新疆某电厂办公楼蒸发冷却通风空调系统测试分析及校核性设计

李依轩，黄 翔，鞠昊宏，董 恺

(西安工程大学,陕西西安 710048)

新疆某电厂办公楼蒸发冷却通风空调系统测试分析及校核性设计

李依轩，黄 翔，鞠昊宏，董 恺

(西安工程大学,陕西西安 710048)

对新疆某电厂办公楼空气—水蒸发冷却通风空调系统测试结果进行了分析，发现该系统设备运行效果和室内温降效果未达到预期效果，本文对其原因进行了分析。采用设计—校核的思路，分别从设计参数选择、相关计算及设计流程几方面入手，提出一种空气—水蒸发冷却通风空调系统校核性设计方法，从空调系统设计角度出发阐述了解决问题的办法，以及提高蒸发冷却通风空调系统效率，减少能源消耗的办法。

空气-水蒸发冷却通风空调系统;运行效果;测试分析;校核性设计;设计流程

1 前言

本工程建设地点位于新疆自治区乌鲁木齐市米东区,建筑面积5300m2，层高15.4m，1-2层为活动、培训室，3-4层为标准间、办公室。

空气-水蒸发冷却空调系统负责夏季(6月1日—9月30日)供冷，冬季(11月15日—次年3月15日)采用散热器采暖的形式。

2 系统使用情况

2.1 基本概况

空气-水蒸发冷却空调系统主要设备包括蒸发冷却冷水机组和蒸发冷却新风机组，蒸发冷却冷水机组布置于屋顶，每层单独留有空调机房布置蒸发冷却新风机组，末端采用干式风机盘管。整个空调系统为小温差大流量式，蒸发冷却冷水机组制备的高温冷水直接通往各房间的干式风机盘管，然后回到冷水机组循环。每层房间单独设置新风机组。

本工程空调系统设置有2台蒸发冷却冷水机组，单台制冷量290 kW，流量25 m3/h，单台机组功率15 kW。1层的新风系统设计为风量4000 m3/h的两级蒸发冷却新风机组，实际采用12000 m3/h风量机组，2～4层设计为3000 m3/h的两级蒸发冷却新风机组，实际采用8000 m3/h风量，制冷量90.9 kW，功率5.29 kW，机外余压400 Pa。两级蒸发冷却新风机组为管式间接-直接组成。

2.2 系统运行效果测试及分析

2015年8月7～8日对办公楼空气-水蒸发冷却空调系统进行测试，分析空调系统运行效果。测试内容主要包括三部分：(1)蒸发冷却高温冷水机组测试:在有检修门的功能段前后各布置测点，如图1，自左向右分别是室外进风空气参数、表冷后空气参数、间接段水温、间接后空气参数、直接段水温；(2)蒸发冷却新风机组测试，测点布置如图2，从左至右依次为室外进风空气参数、间接段后空气参数、直接段后空气参数、二次排风空气参数；(3)室内测试包括室内空气参数、新风送风口参数以及室内干式风机盘管出风参数。

图1 蒸发冷却高温冷水机组测点布置示意

图2 蒸发冷却新风机组测点布置示意

2.2.1 蒸发冷却高温冷水机组运行效果

从图3可以看出，6个时刻点的数据是运行工况稳定时相同时间间隔下的平均测试数据，是有效数据。对于乌鲁木齐米东区域8月份大部分时间湿球温度偏低，从图中可以得知蒸发冷却高温冷水机组出水温度在乌鲁木齐米东区域比室外湿球温度低1～2 ℃，出水温度平均在17.4 ℃，完全符合高温冷水的温度要求。

图3 不同时刻点蒸发冷却高温冷水机组进风参数及出水温度

从表1可知，进风干球温度变化范围为39.4～39.7 ℃，表冷后空气温度变化范围为35.5～36.0 ℃，一级平均温降3.8 ℃，间接段后空气温度变化范围28.1～28.8 ℃，二级平均温降7.2 ℃。但是间接段蒸发冷却效率较低，平均在50%。本工程蒸发冷却高温冷水机组是由蒸发冷却和机械制冷复合而成，蒸发冷却部分由直接和间接组成，其中间接蒸发冷却部分包含表冷器(低温冷水)和间接蒸发冷却器(高温冷水)，主要目的在于预冷室外空气，当室外湿球温度较低，只开启蒸发冷却段就可以制取高温冷水。测试期间室外平均湿球温度18.7 ℃，仅开启蒸发冷却段即可，但实际表冷段也是开启状态，这是造成能量浪费和效率偏低的直接原因。

