徐艷妮 卓明勝 張龍愛,2 何偉光

(1 珠海格力電器股份有限公司 珠海 519070；2 空調(diào)設(shè)備及系統(tǒng)運行節(jié)能國家重點實驗室 珠海 519070)

隨著我國經(jīng)濟社會的發(fā)展，高大建筑特別是高大空間的建筑(如體育館、會展中心、機場航站樓、鐵路客站等)得到大規(guī)模應(yīng)用[1-2]。響應(yīng)國家綠色行動計劃，建筑環(huán)境及空調(diào)系統(tǒng)需考慮系統(tǒng)節(jié)能，該類高大空間建筑采用分層空調(diào)系統(tǒng)[3-4]，為使空調(diào)系統(tǒng)整體節(jié)能，其中溫度控制采用大溫差(進出水溫差8 ℃以上)空調(diào)設(shè)備。研究表明：大溫差冷凍水空調(diào)運行具有可行性、可靠性和經(jīng)濟性[5-10]，加大冷凍水供回水溫差設(shè)計，將減少水泵等設(shè)備耗電，整個空調(diào)系統(tǒng)能耗將降低，實現(xiàn)空調(diào)系統(tǒng)的整體優(yōu)化。常規(guī)機組國標進出水溫差為5 ℃，當前市場上已有較多主機可實現(xiàn)大溫差系統(tǒng)，且主機COP大于常規(guī)機組[11]。但目前配套末端方面大溫差系統(tǒng)較少，因此本文以進出水溫差為10 ℃進行表冷器換熱能力研究，為大溫差全空氣處理機組設(shè)計提供參考。

1 大溫差對換熱效率影響的理論分析

表冷器換熱計算：

傳熱方程：

Q=KAΔtm

(1)

熱平衡方程：

Q=cqmΔt

(2)

式中：K為表冷器總傳熱系數(shù)，W/(m2·K)；A為表冷器總傳熱面積，m2，對某一確定機組為定值；Δtm為對數(shù)平均溫差，℃；c為流體比熱容，kJ/(kg·K)；qm為流體質(zhì)量流量，kg/s；Δt為流體進出表冷器溫差，℃。

表冷器總傳熱系數(shù)：

(3)

式中：Ai、Ao分別為單位長度基管內(nèi)、外表面的面積，m2；hi、ho分別為管內(nèi)、外流體表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，W/(m2·K)；ri、ro、rj分別為管內(nèi)、外流體的結(jié)垢熱阻，翅片間熱阻，(m2·K)/W。

隨冷凍進出水設(shè)計溫差改變，結(jié)垢熱阻、管外流體表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)基本保持不變；但水流量變化，造成管內(nèi)流速變化，主要影響管內(nèi)流體(即水側(cè))表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)。水側(cè)表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)隨流體雷諾數(shù)Re不同計算式不同，當管內(nèi)流體處于紊流區(qū)時，表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)最大，計算如下[12]：

當Re>1×104時(紊流區(qū))：

(4)

(5)

式中：Gi為管內(nèi)流體質(zhì)量流速，kg/(m2·s)；λi為導熱系數(shù)，W/(m·K)；di為傳熱管內(nèi)徑，m；μD、μw、μi分別為定性溫度下介質(zhì)黏度、壁溫下介質(zhì)黏度、定性溫度下管內(nèi)介質(zhì)黏度，Pa·s。

由式(5)可知，當水流速越大時，Re越大。由管內(nèi)流體流動規(guī)則可知，當管內(nèi)含有一定粗糙度(齒形或內(nèi)螺紋管)時，可提高管內(nèi)流體擾動，即有利于提高管內(nèi)流體表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)[13-14]。

由式(3)可知，若將普通表冷器使用于大溫差全空氣空調(diào)機組中，表冷器管內(nèi)側(cè)水流量將降至50%，管內(nèi)流體無法達到紊流狀態(tài)，水流速可能降至0.6 m/s以下，無法充分發(fā)揮表冷器換熱能力，造成能源浪費，因此需要充分提高表冷器的換熱能力。

為使大溫差表冷器水側(cè)支管內(nèi)達到紊流狀態(tài)，提高水側(cè)換熱能力，本文對新型高效換熱管、表冷器回路、空氣側(cè)流場等方面進行模擬研究及優(yōu)化，從水側(cè)、風側(cè)同時提高大溫差表冷器換熱能力。

