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干盘管换热器与湿盘管换热器热工性能试验研究
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1·概述
传统的空调系统末端换热器的设计工况一般为湿工况，在承担室内显热负荷的同时，还负担一部分人员、设备所产生的湿负荷，因此在制冷运行时盘管会有凝结水产生，故称为湿盘管。随着建筑节能和室内空气品质要求的提高、温湿度独立控制和水蒸发冷却空调技术的逐步推广，干盘管换热器开始在工程系统中直接应用。温湿度独立控制技术采用较高温度的冷冻水来处理室内冷负荷，水蒸发冷却空调利用“干空气能”制取温度较高的冷冻水。这两种技术的冷冻水温度一般均高于室内空气的露点温度，空调末端设备的盘管换热器没有凝结水产生，因此被称为干盘管换热器。干盘管换热器仅承担显热负荷，湿负荷由其他设备负担。对比分析相同耗材制作的干、湿盘管热工特性，合理设计空调通风换热器，在实现节能利用的同时 减少有色金属的消耗具有重要的意义。通过对铜管套翅片换热器进行试验，依据实验数据分析迎面风速、盘管内水速等对干盘管换热器显热制冷量、湿盘管换热器全热制冷量和显热、全热影响规律，利用综合制冷性能系数评价方法对干盘管换热器和湿盘管换热器的能效进行分析，提出在关注节能要求的同时，应同时关注换热器金属材料消耗的问题，供暖通空调行业工作者参考。
2·试验介绍
2.1试验原理和安排
试验在依据JG/T 21-1999《空气冷却器与空气加热器性能试验方法》[1]建立的风管式焓差法试验装置上进行，如图1所示，换热器试验参数范围如表1。
采用风管焓差法试验台测试干、湿盘管的热工性能。通过测试换热器进、出口空气的干、湿球温度和风量，得到空气侧制冷量；测试水侧进出口的水温和水量，得到冷水侧制冷量，两侧制冷量平衡则测试数据有效。
在实验过程中，表1的试验参数范围内每种参数取五个水平。依次开启实验装置的风机、水泵，调节试验装置使空气和水达到所需的参数，并符合JG/T 21规定的稳定条件后开始测试。每隔10分钟读取一次数据，至少测定四次，即每次测试的延续时间不少于半小时，取读数的平均值作为当次试验的测试结果。
每次得到的测定值采用以空气侧的测定值计算换热量和以水侧的测定值计算换热量两种方法进行计算。两种方法计算得出的换热量偏差不超过5%时方有效，取二者算术平均值作为样机换热量。在测量换热量的同时测量换热器空气侧前、后的静压差和进出口水路的压力差，确定空气阻力和水阻力。
2.2样机描述
试验样机的断面尺寸为500mm×400mm，样机具体的结构特征见表2。
2.3试验结果
按标准规定的方法[1]在表1的试验参数范围内，完成25组实验数据，对实验数据进行拟合，得出如下热工性能计算公式：
3·试验结果分析
依据对样机的热工实验结果，按照标准规定的标准工况[2~3]，进口空气状态干球温度为27℃，湿球温度为19.5℃和冷冻水的进口温度分别为7℃、16℃，进出口温差为5℃，分别对干盘管和湿盘管换热器进行设计[4]，设计的干、湿盘管换热器的断面尺寸和金属耗量相同(见表2)，对其热工性能分析如下：
3.1湿盘管制冷量
1)在空气进口的干球温度为27℃、湿球温度为19.5℃、冷冻水进口温度为7℃条件下，改变盘管迎面空气流速，得出湿盘管全热、显热和潜热的变化规律，如图2所示。
由图2可知，湿盘管换热器全热、显热、潜热制冷量随着迎面风速的增加而增大。标准进风设计工况点下显热量与全热量的比值为0.74，即总制冷量中74%是显热制冷量，只有26%为潜热制冷量。潜热制冷量在风速大于1.7m/s后存在拐点，随着风速增大，空气侧换热系数提高。显热与全热的比例随风速的增加逐渐加大，从68%变化到76%。这是因为空气侧制冷量加大，冷冻水出水温度提高，单位风量的潜热换热能力降低，但对应风量下的总的潜热换热量没有变化。
2)在空气进口的干球温度为27℃、湿球温度为19.5℃、冷冻水进口温度为7℃条件下，改变盘管内水速，得出湿盘管全热、显热和潜热的变化规律如图3所示。
从图3可看出，湿盘管换热器的全热、显热、潜热制冷量随着管内水流速的增加都增加，但显热与全热换热量的比例会随着盘管内水流速的加大而逐渐减小。在试验范围内从78%变化到68%，减小10%，显热制冷量占总制冷量的比例也从78%减小到68%，这是因为随着水速的增大，平均水温降低，潜热换热能力增大。
3.2干盘管制冷特性
1)在空气进口的干球温度为27℃、湿球温度为19.5℃、进口水温控制在16℃条件下，干盘管迎面空气流速从1.5m/s等量变化到3.0m/s，显热量与迎面风速变化的关系曲线见图4，随着风速的增加，干盘管显热制冷量逐渐增大。
