翔，焦 煜，常健佩，褚俊杰

（1.西安工程大學，西安 710048；2.中國建筑科學研究院有限公司，北京 100013）

0 引言

蒸發(fā)冷卻空調技術是一種節(jié)能、環(huán)保、可持續(xù)發(fā)展的空調技術［1-2］。在我國西北干燥地區(qū)（夏季空調室外計算濕球溫度低于23 ℃的地區(qū)），如新疆、甘肅、青海等干熱氣候區(qū)，在居住建筑中應用直接蒸發(fā)冷卻設備的案例很多，但是直接蒸發(fā)冷卻降溫有限、加濕量大限制應用場所的范圍、設備體積較大等問題［3］，如何解決這些問題，是當前行業(yè)的難點和熱點?；赩aleriyMaisotsenko提出的新型熱力循環(huán)（即M-cycle理論）［4］，露點間接蒸發(fā)冷卻空調技術可以實現(xiàn)能量的梯級利用，使“干空氣能”得到最大限度的利用，采用此技術的空調設備出風可以逼近空氣的露點溫度，解決直接蒸發(fā)冷卻設備降溫幅度小、體積大的問題［5-6］。為了探究露點式蒸發(fā)冷卻設備應用到干燥地區(qū)居住建筑的使用效果，在新疆喀什地區(qū)建立了示范項目，并根據現(xiàn)場收集的數(shù)據對露點式蒸發(fā)冷卻空調設備的能效比、制冷量和出風空氣的溫濕度等參數(shù)進行了評測，為該設備應用于干燥地區(qū)居住建筑提供參考依據。

1 工程概況

示范項目位于新疆喀什市，屬于居住建筑。建筑高度6.9 m，總建筑面積356 m2，空調面積188.8 m2，供冷期為6月1日-8月31日，單層住宅高度3.0 m。項目建成于2019年，空調系統(tǒng)于同年7月份開始投入運行?？κ彩袑儆诤洌ˋ）區(qū)，海拔1 288.7 m，大氣壓約876.9 hPa，極端最高溫度為40.1 ℃，晝夜溫差較大（＞10 ℃）?？κ驳貐^(qū)供冷期日室外最高干球溫度和含濕量［7］如圖1所示。

圖1 供冷期日室外最高干球溫度和含濕量

采用Dest建筑能耗模擬軟件模擬供冷期空調負荷，圍護結構得熱、照明、設備散熱形成的冷負荷以及人體散熱、散濕冷負荷。夏季空調室內設計參數(shù)為26 ℃，相對濕度50%；夏季空調室外計算干球溫度 33.8 ℃，濕球溫度 21.2 ℃［8］。

供冷期該建筑冷負荷的模擬結果顯示，最大負荷大多出現(xiàn)在每天的15：00～16：00之間，約為6.8～10.8 kW；最小負荷多出現(xiàn)在22：00～23：00，最小負荷在2.2～5.0 kW之間。經對供冷期各天空調供冷能耗需求計算可知，該建筑夏季供冷總能耗需求為5 144.77 kW·h，即單位面積空調能耗需求為 27.2 kW·h/（m2·a）。

2 降溫方案

2.1 空調系統(tǒng)

空調系統(tǒng)采用露點間接蒸發(fā)冷卻全新風空調系統(tǒng)，如圖2所示。經過機組的室外新風被冷卻至18 ℃，考慮管路溫升，設計送風溫度為19 ℃，機組機器露點90%。根據室內冷負荷和設計工況進行風量計算，得到所需總風量為2 800 m3/h。空調區(qū)域共設置2套空氣處理及送風系統(tǒng)，考慮風量富裕系數(shù)1.07，每臺露點間接蒸發(fā)冷卻空調機組設計風量為1 500 m3/h。

圖2 露點間接蒸發(fā)冷卻全新風空調系統(tǒng)

2.2 空調機組原理及參數(shù)