2 表冷器換熱能力分析

2.1 高效換熱管

常規(guī)表冷器(換熱管采用光管或常規(guī)內(nèi)螺紋管)，在大溫差低流速下，無法充分發(fā)揮表冷器能力。為提高大溫差低流速情況下表冷器換熱能力，研究直徑為9.52 mm的內(nèi)齒形高效換熱管，翅片為開窗片，齒高0.25 mm，相鄰兩齒間成6°角，如圖1所示。采用規(guī)格、結(jié)構(gòu)參數(shù)相同的表冷器，在相同工況下，模擬計算結(jié)果如下：相比普通換熱管，內(nèi)齒形換熱管水側(cè)表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)提高約40%。

圖1 銅管類型Fig.1 The type of copper

本次設(shè)計采用風量為23 500 m3/h，進風干/濕球溫度為27/20.5 ℃，迎面風速為2.5 m/s機組，可應(yīng)用于大溫差(進出水7/17 ℃)設(shè)計系統(tǒng)中，使冷風比達到5.5 W/(m3/h)以上。

冷風比=Q/V

(6)

式中：Q為制冷量，W；V為風量，m3/h。

圖2所示為進水溫度7 ℃時，不同進出水溫差下[15]，光管與高效內(nèi)齒形換熱管水側(cè)表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)h、水流速v隨溫差的變化，冷風比隨溫差的變化如圖3所示。

圖2 水側(cè)表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)、水流速隨溫差的變化Fig.2 Surface coefficient of heat transfer on the water side,water flow velocity changes with water temperature difference

圖3 冷風比隨溫差的變化Fig.3 Unit refrigeration amount changes with water temperature difference

相同工況下，采用內(nèi)齒形換熱管相比光管冷風比約增加25%，在大溫差設(shè)計系統(tǒng)中，冷風比可達到5.5 W/(m3/h)以上。

2.2 表冷器流路

常規(guī)進出水溫差下使用表冷器時，為提高換熱能力，常采用交叉逆流形式使表冷器風側(cè)與水側(cè)充分換熱，綜合考慮表冷器制冷量及水阻力，采用3種回路形式，即交叉逆流半回路、交叉逆流全回路、交叉逆流雙回路[16]；采用交叉逆流半回路時，水阻力過大，水泵能耗增加，從節(jié)能方面考慮，暫不討論該類型回路。圖4所示為交叉逆流全回路、交叉逆流雙回路示意圖，現(xiàn)對相同工況下不同表冷器回路進行模擬計算。

圖4 不同流路設(shè)計Fig.4 Design of different flow paths

不同回路冷風比、水阻力隨溫差的變化如圖5所示。其他結(jié)構(gòu)相同，僅回路形式不同時，全回路表冷器比雙回路制冷量高約20%，水阻力高約70%，風側(cè)阻力基本相同，與常規(guī)表冷器相比，除提升水側(cè)換熱能力外，需同步考慮整機能耗，因而需綜合考慮表冷器能力與水側(cè)、風側(cè)阻力，在整機上驗證能力及功耗。

圖5 不同回路冷風比、水阻力隨溫差的變化Fig.5 Unit refrigeration amount、water resistance of difference flow path change with water temperature difference

3 大溫差全空氣處理機組實驗分析

3.1 實驗樣機

在大溫差工況下，提高表冷器換熱能力，關(guān)鍵在于提高水側(cè)換熱能力，同時綜合考慮表冷器水阻力與風阻力，以選取最優(yōu)整機功耗?；谠撍枷?，本機組采用內(nèi)齒形高效換熱管，可顯著提升水側(cè)換熱能力，同時調(diào)整表冷器結(jié)構(gòu)，使達到冷風比的同時，表冷段功耗最低，為整機功耗最優(yōu)，同時考慮風機形式，優(yōu)化整機功耗。

3.2 實驗裝置及方法

根據(jù)標準JB/T 9066—1999《柜式風機盤管機組》[17]及GB/T 14294《組合式空調(diào)機組》[18]規(guī)定的焓差法建立實驗裝置如圖6所示，空氣流量測試裝置如圖7所示。

圖6 焓差法實驗裝置Fig.6 Experimental device of enthalpy difference method

圖7 空氣流量測試裝置Fig.7 Experimental device of air flow measurement

機組制冷量：

Q=G(h1-h2)/[Vn(1+Wn)]