2)在空气进口的干球温度为27℃、湿球温度为19.5℃、进口水温控制在16℃条件下，水管内流速从0.6m/s等量变化到1.6m/s，显热量与管内流速变化的关系曲线见图5，随着管内流速的增加，显热量逐渐增大。
3.3干式盘管和湿式盘管比较分析
1)空气侧阻力的变化
在空气进口干球温度为27℃、湿球温度为19.5℃、干盘管冷冻水进口温度为16℃、湿盘管冷冻水进口温度为7℃条件下，空气通过湿盘管表面时，由于翅片表面存在凝结水，与干盘管相比湿盘管空气阻力较高。试验结果如图6所示。
在标准进口空气状态下，湿、干盘管换热器空气侧的阻力分别为107Pa和85Pa，随着迎面风速的增加，干、湿盘管换热器随着迎面风速增加空气侧的阻力增大，但湿盘管与干盘管的空气阻力之比基本维持在1.23~1.28。
2)风速、水速变化对干盘管和湿式盘管换热量比值的影响
在空气进口的干球温度为27℃、湿球温度为19.5℃、干盘管冷冻水进口温度为16℃、湿盘管冷冻水进口温度为7℃条件下，风速变化对干盘管和湿式盘管换热量及其比值的影响见图7，水速变化对干盘管和湿式盘管换热量及其比值的影响见图8，随着盘管内水流速从0.6m/s变化为1.6m/s，干盘管制冷量与湿盘管制冷量之比为46%~44%，标准工况点下干盘管换热器的制冷量仅为湿盘管制冷量的44%。
在空气进口的干球温度为27℃、湿球温度为19.5℃、干盘管冷冻水进口温度为16℃、湿盘管冷冻水进口温度为7℃条件下，风速的变化对干盘管和湿式盘管显换热量比值的影响见图9，水速变化对干盘管和湿式盘管显换热量比值的影响见图10，随着盘管内水流速从0.6m/s变化为1.6m/s，干盘管制冷量与湿盘管显热制冷量之比为0.59~0.64，标准工况点下干盘管换热器的制冷量仅为湿盘管显热制冷量的60%；随着盘管风速从1.3m/s变化为3.0m/s，干盘管制冷量与湿盘管显热制冷量之比为0.66~0.59，标准工况点下干盘管换热器的制冷量仅为湿盘管制冷量的62%。这意味着负担同样的室内冷负荷，虽然通过提高冷冻水温度，可以减少冷冻机的电力消耗，但空调设备的末端用换热器数量要增加38%~40%，加大了有色金属耗量和相应的能源消耗。
3)风速变化对干盘管和湿盘管综合制冷系数的影响。
空调系统的输送能耗主要由水侧和空气侧能耗组成。水泵消耗的电力主要用于克服换热器、冷冻机蒸发器、水管路、水管路部件的阻力，其中换热器在设计水流量下的阻力是水侧电力消耗的重要部分。同时风机电机消耗电量将处理后的空气送到空调区域。综合考虑克服盘管换热器水侧和风侧阻力所需风机和水泵功耗，可采用单位综合功耗制冷性能系数的方法，评价干盘管的热工性能[4]。单位综合功耗制冷性能系数定义式如式(7)：
feer=QC/(NAC+NWC)(7)
式中：QC—干盘管的制冷量(W)；NAC—制冷时干盘管风侧阻力消耗的风机功率(W)；NWC—制冷时水侧阻力消耗的水泵功率(W)。
图11、图12分别为在空气进口干球温度为27℃、湿球温度为19.5℃、干盘管冷冻水进口温度为16℃、湿盘管冷冻水进口水温为7℃条件下，风速变化和水速变化对干式盘管和湿式盘管综合制冷系数的影响。
从图中可看出，随着迎面风速的增加，综合制冷系数减小；随着管内水速的增加，综合制冷系数先有微小的增加，然后减小。变风速下湿、干盘管换热器制冷综合能效比之比在1.99~1.79；变水速下湿、干盘管换热器制冷综合制冷系数之比在1.78~1.96，标准工况下的综合制冷系数之比为1.86。由此可见，从空调末端的输送能耗角度看，湿盘管优于干盘管换热器，消除相同的室内冷负荷，采用的换热盘管尺寸小，可有效节省金属耗量和减少生产能耗。
4·结论
1)在空气进风参数为干球温度27℃、湿球温度19.5℃、冷冻水进口水温7℃条件下，湿盘管显热制冷量占全热制冷量的比例随着盘管迎面风速的加大而增加，随着管内水速的加大而减小。
2)在标准进风空气状态点下，湿、干盘管换热器空气侧的阻力分别为107Pa和85Pa，随着迎面风速的增加，湿盘管与干盘管的空气阻力之比维持在1.23~1.28。
3)标准工况下，相同金属耗量、相同换热面积的干盘管换热器的制冷量仅为湿盘管全热制冷量的44%、显制冷量的60%~62%。负担同样的室内冷负荷，空调设备末端用干盘管换热器金属量要增加38%~40%，加大了有色金属耗量和由此产生的能源消耗，对于低碳节能建筑设计时，应综合分析能耗。
4)标准工况下的湿、干盘管换热器综合制冷系数之比为1.86，干盘管系统还需增加除湿设备，
从空调末端的输送能耗角度看，湿盘管优于干盘管换热器。
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