劉 珊，何葉從，傅俊萍，曹金洲，石 沛

（1.長沙理工大學 能源與動力工程學院，長沙410076；2.湖南天人機電設備安裝有限公司，長沙410076）

目前，中國地鐵建設已進入快速發(fā)展時期，根據(jù)規(guī)劃，到2020年，28個城市將建成177條軌道交通線路，總長約6 100km。為了給乘客提供舒適的環(huán)境，地鐵站空調系統(tǒng)大多需在地鐵站外安裝冷卻塔排出站內熱量，但由于地鐵沿線都是城市繁華區(qū)域和主干道，很難在地鐵站外地面上找到既與周邊環(huán)境協(xié)調，又滿足冷卻塔安裝環(huán)境的安裝位置。因此，研究適于地鐵等地下建筑的專用冷卻器來替代目前常用的冷卻塔，具有重要的工程應用價值。

蒸發(fā)式冷卻器因其節(jié)能、結構緊湊等優(yōu)點被廣泛應用于空調、化工、制冷、電力等領域［1－4］，學者們對其傳熱性能的實驗研究和理論分析進行了大量研究，管內冷卻水流速、空氣流速及溫濕度、噴淋密度、換熱器結構參數(shù)等因素影響其性能［5－11］。Leidenfrost等［12］指出換熱器表面的水膜完全包裹管束是設備達到最佳換熱性能的必要條件。黃翔等［13］提出采用包覆吸水材料、改進布水器結構型式來改善換熱器表面水膜均勻性、完整性，提高冷卻器的傳熱傳質效率。文獻［14］中對全膜流板式蒸發(fā)冷卻器在氣液順流、逆流、叉流條件下的傳熱特性進行了對比研究，得出叉流條件下局部Nu數(shù)最大，將其設置于地鐵排風道水平段為最佳。文獻［15］提出了旋轉噴霧間接蒸發(fā)冷卻器，其研究表明兩側旋轉噴霧冷卻換熱能力比固定噴霧冷卻提高32%，比噴淋水冷卻提高80%，換熱器表面包覆吸水材料時，前期運行時換熱性能提高，長期運行后，熱阻增加，比光管噴淋水冷卻換熱效果差，通過實測地下坑道排風參數(shù)發(fā)現(xiàn)，地下排風通道內的熱源、濕源對坑道排風參數(shù)影響很小，將冷卻塔移入站臺內部可行，但該研究還存在布水器泄漏、能耗和阻力偏大的問題需繼續(xù)深入研究。

筆者提出采用全新的兩側旋轉布水器替換文獻［15］中的利用氣流反作用力的自旋式兩側旋轉布水器，將其安裝于地鐵排風坑道水平段，利用地下坑道的排風系統(tǒng)將地鐵站內熱量排出，以替代傳統(tǒng)的冷卻塔。對換熱器的布水方式進行實驗優(yōu)化研究，并分析噴水量、噴水溫度、轉速等因素對其換熱性能的影響，以改善表面水膜傳熱傳質微環(huán)境，提高換熱效率。

1 研究內容及方案

主要優(yōu)化研究換熱器在3種不同布置方式時換熱性能，3種布置方式如圖1所示。布置方式1中：1）換熱器與XOY、XOZ平面垂直，氣流方向與Y軸平行；2）將第1種布置方式中的換熱器沿XOZ平面順時針旋轉90°為第2種布置方式，其中氣流方向不變，布置方式1、2中，氣流方向均與換熱器中心開孔方向垂直；3）將第2種布置方式中的換熱器沿YOZ平面順時針旋轉90°為第3種布置方式，其中氣流方向也不變，且正好與換熱器中心開孔方向平行。

在實驗研究確定的最佳布水方式下，進一步研究各影響因素對蒸發(fā)冷卻器換熱性能的影響。由于蒸發(fā)冷卻器的換熱過程涉及質交換和氣液兩相流，其性能涉及的相關因素較多，因此通過采用正交實驗［16］來逐步分析其對兩側旋轉布水間接蒸發(fā)冷卻器換熱性能的影響。