露點間接蒸發(fā)冷卻空調機組結構如圖3所示。機組主要由露點間接蒸發(fā)冷卻器、風機與水泵等動力系統(tǒng)以及電氣自控系統(tǒng)所組成。

圖3 露點間接蒸發(fā)冷卻空調機組結構

露點間接蒸發(fā)冷卻空調機組的工作原理如下：空氣被機組內的蝸殼風機吸入后，進入露點間接蒸發(fā)冷卻器被分為兩部分，一部分的空氣全部被帶到下半部分的干通道，穿過節(jié)流孔，作為二次空氣被逐漸轉移到濕通道內，不斷與噴淋水進行蒸發(fā)冷卻的作用，同時通過換熱板與干通道內的一次空氣進行顯熱換熱，最后沿濕通道從排風口排出［9-11］。另一部分的空氣從露點間接蒸發(fā)冷卻器上半部分的干通道進入，被前一級濕通道內的二次空氣（工作空氣）帶走顯熱，焓值降低，實現(xiàn)預冷之后，再次經過濕簾進行等焓冷卻，通過送風管道連接送入室內用于冷卻降溫；機組在冷卻器后加裝了直接蒸發(fā)冷卻裝置（濕簾），使產出空氣再次被降溫，這是與以往叉流、逆流、復合露點式空調機組不同的特點。露點間接蒸發(fā)冷卻器空氣流動路徑如圖4所示、露點式空調機組空氣處理過程如圖5所示。

圖4 露點間接蒸發(fā)冷卻器空氣流動路徑

圖5 露點間接蒸發(fā)冷卻空調機組空氣處理過程

該居住建筑所用的空調機組的參數(shù)配置如表1所示，設計風量為1 500 m3/h。露點間接蒸發(fā)冷卻空調機組總體尺寸為1.460 m×0.665 m×1.760 m，總重量為450 kg。

表1 露點間接蒸發(fā)冷卻空調機組的參數(shù)配置

3 測試分析

在本項目中測試的內容包括：進風口溫濕度、排風口溫濕度、送風口溫濕度，送風口風速以及機組逐時耗電量。

溫濕度自計儀（型號：desto 174H）測量范圍為-20～70 ℃，相對濕度為0%～100%，精度分別為±0.1 ℃和±0.1% RH。采樣時間間隔為1 min。送風口的空氣流量由空氣流速和橫截面積間接測量。風速儀（型號：desto 410）測量范圍為0.4～20 m/s，精度為0.2 m/s。多功能電表（型號：Acrel），功率、有功電能精度等級為0.5級。

3.1 性能評價指標

冷卻效率是蒸發(fā)冷卻器性能評價的重要標準，其中冷卻效率包括濕球效率ηwb：

式中 tdb1——一次空氣入口干球溫度，℃；

tdb2——一次空氣出口干球溫度，℃；

twb1——一次空氣入口濕球溫度，℃；

tdp1——一次空氣入口露點溫度，℃。

濕球效率用來描述一次空氣出口干球溫度接近一次空氣入口濕球溫度的程度，而露點間接蒸發(fā)冷卻器往往能將空氣冷卻到入口空氣濕球溫度以下，因此又引入露點效率ηdb：

露點效率用來描述一次空氣出口干球溫度接近一次空氣入口露點溫度的程度［8］。

除了冷卻效率以外，制冷量Q也是評價蒸發(fā)冷卻器性能的重要指標參數(shù)。

式中 cp，a——空氣的比定壓熱容，kJ/（kg·℃）；

ρa——空氣密度，kg/m3；

LC——產出空氣風量，m3/h。

露點間接蒸發(fā)冷卻空調機組的COP指的是其制冷量與輸入功率的比值，COP值越大，說明冷卻器效率越高，越節(jié)能。COP的計算式如下。

式中 P ——空調機組的電功率，kW；

V ——空調機組的送風量，m3/h。

3.2 數(shù)據測試結果與分析

3.2.1 露點間接蒸發(fā)冷卻空調機組測試分析

圖6示出夏季典型日環(huán)境溫度、露點間接蒸發(fā)冷卻空調機組進出口溫度與室內相對濕度變化情況，圖7示出機組進出風溫度與濕球效率、露點效率的變化情況。從圖中可以看出，室外干球溫度在32.4～36.9 ℃之間變化，進風口干球溫度在27.0～29.9 ℃之間變化，進風口濕球溫度在19.4～19.8 ℃之間變化，出風口平均溫度19.9 ℃，機組濕球平均效率101.9%，露點平均效率65%。