表1 不同时刻点蒸发冷却高温冷水机组进风参数处理原温度及出水温度

间接段水温平均在19.5 ℃，直接段水温平均在17.4 ℃。实际机组供水是由这两段的水箱混合供给的，实际出水水温较高。

2.2.2 蒸发冷却新风机组运行效果

一层蒸发冷却新风机组测试结果见表2，室外空气干球温度平均为33.85 ℃，湿球温度平均为20.3 ℃。经间接蒸发冷却处理后平均达到27.2 ℃，平均温降6.65 ℃，直接蒸发冷却处理后平均达到20.43 ℃，平均温降13.42 ℃，温降效果理想。进风含湿量平均值为10.7 g/kg，送风含湿量的平均值为16.1 g/kg，机组理论上可进行加湿的含湿量为5.4 g/kg，但经过风管送到室内后，其实际所能加湿的能力有所下降，经测试送风温度约为27.6 ℃，送风含湿量约为11 g/kg，因此加湿不满足设计要求。

表2 测试时刻点空气温湿度变化

间接段效率平均为50%，直接段效率平均为74%，如图4所示，间接段和直接段效率偏低，初步分析造成这种现象的原因：(1)管式间接段设计选型时选择带螺旋线立管换热器，但本工程机组管式间接段的布水通过立管内部，被降温的空气(一次空气)在立管外，所以螺旋线不但不会增加流体流速，反而会影响布水均匀性，降低立管效率；(2)直接段模块没有被完全润湿，或者由于使用时间较长造成堵塞，从而影响直接段的效率。

图4 不同时刻点蒸发冷却高温冷水机组的效率变化

2.2.3 室内环境运行效果

本次测试的对象是办公楼1层西南角某一房间。房间面积为60.75m2，新风口尺寸为100mm×230mm，风速为1.2m/s，新风量为99.36m3/h，送风口的送风温度约为27.6℃，送风含湿量约为11g/kg。根据办公室内工作人员的反映，除了在夏季最热的那几天比较闷热以外，其他时间都是很舒适的，并无普通室内柜机的冷风感和室内温度过低的问题，但是在办公室人数较多的时候，就必须开门开窗。

由于新风量的实测值较设计值明显偏小，才会出现闷热和必须开门开窗的现象，蒸发冷却新风机组风量设备型号增大后，室内风量并没有实质性的增加，初步分析是进风口布置设计不合理，产生了较大的阻力。

3 系统校核性计算

作者对之前实际应用工程进行测试分析，发现了设计中存在的问题，并采用设计—校核的思路，弥补传统蒸发冷却空调系统设计中的不足，同时也是对新设计方法的验证。

在实际工程空调系统的设计过程中常常遇到如下问题：(1)在进行空调系统设计时，要求的空气终参数，蒸发冷却设备无法满足；(2)要求的蒸发冷却设备终状态，与实际达到的终状态不符；(3)在设计过程中，蒸发冷却设备型号是预先确定的，但仅限于确定规格、尺寸等。为了避免以上问题，让空调系统的理论设计计算状态转变到与建筑物本身相融合、适应多种变化因素的状态，就需要采用更加细化的设计方法进行校核性设计。

3.1 夏季空气调节室外设计参数

本工程设计时采用的是《采暖通风与空气调节设计规范》(GB50019-2003)中的夏季空调室外计算干球温度33.4 ℃，室外计算湿球温度18.3 ℃，与最新的《民用建筑供暖通风与空气调节设计规范》(GB50736-2012)中的夏季空调室外计算干球温度33.5 ℃，室外计算湿球温度18.2 ℃不相符，在校核性设计中应采用最新的规范标准[1]。同时通过文献[2～4]可知，设计规范中的夏季室外计算参数并不是十分适用于蒸发冷却空调系统的设计，由图5可以看出，规范中湿球温度的统计值明显偏高，这与其统计方法和干湿球温度时刻不对应有关。根据与水接触的空气越干燥，蒸发就越容易进行，水温就越容易降低的原理，越干燥代表室外湿球温度越低，即在同样的干球温度下，湿球温度越低蒸发冷却越适用，湿球温度和干湿球温差与蒸发冷却的关联程度更高，所以采用典型气象年的逐时气象参数(如图5所示8760个气象参数)统计全年不保证50 h的干球温度与所对应的平均湿球温度的方法确定了更适用于蒸发冷却的夏季室外计算参数，但是在实际工程设计中还是应按照设计规范中的参数设计，统计出的夏季室外计算参数可以供设计人员判断蒸发冷却技术的适用性等[5～9]。

