徐艳妮 卓明胜 张龙爱,2 何伟光

(1 珠海格力电器股份有限公司 珠海 519070；2 空调设备及系统运行节能国家重点实验室 珠海 519070)

随着我国经济社会的发展，高大建筑特别是高大空间的建筑(如体育馆、会展中心、机场航站楼、铁路客站等)得到大规模应用[1-2]。响应国家绿色行动计划，建筑环境及空调系统需考虑系统节能，该类高大空间建筑采用分层空调系统[3-4]，为使空调系统整体节能，其中温度控制采用大温差(进出水温差8 ℃以上)空调设备。研究表明：大温差冷冻水空调运行具有可行性、可靠性和经济性[5-10]，加大冷冻水供回水温差设计，将减少水泵等设备耗电，整个空调系统能耗将降低，实现空调系统的整体优化。常规机组国标进出水温差为5 ℃，当前市场上已有较多主机可实现大温差系统，且主机COP大于常规机组[11]。但目前配套末端方面大温差系统较少，因此本文以进出水温差为10 ℃进行表冷器换热能力研究，为大温差全空气处理机组设计提供参考。

1 大温差对换热效率影响的理论分析

表冷器换热计算：

传热方程：

Q=KAΔtm

(1)

热平衡方程：

Q=cqmΔt

(2)

式中：K为表冷器总传热系数，W/(m2·K)；A为表冷器总传热面积，m2，对某一确定机组为定值；Δtm为对数平均温差，℃；c为流体比热容，kJ/(kg·K)；qm为流体质量流量，kg/s；Δt为流体进出表冷器温差，℃。

表冷器总传热系数：

(3)

式中：Ai、Ao分别为单位长度基管内、外表面的面积，m2；hi、ho分别为管内、外流体表面传热系数，W/(m2·K)；ri、ro、rj分别为管内、外流体的结垢热阻，翅片间热阻，(m2·K)/W。

随冷冻进出水设计温差改变，结垢热阻、管外流体表面传热系数基本保持不变；但水流量变化，造成管内流速变化，主要影响管内流体(即水侧)表面传热系数。水侧表面传热系数随流体雷诺数Re不同计算式不同，当管内流体处于紊流区时，表面传热系数最大，计算如下[12]：

当Re>1×104时(紊流区)：

(4)

(5)

式中：Gi为管内流体质量流速，kg/(m2·s)；λi为导热系数，W/(m·K)；di为传热管内径，m；μD、μw、μi分别为定性温度下介质黏度、壁温下介质黏度、定性温度下管内介质黏度，Pa·s。

由式(5)可知，当水流速越大时，Re越大。由管内流体流动规则可知，当管内含有一定粗糙度(齿形或内螺纹管)时，可提高管内流体扰动，即有利于提高管内流体表面传热系数[13-14]。

由式(3)可知，若将普通表冷器使用于大温差全空气空调机组中，表冷器管内侧水流量将降至50%，管内流体无法达到紊流状态，水流速可能降至0.6 m/s以下，无法充分发挥表冷器换热能力，造成能源浪费，因此需要充分提高表冷器的换热能力。

为使大温差表冷器水侧支管内达到紊流状态，提高水侧换热能力，本文对新型高效换热管、表冷器回路、空气侧流场等方面进行模拟研究及优化，从水侧、风侧同时提高大温差表冷器换热能力。

2 表冷器换热能力分析

2.1 高效换热管

常规表冷器(换热管采用光管或常规内螺纹管)，在大温差低流速下，无法充分发挥表冷器能力。为提高大温差低流速情况下表冷器换热能力，研究直径为9.52 mm的内齿形高效换热管，翅片为开窗片，齿高0.25 mm，相邻两齿间成6°角，如图1所示。采用规格、结构参数相同的表冷器，在相同工况下，模拟计算结果如下：相比普通换热管，内齿形换热管水侧表面传热系数提高约40%。

图1 铜管类型Fig.1 The type of copper

本次设计采用风量为23 500 m3/h，进风干/湿球温度为27/20.5 ℃，迎面风速为2.5 m/s机组，可应用于大温差(进出水7/17 ℃)设计系统中，使冷风比达到5.5 W/(m3/h)以上。

冷风比=Q/V

(6)

式中：Q为制冷量，W；V为风量，m3/h。

图2所示为进水温度7 ℃时，不同进出水温差下[15]，光管与高效内齿形换热管水侧表面传热系数h、水流速v随温差的变化，冷风比随温差的变化如图3所示。

图2 水侧表面传热系数、水流速随温差的变化Fig.2 Surface coefficient of heat transfer on the water side,water flow velocity changes with water temperature difference

图3 冷风比随温差的变化Fig.3 Unit refrigeration amount changes with water temperature difference

相同工况下，采用内齿形换热管相比光管冷风比约增加25%，在大温差设计系统中，冷风比可达到5.5 W/(m3/h)以上。

2.2 表冷器流路

常规进出水温差下使用表冷器时，为提高换热能力，常采用交叉逆流形式使表冷器风侧与水侧充分换热，综合考虑表冷器制冷量及水阻力，采用3种回路形式，即交叉逆流半回路、交叉逆流全回路、交叉逆流双回路[16]；采用交叉逆流半回路时，水阻力过大，水泵能耗增加，从节能方面考虑，暂不讨论该类型回路。图4所示为交叉逆流全回路、交叉逆流双回路示意图，现对相同工况下不同表冷器回路进行模拟计算。