環(huán)境溫度與進風口溫度相差4～5 ℃，是由于機組放置在建筑的陰面，一天之中不受太陽直射。室內溫度平均在25.9 ℃，相對濕度55.1%，滿足人員的熱舒適要求。實測室外干球溫度相比喀什地區(qū)室外設計干球溫度高0.75 ℃，濕球溫度低1.58 ℃，屬于典型的干燥工況。進風口干球溫度、濕球溫度、出風口干球溫度與濕球效率、露點效率規(guī)律不明顯，相關性不是很大。

圖6 室外環(huán)境、進出口溫度與室內濕度的變化

圖7 進出口溫度、露點效率與濕球效率的變化

通過式（3）計算機組制冷量3.8 kW，實測實時耗電量0.753 kW，機組能效比5.0，這也是整個空調系統(tǒng)的能效比，在測試期間，送風口的布點位置在室內側，制冷量的計算也是通過室內送風口參數(shù)進行計算的。能效比過小的主要原因是進風口的干球溫度過低、與送風口的溫差較小，在風量一定的情況下，制冷量減少，能效比也隨之變小。

圖8，9分別示出進出口溫差與濕球效率、露點效率的變化情況，可以看出，進風口平均干濕球溫差8.58 ℃，進風口平均干球、露點溫度溫差13.51 ℃，進風口與出風口的平均干球溫差為8.72 ℃。濕球效率、露點效率變化曲線與進出風口的溫差變化曲線走勢相同，進出風口溫差越大，濕球效率與露點效率越大，反之越小。

進風口平均干濕球溫差與進風口干球、露點溫度的溫差變化曲線走勢相同，進風口干濕球溫差越大，則進風口干球、露點溫度的溫差越大，反之越小。

圖8 進出口溫差與濕球效率的變化

圖9 進出口溫差與露點效率的變化

圖10示出進風、送風、排風含濕量與室內含濕量變化情況。露點間接蒸發(fā)冷卻器和直接蒸發(fā)冷卻器噴水時間為15 s，停止噴淋1 min。根據典型日進風、送風與排風口的參數(shù)，可計算得出進風、出風、排風的含濕量。其中進風口平均含濕量10.79 g/kg，送風口平均含濕量11.89 g/kg，排風口平均含濕量17.15 g/kg，機組開啟穩(wěn)定后，室內平均含濕量11.58 g/kg。

圖10 進風、送風、排風含濕量與室內含濕量的變化

在運行期間，排風平均加濕量為6.36 g/kg，新風平均加濕量為1.2 g/kg，由于室外含濕量低，室內的水蒸氣會從窗戶滲入到室外環(huán)境中，這樣就保證了室內相對濕度40%～60%的要求。并由此也計算出露點間接蒸發(fā)冷卻器的蒸發(fā)損失是直接蒸發(fā)冷卻器蒸發(fā)損失的5.3倍。露點間接蒸發(fā)冷卻空調機組送風量1 210 m3/h，排風量610 m3/h，工作空氣與產出空氣的比值為0.5。經過計算，露點間接蒸發(fā)冷卻器的蒸發(fā)損失為4.66 kg/h，直接蒸發(fā)冷卻器的蒸發(fā)損失1.74 kg/h，所以機組的蒸發(fā)損失為6.4 kg/h。

室內設計參數(shù)26 ℃，相對濕度50%，焓值52.94 kJ/kg。進風口平均焓值56.3 kJ/kg，送風口平均焓值50.2 kJ/kg，排風口平均焓值68.95 kJ/kg，機組開啟穩(wěn)定后，室內平均焓值55.6 kJ/kg。室內空氣的焓值比進風口的焓值低，因為室內的溫度低于進風口的溫度，雖然室內含濕量大于進風口的含濕量，但是干空氣所攜帶的冷量有更明顯的作用。圖11示出進風、送風、排風口焓值變化。