圖1 換熱器3種布置方式

整個試驗臺由風洞系統(tǒng)、冷卻水系統(tǒng)、噴淋水系統(tǒng)、試驗設備以及測量和控制設備組成，實驗系統(tǒng)示意圖如圖2所示。

由于該換熱器安裝在地鐵站排風道水平段，外掠空氣垂直掠過水膜表面，且在一定的外掠空氣參數(shù)下，因此，為提供上述實際使用條件，搭建與恒溫恒濕室相結合的回流式風洞實驗臺。通過恒溫恒濕室產生達到試驗要求的空氣溫濕度，然后從其出風口由風機將空氣吸至風洞中，風洞出風口連接恒溫恒濕室的回風口，形成一個循環(huán)封閉風洞系統(tǒng)，通過調節(jié)風機頻率以改變風速。采用德國testo635型便攜式溫濕度儀測量風洞試驗段入口處空氣溫濕度，運用QDF－3型熱球式電風速儀測量其風速，并對測試結果進行修正。

圖2 實驗系統(tǒng)示意圖

為了使換熱器獲得恒定的冷卻水進口溫度，采用冷卻水系統(tǒng)。冷卻水系統(tǒng)由熱水箱、熱水泵、電磁流量計、壓力傳感器和溫度傳感器以及相應的調節(jié)閥門組成。熱水箱內配備了40kW的溫控型電加熱器進行自動加熱，以保持換熱器進水溫度的恒定。

噴淋水系統(tǒng)主要由冷卻塔、熱泵、冷水箱、冷水泵、布水裝置和測量設備等構成，系統(tǒng)的布水方式為換熱器兩側旋轉布水，采用旋轉布水裝置來實現(xiàn)，由傳動裝置驅動管徑為10mm配水橫干管以換熱器側面中心線為軸旋轉，在橫干管上等間距設置若干與其軸線垂直且在一個平面上的布水立管，布水立管上設置其出口方向垂直布水立管軸線且與布水裝置橫干管軸線平行的噴嘴，第一根和最后一根布水立管沿立管軸線等間距設置1個噴嘴，其余布水立管上等間距設置2個噴嘴，其噴射方向相反。每兩根立管間叉排兩組換熱管束，構成一個換熱單元，若干個換熱單元沿橫干管軸向并聯(lián)設置，組成換熱器盤管，傳動裝置驅動橫干管旋轉布水，實現(xiàn)換熱管表面水膜的均勻性、完整性。噴嘴噴淋水采用壓力配水，冷卻塔為其提供相應的噴淋水溫度，并采用精度為0.1℃的水銀溫度計進行測量，以對其進行校核。噴水量用LZB－15S玻璃轉子流量計測得，其量程為16～160L／h。

試驗設備由兩組翅片管束并聯(lián)構成，即一個換熱單元。翅片管束尺寸210mm×200mm×44mm，銅管管徑10mm×0.33mm，翅片間距2.2mm，管間距25mm，翅片管束側面中心開孔尺寸30mm×25mm×44mm。為保證實驗數(shù)據(jù)的可靠性，在換熱器進出口處分別安裝了LCD－280S型數(shù)顯溫度計，并用精度為0.1℃的水銀溫度計對其進行校核。將數(shù)顯溫度計測試結果與冷卻水系統(tǒng)中溫度傳感器所測結果進行對比，以減小實驗數(shù)據(jù)的誤差。

試驗臺采用了基于組態(tài)軟件制成的冷卻水和噴淋水動態(tài)控制系統(tǒng)記錄實驗數(shù)據(jù)，根據(jù)實驗工況選用相應的冷卻水流量、換熱器進水溫度、冷水箱水溫等，記錄的實驗數(shù)據(jù)有冷卻水系統(tǒng)的流量，換熱器進、出口水溫和壓力，熱水箱水溫，冷水箱水溫等。

2 實驗結果

對換熱器采用“垂直氣流方向、平行氣流方向、開孔正對氣流方向”進行實驗研究，根據(jù)雷諾準則、努謝爾特準則，管內壁與管內工質的對流換熱系數(shù)與管內流速有關，因此，依據(jù)文獻［17］中管內推薦流速0.975～1.59m／s，實驗取冷卻水流量600、800、1 000L／h作為研究范圍，使管中水流處于紊流狀態(tài)，有利于換熱。根據(jù)設備在實際應用中安裝于地鐵站空調排風通道內，空調排風溫度為26℃±2℃，實驗取空氣溫度26℃。為避免風速過大使噴淋水飄逸，影響換熱器表面水膜分布，并依據(jù)文獻［18］中的最佳迎面風速，實驗取空氣速度2.86m／s。噴淋水溫度取環(huán)境溫度27.9±0.1℃左右，冷卻水進口溫度依據(jù)冷卻塔的設計進口溫度37℃，實驗中取37.7℃±0.1℃。根據(jù)文獻［15］中對自旋式兩側旋轉布水器的轉速的實驗研究，實驗取轉速76r／min，噴水量取值50L／h，相應的噴淋密度119.05kg／（m·h），實驗結果如圖3所示。

