中溫水空調(diào)系統(tǒng)風(fēng)機(jī)盤管的性能研究

(西安交通大學(xué)建筑節(jié)能研究中心 西安 710049)

隨著全球人口的急劇增加和經(jīng)濟(jì)規(guī)模的不斷擴(kuò)大，能源短缺和環(huán)境污染等一系列問題越來越突出，同時(shí)也受到人們越來越多的關(guān)注[1]。未來空調(diào)技術(shù)的發(fā)展，節(jié)約能源將是發(fā)展的總目標(biāo)。據(jù)統(tǒng)計(jì)，我國空調(diào)系統(tǒng)能耗在建筑能耗中的占比為30%～60%[2]，冷熱源在空調(diào)系統(tǒng)能耗中的占比為40%～60%，且該比例仍不斷增加[3]。

江億[4]提出，若綜合考慮傳熱溫差和介質(zhì)的輸送溫差，當(dāng)冷源溫度約為7 ℃時(shí)，則露點(diǎn)溫度可達(dá)到16.6 ℃。因此，一般5～7 ℃的冷凍水供水為常規(guī)空調(diào)系統(tǒng)中采用的供水溫度。此時(shí)，主機(jī)中制冷劑所對應(yīng)的蒸發(fā)溫度通常為3～5 ℃。而過低的制冷劑蒸發(fā)溫度限制了主機(jī)能效比的提升，導(dǎo)致較高的能耗。在夏季某些實(shí)際工程的運(yùn)行中，為使室內(nèi)溫、濕度保持在舒適范圍內(nèi)，通常需對減濕后的低溫空氣再次加熱，導(dǎo)致冷熱相抵，造成能源浪費(fèi)，故7 ℃的冷凍水供水溫度已經(jīng)嚴(yán)重制約了常規(guī)空調(diào)系統(tǒng)的進(jìn)一步發(fā)展。但提高冷凍水供水溫度會(huì)導(dǎo)致末端風(fēng)機(jī)盤管的除濕能力下降[5]，故冷凍水供水溫度提高時(shí)末端風(fēng)機(jī)盤管的結(jié)構(gòu)參數(shù)設(shè)置也是目前業(yè)界的研究熱點(diǎn)。

圖1 實(shí)驗(yàn)空調(diào)系統(tǒng)平面圖Fig.1 Experimental plane of air conditioning system

近年來，國內(nèi)外對風(fēng)機(jī)盤管換熱器結(jié)構(gòu)改善的主要方式為：在換熱管中加入流線型三角翅片強(qiáng)化傳熱[6]；設(shè)計(jì)內(nèi)螺紋的扭管強(qiáng)化傳熱[7]；換熱管外翅片打孔和鋸齒狀翅片設(shè)計(jì)以強(qiáng)化傳熱[8]；在換熱管中放置傾斜角度翅片以強(qiáng)化傳熱[9]；從彎管曲率和雷諾數(shù)方面優(yōu)化換熱器性能[10]等。W.Pirompugd等[11]借助實(shí)驗(yàn)平臺(tái)研究了管束數(shù)、翅片間距和管徑等對波紋形翅片在濕工況下空氣側(cè)的換熱性能的影響，結(jié)果表明，柯爾本因子和摩擦因子隨翅片間距的增加而降低；A.Nuntaphan等[12]實(shí)驗(yàn)研究螺旋管翅片，結(jié)果表明，管徑對空氣側(cè)性能有顯著影響且濕工況下的傳熱系數(shù)比干工況略低。但國內(nèi)外關(guān)于盤管結(jié)構(gòu)參數(shù)改變對盤管除濕性能影響的研究尚存在不足。風(fēng)機(jī)盤管中空氣和冷凍水換熱時(shí)，當(dāng)盤管壁面溫度低于空氣露點(diǎn)溫度時(shí)會(huì)發(fā)生熱質(zhì)交換，盤管壁面水膜的形成使盤管的熱質(zhì)系數(shù)和摩擦特性發(fā)生顯著改變，導(dǎo)致?lián)Q熱模式變得非常復(fù)雜，因此關(guān)于除濕工況下風(fēng)機(jī)盤管的實(shí)驗(yàn)研究相對較少。目前，對盤管除濕性能的研究主要為仿真模擬：Yu Xin等[13]研究了引入質(zhì)傳遞效率時(shí)干、濕工況下盤管的適用模型。O.Morisot等[14]建立了在非額定工況下，風(fēng)機(jī)盤管的制冷除濕模型，研究變流量空調(diào)系統(tǒng)中的制冷效率和除濕效率，但對模型中采用對數(shù)平均焓差法的本質(zhì)缺少進(jìn)一步的闡明。A.Vardhan等[15]建立了平直翅片盤管的效能-傳熱單元數(shù)法的數(shù)值模型，以研究盤管的制冷除濕性能，但缺少對盤管壓降的詳細(xì)計(jì)算。

為進(jìn)一步研究風(fēng)機(jī)盤管末端在冷凍水供水溫度提高時(shí)的制冷除濕特性，本文研究了冷凍水供水溫度為9～12 ℃的熱濕耦合型空調(diào)系統(tǒng)，可較好地解決常規(guī)空調(diào)系統(tǒng)中冷凍水供水溫度較低、能耗較高的問題，并將此定義為中溫水空調(diào)系統(tǒng)。通過實(shí)驗(yàn)測試與盤管仿真相結(jié)合的方法，分析了冷凍水供水溫度提高時(shí)，管排數(shù)變化對末端風(fēng)機(jī)盤管制冷除濕量、送風(fēng)參數(shù)、冷凍水回水溫度影響的變化規(guī)律，旨在研究熱濕耦合型中溫水空調(diào)系統(tǒng)的末端風(fēng)機(jī)盤管結(jié)構(gòu)參數(shù)設(shè)置的建議方法，為后期中溫水空調(diào)系統(tǒng)的優(yōu)化設(shè)計(jì)提供理論依據(jù)。