圖11 進風口、送風口、排風口焓值的變化

圖12示出進風、送風、排風口干空氣與水蒸氣焓值變化情況。

圖12 進風、送風、排風口干空氣與水蒸氣焓值的變化

從圖中可以看出，排風口水蒸氣的焓值＞送風口水蒸氣的焓值＞進風口干空氣的焓值＞進風口水蒸氣的焓值＞排風口干空氣的焓值＞送風口干空氣的焓值。送風空氣焓值與排風空氣焓值之和不等于進風空氣焓值，是由于循環(huán)水的加入，排風（工作空氣）與水在露點間接蒸發(fā)冷卻器濕通道內發(fā)生熱質交換，增加了汽化潛熱。經過計算，進風口、送風口、排風口以及室內干空氣與水蒸氣的焓值占比分別為：51%，40%，37%，47%。送風口空氣中水蒸氣的焓值占較大的比例，干空氣的焓值占較小的比例，所以空氣的焓值低，可以吸收室內的熱量。排風口空氣中水蒸氣的焓值比例為60%，吸收了干通道內產出空氣的熱量，在露點間接蒸發(fā)冷卻器中，排風口相比進風口的干空氣焓值降低3.5 kJ/kg，水蒸氣的焓值卻增加了16.1 kJ/kg，水蒸氣焓值增加量是干空氣焓值降低量的4.6倍，說明露點間接蒸發(fā)冷卻器中空氣的潛熱換熱要大于顯熱換熱。

3.2.2 室內環(huán)境測試分析

每臺空調機組供4個用戶使用，每個室內設置1個送風口，送風口類型為雙層百葉柵型送風口，本次測試了一層的2個送風口的溫濕度參數(shù)以及風速。測試結果顯示：送風口1平均溫度在19.9 ℃，相對濕度81.6%。送風口2平均溫度在20.9 ℃，相對濕度76.3%。送風口溫度與進風口的平均濕球溫度20.05℃很接近，送風口1距離機組最近，送風口4距離風口較遠，為末端風口。從送風口1至送風口2，風管溫升為0.15 ℃，溫升范圍很小，符合要求。

機組實測送風量與額定風量相差300 m3/h，每個送風口的風量根據用戶者的需求進行了調整。表2為一層送風口1與送風口2的狀態(tài)參數(shù)。

表2 一層送風口1與送風口2狀態(tài)參數(shù)

對一層室內布置的4個溫濕度測點數(shù)據進行記錄，結果如表3所示。通過表中數(shù)據可以看到，一層房間室內參數(shù)均滿足供冷工況熱舒適度Ⅰ級要求［8］。

表3 一層房間室內溫濕度參數(shù)

4 結論

（1）對應用于新疆喀什地區(qū)居住建筑的露點間接蒸發(fā)冷卻空調系統(tǒng)進行測試并進行分析。得出機組在進風口干球溫度27.0～29.9 ℃之間時，出風口平均溫度為19.9 ℃，機組平均濕球效率101.9%、露點效率65%、能效比5.0，室內可以保證供冷工況熱舒適度Ⅰ級要求。

（2）在運行期間，進風口平均干濕球溫差8.58 ℃，進風口平均干球、露點溫度溫差13.51 ℃，進風口與出風口的平均干球溫差為8.72 ℃。進出風口溫差越大，濕球效率與露點效率越大，反之越小。

（3）在運行期間，排風平均加濕量6.36 g/kg，新風平均加濕量為1.2 g/kg，露點間接蒸發(fā)冷卻器的蒸發(fā)損失為4.66 kg/h，直接蒸發(fā)冷卻器的蒸發(fā)損失1.74 kg/h，機組的蒸發(fā)損失為6.4 kg/h。

（4）露點間接蒸發(fā)冷卻空調機組送風量1 210 m3/h，排風量610 m3/h，工作空氣與產出空氣的比值為0.5。

（5）排風口水蒸氣的焓值＞送風口水蒸氣的焓值＞進風口干空氣的焓值＞進風口水蒸氣的焓值＞排風口干空氣的焓值＞送風口干空氣的焓值。進風口、送風口、排風口以及室內干空氣與水蒸氣的焓值占比分別為：51%，40%，37%，47%。