(7)

式中：G為空氣流量，m3/s；h1、h2分別為空調(diào)機組回風、送風空氣焓值，J/kg；Vn為噴嘴處空氣比容，m3/kg；Wn為噴嘴處空氣的含濕量，g/(kg干空氣)。

風量：

G=1.414CA(pvVn)0.5

(8)

式中：C為流量系數(shù)；A為噴嘴面積，m2；pv為空噴嘴前后的靜壓差，Pa。

被測空氣處理機組的制冷量是通過測定被測空調(diào)機進、出口空氣的干/濕球溫度和空氣流量等參數(shù)來確定，從測試環(huán)境間的空氣取樣裝置可以得到進入被測機組濕空氣的干/濕球溫度，從而確定進口狀態(tài)空氣焓值，而出口空氣焓值是通過置于風量測量裝置內(nèi)的空氣取樣裝置確定，空氣經(jīng)過被測機組產(chǎn)生換熱量；水側(cè)由制冷機提供，根據(jù)進出水溫差及水流量計算水側(cè)換熱量。

機組運行工況達到穩(wěn)定后，連續(xù)運行1 h，并通過實驗臺監(jiān)控軟件等距取7組測試數(shù)據(jù)，將平均值作為本次測試報告的測量結(jié)果，同時水側(cè)、空氣側(cè)熱力平衡要求滿足≤5%。

3.3 實驗結(jié)果及分析

針對交叉逆流全回路系統(tǒng)，在進風干/濕球溫度為27/20.5 ℃，進/出水溫度為7/17 ℃條件下，對采用光管與高效內(nèi)齒形管的3套表冷器進行測試。對比測試數(shù)據(jù)如表1所示，采用6排光管的表冷器，調(diào)整回路及翅片，實際測試冷風比約為5.60 W/(m3/h)，在達到相同冷風比情況下，采用4排高效內(nèi)齒形換熱管的表冷器，調(diào)整回路及翅片，實際測試冷風比為5.66 W/(m3/h)，兩者翅片片距相同，前者初始投資較高，水流速低，未充分發(fā)揮表冷器換熱能力，整機功耗較后者約高5%。相同迎風面積、相同排數(shù)、相同結(jié)構(gòu)的表冷器，分別采用高效內(nèi)齒形管與光管時，前者換熱能力比后者約高20%，整機能耗高14%，但后者無法達到目標換熱量，水流速過低，無法充分發(fā)揮表冷器換熱能力。

表1 采用光管、高效齒形管的3套表冷器測試結(jié)果Tab.1 Test results of three sets of surface coolers with smooth tube and high efficiency toothed tube

進風干/濕球工況為27/20.5 ℃，進出水工況分別按照大溫差(7/17 ℃)及常規(guī)工況(7/12 ℃)進行測試，調(diào)整表冷器管形及翅片，使冷風比相同，對比測試結(jié)果如表2所示，大溫差機組比常規(guī)機組整機能耗約低20%。

表2 大溫差與常規(guī)進出水工況表冷器相同冷風比測試結(jié)果Tab.2 Test results of cold air ratio of surface cooler with large temperature difference and normal water inlet and outlet conditions

同時采用EC風機墻，機組斷面30個測點(如圖8)均勻度從80%升至90%，風機效率比離心風機效率高約30%。

圖8 斷面均勻度測試Fig.8 Section uniformity test

因此大溫差空氣處理機組采用高效內(nèi)齒形換熱管，可通過優(yōu)化回路、調(diào)整片形、片距等，在滿足性能的前提下，以達到節(jié)能效果。

4 結(jié)論

本文對大溫差表冷器換熱能力提升進行研究，得到結(jié)論如下：

1)采用高效齒形換熱管時，在相同傳熱面積，相同回路時，換熱能力較光管提高約25%。相同工況下，全回路較雙回路換熱能力提高約20%，水阻力提高約70%，可以適當優(yōu)化回路，充分提高表冷器水側(cè)換熱能力，綜合考慮換熱能力及整體能耗。

2)經(jīng)實驗驗證，采用多風機并聯(lián)，空氣側(cè)流場均勻度提高約10%，有利于提高表冷器風側(cè)換熱，換熱效率提高約5%。

3)經(jīng)計算及測試分析，采用大溫差空調(diào)機組相比于常規(guī)溫差機組綜合能耗降低20%以上。