图4 不同流路设计Fig.4 Design of different flow paths

不同回路冷风比、水阻力随温差的变化如图5所示。其他结构相同，仅回路形式不同时，全回路表冷器比双回路制冷量高约20%，水阻力高约70%，风侧阻力基本相同，与常规表冷器相比，除提升水侧换热能力外，需同步考虑整机能耗，因而需综合考虑表冷器能力与水侧、风侧阻力，在整机上验证能力及功耗。

图5 不同回路冷风比、水阻力随温差的变化Fig.5 Unit refrigeration amount、water resistance of difference flow path change with water temperature difference

3 大温差全空气处理机组实验分析

3.1 实验样机

在大温差工况下，提高表冷器换热能力，关键在于提高水侧换热能力，同时综合考虑表冷器水阻力与风阻力，以选取最优整机功耗。基于该思想，本机组采用内齿形高效换热管，可显著提升水侧换热能力，同时调整表冷器结构，使达到冷风比的同时，表冷段功耗最低，为整机功耗最优，同时考虑风机形式，优化整机功耗。

3.2 实验装置及方法

根据标准JB/T 9066—1999《柜式风机盘管机组》[17]及GB/T 14294《组合式空调机组》[18]规定的焓差法建立实验装置如图6所示，空气流量测试装置如图7所示。

图6 焓差法实验装置Fig.6 Experimental device of enthalpy difference method

图7 空气流量测试装置Fig.7 Experimental device of air flow measurement

机组制冷量：

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

(7)

式中：G为空气流量，m3/s；h1、h2分别为空调机组回风、送风空气焓值，J/kg；Vn为喷嘴处空气比容，m3/kg；Wn为喷嘴处空气的含湿量，g/(kg干空气)。

风量：

G=1.414CA(pvVn)0.5

(8)

式中：C为流量系数；A为喷嘴面积，m2；pv为空喷嘴前后的静压差，Pa。

被测空气处理机组的制冷量是通过测定被测空调机进、出口空气的干/湿球温度和空气流量等参数来确定，从测试环境间的空气取样装置可以得到进入被测机组湿空气的干/湿球温度，从而确定进口状态空气焓值，而出口空气焓值是通过置于风量测量装置内的空气取样装置确定，空气经过被测机组产生换热量；水侧由制冷机提供，根据进出水温差及水流量计算水侧换热量。

机组运行工况达到稳定后，连续运行1 h，并通过实验台监控软件等距取7组测试数据，将平均值作为本次测试报告的测量结果，同时水侧、空气侧热力平衡要求满足≤5%。

3.3 实验结果及分析

针对交叉逆流全回路系统，在进风干/湿球温度为27/20.5 ℃，进/出水温度为7/17 ℃条件下，对采用光管与高效内齿形管的3套表冷器进行测试。对比测试数据如表1所示，采用6排光管的表冷器，调整回路及翅片，实际测试冷风比约为5.60 W/(m3/h)，在达到相同冷风比情况下，采用4排高效内齿形换热管的表冷器，调整回路及翅片，实际测试冷风比为5.66 W/(m3/h)，两者翅片片距相同，前者初始投资较高，水流速低，未充分发挥表冷器换热能力，整机功耗较后者约高5%。相同迎风面积、相同排数、相同结构的表冷器，分别采用高效内齿形管与光管时，前者换热能力比后者约高20%，整机能耗高14%，但后者无法达到目标换热量，水流速过低，无法充分发挥表冷器换热能力。

表1 采用光管、高效齿形管的3套表冷器测试结果Tab.1 Test results of three sets of surface coolers with smooth tube and high efficiency toothed tube

进风干/湿球工况为27/20.5 ℃，进出水工况分别按照大温差(7/17 ℃)及常规工况(7/12 ℃)进行测试，调整表冷器管形及翅片，使冷风比相同，对比测试结果如表2所示，大温差机组比常规机组整机能耗约低20%。

表2 大温差与常规进出水工况表冷器相同冷风比测试结果Tab.2 Test results of cold air ratio of surface cooler with large temperature difference and normal water inlet and outlet conditions

同时采用EC风机墙，机组断面30个测点(如图8)均匀度从80%升至90%，风机效率比离心风机效率高约30%。

图8 断面均匀度测试Fig.8 Section uniformity test

因此大温差空气处理机组采用高效内齿形换热管，可通过优化回路、调整片形、片距等，在满足性能的前提下，以达到节能效果。

4 结论

本文对大温差表冷器换热能力提升进行研究，得到结论如下：

1)采用高效齿形换热管时，在相同传热面积，相同回路时，换热能力较光管提高约25%。相同工况下，全回路较双回路换热能力提高约20%，水阻力提高约70%，可以适当优化回路，充分提高表冷器水侧换热能力，综合考虑换热能力及整体能耗。

2)经实验验证，采用多风机并联，空气侧流场均匀度提高约10%，有利于提高表冷器风侧换热，换热效率提高约5%。

3)经计算及测试分析，采用大温差空调机组相比于常规温差机组综合能耗降低20%以上。