图5 不同时刻点蒸发冷却高温冷水机组室外温度

3.2 负荷计算

与机械制冷负荷计算不同，蒸发冷却通风空调系统，因室内显热负荷与潜热负荷由不同的设备负担(表3)。所以在负荷计算上需分别计算，结果见表4。

表3 显热负荷与潜热负荷组成部分

表4 空气-水蒸发冷却空调负荷计算结果

3.3 设计流程

3.3.1 干式风机盘管承担负荷与选型

空气-水蒸发冷却通风空调系统的实际空气处理过程如图6所示。在系统设计时，先按照满足卫生和消除室内湿负荷计算室内新风量，再计算出这些新风所能承担的室内显热冷负荷，并控制新风承担的室内显热冷负荷不大于室内总显热冷负荷，则剩余的室内显热冷负荷由室内末端(干式风机盘管)承担。但这种方法会使室内末端承担的负荷过大，以至于室内风机盘管型号选择过大，噪声过大。根据经验，若采用小温差型冷水机组空气-水蒸发冷却空调系统，新风机组采用间接-直接蒸发冷却机组时，承担室内显热负荷比例建议值为50%[2]。

图6 夏季空气过程

由负荷计算结果表5得知一层活动室a冷负荷Q=4.8 kW；显热冷负荷Qx=3.82 kW；总湿负荷W=2.35 kg/h。首先计算热湿比，热湿比ε=Q/W=7353 kJ/kg。室内干式风机盘管承担的显热负荷Qx1=1910 W，根据干式风机盘管型号规格及性能表6，选择2台型号为FPG-85的风机盘管。初设计时选用的是2台FPG-102的风机盘管，很明显风机盘管的型号选择过大，这也是室内测试噪声过大的原因。

表5 一层空调负荷计算结果

表6 高静压卧式暗装干式风机盘管型号性能表

3.3.2 蒸发冷却新风机组承担负荷与选型

(1)蒸发冷却新风机组承担的显热负荷Qx1=2400 W。

(2)根据厂家样本提供的间接蒸发冷却段效率85%，计算新风机组间接段出风状态点W1，进而确定新风机组的出风状态点L，具体步骤：

ηIEC=(tWg-tW1g)/(tWg-tWs)=0.85

式中tWg——间接段进风干球温度，℃tW1g——间接段出风干球温度，℃tWs——间接段进风湿球温度，℃

得tW1g=20.5 ℃，之后可在焓湿图上确定出W1和L状态点，见图6。

(3)计算新风量，以带走室内所有产湿为原则，所以活动室a新风量Gx1=W/(dN-dL)=2350/(14.1-10.5)×1.2=544 m3/h，与满足房间最小新风量相比取较大值确定为活动室a的新风量，Gx1=544 m3/h>最小新风量180 m3/h，即新风量为544 m3/h。这远远大于室内测试新风量99.36 m3/h。其余房间所需新风结果如表7，由此可以看出实际选用新风机组风量12000 m3/h符合所需新风量。由于新风机组风量设备型号与最初选用有所增大，但进风口的布置并未随之改变，引起了较大的阻力，从而导致房间内实际新风量并没有实质性的增加。

表7 各个房间所需新风量结果汇总

3.3.3 蒸发冷却冷水机组运行方案

首先对米东地区非供暖季(3月16日—11月14日)每天8:00～18:00共计3171 h进行统计。发现含湿量≥14.0 g/kg时间段仅为3 h，即在非供暖季的时间里，仅有3 h需要除湿；同样的，湿球温度≥20.0 ℃的时间为5 h，在3171 h里仅有5 h单独使用蒸发冷却制取高温冷水不能满足要求，需要机械制冷加以辅助。经校核计算蒸发冷却冷水机组间接蒸发冷却段要求效率ηIEC=(33.5-24.2)/(33.5-18.2)=61%，一般情况下可以保持该效率运行。所以在供冷季，蒸发冷却冷水机组只需开启蒸发冷却段即可满足要求，无需开启机械制冷，否则不但降低了蒸发冷却段的使用效率还增加了机组能耗。

根据理论计算，蒸发冷却段的开启时间是100%，出水温度是14.5 ℃，但实测平均出水温度为17.4 ℃，可以看出实际水温有一定温升，但其高温冷水的温度刚好符合要求。而实际机组供水是由直接段和间接段的水箱混合供给，造成最终出水水温较高，经校核，只需采用设计时的直接段水箱中的出水作为供给末端的高温冷水。