圖3 3種不同布置方式時換熱器進出口溫差趨勢圖

圖3 為換熱器在3種不同布置方式下冷卻水流量變化時的進出口溫差趨勢圖。通過試驗結果分析得出，換熱器在3種不同布置方式下，冷卻水流量為600、800、1 000L／h時，其進出口壓力差均為0.03、0.06、0.1MPa，可見，3種不同布置方式時對換熱器的進出口壓力差影響較小。隨著冷卻水流量由600L／h增加至800L／h，進出口溫差減小，但換熱量增加。冷卻水流量為800L／h時，與600L／h時相比，換熱量在垂直氣流布置時增加了4.17%，平行氣流布置時增加了6.06%，開孔正對氣流布置時增加了8.97%。在3種布置方式中，換熱器開孔正對氣流布置時換熱量最大，與垂直氣流布置時相比，平行氣流布置時換熱量增加了28.06%，中心開孔正對氣流布置時換熱量增加了61.53%，其原因在于：1）當換熱器垂直布置時，其表面的水膜分布較其他兩種布置方式相比不均勻，且水膜與空氣熱質交換后不能迅速排走，使表面水膜厚度不斷增加，熱阻增大，換熱效率下降；2）換熱器垂直、平行氣流布置時，當空氣掠過換熱器表面時，水膜與空氣的熱質交換使空氣中的水蒸氣分壓力不斷增加，空氣的傳質能力不斷被削弱，使以潛熱交換為主的翅片蒸發(fā)式冷卻器換熱能力逐漸下降，而換熱器開孔正對氣流布置時，空氣掠過換熱器表面時間短，空氣與水膜熱質交換后被快速排走，由新的來流空氣取代。因此，開孔正對氣流布置時換熱器性能最佳，為其最優(yōu)布水方式。

換熱器開孔正對氣流布置時，影響其性能的因素為：噴水量、噴水溫度、冷卻水流量及進口溫度、空氣溫度和速度、旋轉布水裝置轉速，正交試驗因素水平表如表1所示，選用正交表L27（313）來安排實驗。

表1 正交試驗因素水平表

由實驗結果分析得出轉速的提高使換熱器的換熱量先增大后減小，與轉速為50r／min相比，轉速為76r／min時換熱量提高1.41%；與轉速為100r／min相比，轉速為76r／min時換熱量提高1.55%，表明換熱器開孔正對氣流布置時旋轉布水裝置存在最佳轉速。同時，換熱器的換熱量隨著噴水量的增加、空氣流速增大、冷卻水流量增加、冷卻水進口溫度的提高而增大，隨著噴水溫度、空氣溫度的升高而減少，但各因素的影響程度有所差異，其中，冷卻水進口溫度由35℃上升到39℃時，與35℃時相比，換熱量分別提高17.78%、37.62%；噴水量由40L／h增加到60L／h時，與40L／h時相比，換熱量分別提高3.70%、8.79%；空氣速度由2.5m／s增加到3m／s時，與2.5m／s時相比，換熱量分別提高3.55%、8.43%；冷卻水流量600L／h增加到1000L／h時，與600L／h時相比，換熱量分別提高0.82%、5.26%；噴水溫度由27℃上升到31℃時，與27℃時相比，換熱量分別降低3.73%、8.11%；空氣溫度由24℃上升到28℃時，與24℃時相比，換熱量分別降低8.08%、15.84%，可見，冷卻水進口溫度的改變對換熱器性能影響最為顯著，當冷卻水進口溫度為39℃時，換熱量為1.14kW／m2。實驗結果如圖4～6所示。

圖4 噴水量、噴水溫度、轉速的水平趨勢圖

圖5 空氣溫度、速度的水平趨勢圖

圖6 冷卻水流量、冷卻水進口溫度的水平趨勢圖

3 結 論

通過實驗研究得出換熱器在開孔正對氣流布置時換熱性能最佳，為其最優(yōu)布水方式。在此布置方式下，冷卻器的旋轉布水裝置轉速存在最佳值76r／min，換熱器換熱量隨著噴水量、空氣流速、冷卻水流量、冷卻水進口溫度的增加而增大，隨著噴水溫度、空氣溫度的升高而減小。其中，冷卻水進口溫度的改變對換熱器換熱性能的影響最為顯著，冷卻水進口溫度為39℃時，換熱量比35℃時提高了37.62%，換熱量為1.14kW／m2，其他因素對換熱器換熱性能的影響從主到次的順序為空氣溫度、噴水量、空氣速度、噴水溫度、冷卻水流量。

［1］趙昌富.蒸發(fā)式冷卻器應用總結［J］.化肥工業(yè)，2009，36（3）：43－45.Zhao C F.Sum－up of use of evaporative cooler ［J］.Chemical Fertilizer Industry，2009，36（3）：43－45.

