷却段进出口温差 Δt1 = 34156 - 25155 = 9101℃. ② 根据式 ( 1 )可得 : E IEC = [ ( 34156 - 25155 ) /
(34156 - 2117) ] ×100% = 70139%.
b. 直接蒸发冷却段效率. 根据式 ( 2 )可得 : EDEC = [ ( 25155 - 22126 ) / ( 25155 - 19167 ) ] ×100% =
55195%.
c. 热管式间接 +直接蒸发冷却空调机组进出口温差Δt2.Δt2 = 34156 - 22126 = 1213℃.
夏季在中湿度地区 (如西安 ) ,采用这种热管式间接 +直接蒸发冷却两级空调机组可以将室外一次空
气处理到干球温度 22126℃,相对湿度 8017%. 在不使用机械制冷的情况下 ,经热管式间接 +直接蒸发冷
却两级温降为 1213℃,间接蒸发冷却器的冷却效率可达 70139% ,直接蒸发冷却段效率达到 55195% ,可以
满足一般工业车间的环境要求. 综合来说 ,热管式两级蒸发冷却空调系统对一次空气的处理效果还是比较
明显的.
4 结 论
(1) 通过对研发的热回收型热管式间接蒸发冷却空调系统进行实验测试得到 ,随着二次 /一次风量
比的变化 ,得到热管式间接蒸发冷却器的效率和温降的变化关系. 当一次空气风量为 5 000m3 / h时 ,最佳
二次 /一次风量比为 018.
(2) 当一次风量为 5 000m3 / h,二次 /一次风量比为 018时 ,对最佳淋水量进行实验测试 ,得出在一
次空气流量、二次空气流量都一定的情况下 ,淋水量越大 ,冷却器的效率和温降越高 ,但是当水流量达到
01322 m3 / h时 ,冷却器的效率和温降没有太大的变化. 通过分析认为 01322 m3 /h为该结构配置下的最佳
淋水量. 为了进一步验证最佳水淋密度 ,还对当一次空气风量不变时 ,调节二次空气 /一次空气风量比 ,分
别为β1 = 017,β2 = 018,β3 = 019的情况下做了测试 ,并得出了相同的结论. 说明热管式间接蒸发冷却器的
最佳淋水密度与二次空气的排风速度无关.
(3) 在得出最佳风量比为 018和淋水量 01418m3 / h的基础上 ,对热管式间接 +直接蒸发冷却空调
机组进行实验测试. 当室外干球温度为 34156℃,室内排风干球温度为 27181℃时 ,采用这种热管式间接 +
直接蒸发冷却两级空调机组可以将室外一次空气处理到干球温度 22126℃,一次空气的温降可达 1213℃,
间接蒸发冷却器的冷却效率可达 70139%.
热管式间接蒸发冷却两级空调系统在中湿度地区夏季运行时 ,在最不利工况下 ,仍然需要少量的机械
制冷的配合. 如果采用二级间接蒸发再加上直接蒸发组成三级蒸发冷却空调系统 ,那么在中湿度地区可以
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不使用机械制冷. 而在南方湿度较大的地区 ,可少用甚至不用机械制冷. 因此 ,蒸发冷却空调系统可以应用
到更多领域或地区 ,使蒸发冷却技术在节能减排中发挥更大的作用.
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Capability test and analysis of AHU with indirect
evaporative cooling of heat pipe type
WU Sheng, HUAN G X iang, WU Jun2M ei
( School of Environmental and Chem ical Engineering, Xi′an Polytechnic University, Xi′an 710048, China)
Abstract:Based on heat recovery technology of heat p ipe and evaporative cooling technology, the air handling u2
nit (AHU ) with indirect evaporative cooling of heat p ipe type for heat recovery were developed. Op timum operat2
ing parameters of the AHU are obtained by investigating effect factors and testing for capability of AHU. A relia2
ble reference is p rovided for further developmen of the AHU.
Key words: heat recovery; heat p ipe; indirect evaporative cooling; heat p ipe exchanger
编辑 :田 莉 ;校对 :武 晖
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