4 结论

(1)对实际应用的蒸发冷却通风空调系统进行测试，并分析测试结果，其中包含所使用的蒸发冷却设备运行效果和室内温降效果，发现未能达到预期效果的原因是由于最初设计有误。

(2)从实际测试结果分析中不难发现，蒸发冷却段单独运行不能满足要求、从室内湿度过大、新风量过大等问题在实际都不曾出现，反而若设计不当，会产生要求的空气终参数，蒸发冷却设备无法满足；要求的蒸发冷却设备终状态，与实际达到的终状态不符等问题。因此空调系统的设计应考虑与建筑物本身相融合、适应多种变化因素，需要采用更加细化的设计方法进行校核性设计。

(3)设计参数选择和相关负荷计算是空调系统设计的基础，采用规范和标准校核其正确性是之后方案设计和设备选择的前提。

(4)本工程所采用的空气—水蒸发冷却通风空调系统中的干式风机盘管、蒸发冷却新风机组和蒸发冷却冷水机组的选型设计是空调系统设计的核心，而设计流程的不同对其结果也有一定影响。例如干式风机盘管应按所承担室内显热负荷直接选型，再计算新风量，也可以先算新风量，再计算新风所能承担的室内显热负荷，根据剩下的显热负荷选末端，后者会使室内末端承担的负荷过大，以至于室内干式风机盘管型号选择过大，噪声过大；还有蒸发冷却新风机组可以根据厂家提供的效率确定送风状态点，也可根据承担符合比例图解法求状态点，而前者用于设计使用后校核，后者用于初步设计，由于不能确保蒸发冷却设备一直在高效率下运行，仍需进行校核来确定蒸发冷却及机械制冷的开启时间。

(5)本文根据空调系统运行效果分析，提出一种空气—水蒸发冷却通风空调系统校核性设计方法，从空调系统设计角度来阐述如何在蒸发冷却技术领域进一步提高系统效率，减少能源消耗。

[1] 中国建筑科学研究院.GB 50736-2012 民用建筑供暖通风与空气调节设计规范[S].北京：中国建筑工业出版社，2013.

[2] 黄翔.蒸发冷却通风空调系统设计指南[M]．北京：中国建筑工业出版社，2016．

[3] ASHRAE 2009.2009 ASHRAE handbook-fundamental[M].2009:14.1-14.9

[4] 张鑫,黄翔.蒸发冷却室外设计计算参数的确定方法[J].西安工程大学学报，2014(4):469-473

[5] 中国气象局气象信息中心气象资料室，清华大学建筑技术科学系.中国建筑热环境分析专用气象数据集[M].北京：中国建筑工业出版社，2005.

[6] 周启雄，范俊明，程红渝，等.921A钢的延性断裂韧性测试研究[J].压力容器，2016，33(6)：1-6.

[7] 刘农基，聂颍新，陈崇刚，等.广西石化渣油加氢反应器轻量化设计制造[J].压力容器，2015，32(1)：25-35.

[8] 温斌，李书强，仝世伟，等.基于Ansys workbench的双馈发电机滑环室通风系统分析[J].机电工程，2016，33(9)：1120-1124.

[9] 池优阳，阮竞兰.粮油机械产品的低碳设计制造[J].包装与食品机械，2015，33(5)：55-58.

Test Analysis and Checking Design of Evaporative Cooling Ventilation Air Conditioning System in Power Plant Office Building in Midong

LI Yi-xuan,HUANG Xiang,JU Hao-hong,DONG Kai

(Xi′an Polytechnic University,Xi′an 710048,China)

The test results of the air-water evaporative cooling ventilation air conditioning system of a power plant office building was analyzed,including the use of equipment operating results and indoor temperature drop effect,found that did not achieve the desired results, and the reasons was analyzed.Using the design - check the idea,from the design parameter selection, the correlation computation and the design smooth several aspects to start,a set of calibration design method of air - water evaporative cooling ventilation and air conditioning system is proposed,from the air conditioning system design point of view to explain how to solve the above problems,And how to improve the efficiency of evaporative cooling ventilation and air conditioning systems to further reduce energy consumption.

air-water evaporative cooling ventilation air conditioning system;running effect;test analysis;checking design;design flow

1005-0329(2017)03-0069-06

2016-11-18

2016-12-21

西安工程大学创新基金资助项目(CX201615)

TH12

A

10.3969/j.issn.1005-0329.2017.03.015

李依轩(1992-)，女,在读硕士研究生，通讯地址：710048 陕西西安市金花南路19号西安工程大学 环境与化学工程学院,E-mail:minilyx0204@163.com。