［2］Hasan A，Sirén K.Theoretical and computational analysis of closed wet cooling towers and its applications in cooling of buildings ［J］.Energy and Buildings，2002，34（5）：477－486.

［3］李衛(wèi)軍，董曉強，楊君.蒸發(fā)式冷凝／冷卻技術的應用及研究進展［J］.制冷與空調，2010，10（1）：40－44.Li W J，Dong X Q，Yang J.Application and research progress of evaporative condensing／cooling technology［J］.Refrigeration and Air－conditioning，2010，10（1）：40－44.

［4］Ghaddar N，Ghali K，Chakroun W.Evaporative cooler improves transient thermal comfort in chilled ceiling displacement ventilation conditioned space［J］.Energy and Buildings，2013，61：51－60.

［5］Heyns J A，Kroger D G.Experimental investigation into the thermal－flow performance characteristics of an evaporative cooler［J］.Applied Thermal Engineering，2010，30（5）：492－498.

［6］Gomez E V， Martinez F J R，Gonzalez A T.Experimental characterisation of the operation and comparative study of two semi－indirect evaporative systems［J］.Applied Thermal Engineering，2010，30（11／12）：1447－1454.

［7］李雪玲.非飽和蒸發(fā)式冷卻器設計及強化傳熱性能研究［D］.上海：華東理工大學，2011.

［8］Xia Z Z，Chen C J，Wang R Z.Numerical simulation of a closed wet cooling tower with novel design ［J］.International Journal of Heat and Mass Transfer，2011，54（11／12）：2367－2374.

［9］Facao J，Oliveira A C.Heat and mass transfer in an indirect contact cooling tower：CFD simulation and experiment ［J］.Numerical Heat Transfer Part A：Applications，2008，54（10）：933－944.

［10］Papaefthimiou V D，Rogdakis E D，Koronaki I P，et al.Thermodynamic study of the effects of ambient air conditions on the thermal performance characteristics of a closed wet cooling tower ［J］.Applied Thermal Engineering，2012，33／34（1）：199－207.

［11］劉乃玲，邵東岳.管式蒸發(fā)冷卻器性能影響因素的數(shù)值分析［J］.制冷，2009，28（3）：13－18.Liu N L，Shao D Y.Numerical calculation on the influence of tube evaporative cooler cooling performance［J］.Refrigeration，2009，28（3）：13－18.

［12］Leidenfrost W，Korenic B.Evaporative cooling and heat transfer augmentation related to reduced condenser temperatures［J］.Heat Transfer Engineering，1982，3（3／4）：38－59.

［13］黃翔，周斌，于向陽，等.管式間接蒸發(fā)冷卻器均勻布水的實驗研究［J］.暖通空調，2006，36（12）：48－52.Huang X，Zhou B，Yu X Y，et al.Experimental study on water distribution uniformity of tubular indirect evaporative coolers ［J］.Heating Ventilating ＆ Air Conditioning，2006，36（12）：48－52.

［14］蔣斌，付祥釗，王勇.地鐵站全膜流板式蒸發(fā)冷卻器設置位置分析［J］.暖通空調，2011，41（6）：106－108.Jiang B，F(xiàn)u X Z，Wang Y.Installation location of intact film plate evaporative cooler in underground railway stations ［J］.Heating Ventilating ＆ Air Conditioning，2011，41（6）：106－108.

［15］何葉從.地鐵專用間接蒸發(fā)冷卻器研究［D］.重慶：重慶大學，2009.

［16］田勝元，蕭曰嶸.實驗設計與數(shù)據(jù)處理［M］.北京：中國建筑工業(yè)出版社，1988.

［17］沈家龍.蒸發(fā)式冷凝器傳熱傳質理論分析及實驗研究［D］.廣州：華南理工大學，2005.

［18］上海市能源領導小組節(jié)能辦公室.實用節(jié)能手冊［M］.上海：上海科學技術出版社，1986.