1 實(shí)驗(yàn)裝置及實(shí)驗(yàn)結(jié)果

1.1 實(shí)驗(yàn)裝置

本實(shí)驗(yàn)旨在研究常規(guī)空調(diào)系統(tǒng)(末端為3排盤管FP85)和中溫水空調(diào)系統(tǒng)(末端為6排盤管FP85)在冷凍水供水溫度提高時(shí)，室內(nèi)平衡狀態(tài)點(diǎn)的溫濕度參數(shù)變化規(guī)律。圖1所示為實(shí)驗(yàn)空調(diào)系統(tǒng)平面圖，該測試系統(tǒng)是由水系統(tǒng)、風(fēng)管管路及一些附屬設(shè)備組成的全回風(fēng)空調(diào)系統(tǒng)。利用在風(fēng)管送風(fēng)口和回風(fēng)口處布置的溫濕度傳感器監(jiān)測室內(nèi)平衡狀態(tài)下的送、回風(fēng)干球溫度和相對濕度。實(shí)驗(yàn)測試工況中的冷凍水體積流量為0.843 m3/h，風(fēng)量為587 m3/h。實(shí)驗(yàn)過程中以1 ℃的增量依次提高冷凍水供水溫度，待系統(tǒng)穩(wěn)定后，通過與溫濕度傳感器相配備的WinCC系統(tǒng)監(jiān)測記錄6個(gè)不同冷凍水供水溫度工況下室內(nèi)狀態(tài)點(diǎn)達(dá)到平衡時(shí)的風(fēng)參數(shù)和冷凍水參數(shù)。

實(shí)驗(yàn)連續(xù)測試16天，每天測試多組工況，每組實(shí)驗(yàn)包括6個(gè)工況，其冷凍水供水溫度值分別為7、8、9、10、11、12 ℃。在多天測試結(jié)果中，選擇相對濕度最大的一天，再選擇該天中室外空氣溫濕度參數(shù)相近條件下的工況，如表1所示，對比分析室內(nèi)平衡狀態(tài)點(diǎn)溫濕度參數(shù)隨冷凍水供水溫度提高時(shí)的變化規(guī)律。

表1 部分實(shí)驗(yàn)測試工況Tab.1 The part of the experimental test conditions

1.2 實(shí)驗(yàn)結(jié)果分析

實(shí)驗(yàn)測試的全回風(fēng)系統(tǒng)中，常規(guī)空調(diào)系統(tǒng)選用3排風(fēng)機(jī)盤管末端來消除室內(nèi)的余熱余濕。提高了盤管內(nèi)冷凍水的供水溫度，縮減了其與室內(nèi)空氣的傳熱溫差，導(dǎo)致盤管的除濕能力下降。根據(jù)表1中室外空氣相對濕度最大工況的實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行分析。圖2所示為中溫水6排盤管與常規(guī)3排盤管的回風(fēng)參數(shù)對比。由圖2可知，在室外空氣相對濕度為73.90%～75.24%，室外空氣溫度為32.34～32.55 ℃范圍內(nèi)時(shí)，對于該3排風(fēng)機(jī)盤管末端，冷凍水的供水溫度從7 ℃以1 ℃的增量依次增至12 ℃，室內(nèi)平衡狀態(tài)點(diǎn)的相對濕度波動(dòng)較大。其中，冷凍水的供水溫度從8 ℃增至9 ℃時(shí)，室內(nèi)平衡點(diǎn)的相對濕度陡增至72.46%，超出舒適性空調(diào)濕度參數(shù)的設(shè)計(jì)范圍。量化分析可得，7 ℃冷凍水的供水溫度每以1 ℃的增量增至9 ℃，都會(huì)使得室內(nèi)平衡點(diǎn)相對濕度增加11.03%～12.05%。冷凍水的供水溫度在10～12 ℃時(shí)，室內(nèi)平衡點(diǎn)的相對濕度所對應(yīng)的波動(dòng)范圍為70%～75%。

圖2 中溫水6排盤管與常規(guī)3排盤管的回風(fēng)參數(shù)對比Fig.2 Comparison of the return air parameter of the middle 6-row and the conventional 3-row fan-coil unit

中溫水空調(diào)系統(tǒng)中6排風(fēng)機(jī)盤管末端相比于常規(guī)空調(diào)系統(tǒng)中3排風(fēng)機(jī)盤管末端增加了管排傳熱面積，強(qiáng)化了換熱能力。因此，對于每組實(shí)驗(yàn)中冷凍水供水溫度的提高，當(dāng)供給6排風(fēng)機(jī)盤管和3排風(fēng)機(jī)盤管相同的冷凍水量和風(fēng)量時(shí)，6排風(fēng)機(jī)盤管的送風(fēng)溫度比3排風(fēng)機(jī)盤管的送風(fēng)溫度低約7 ℃。隨著冷凍水供水溫度的提高，中溫水空調(diào)系統(tǒng)提供了較低的送風(fēng)溫度，使室內(nèi)平衡狀態(tài)的回風(fēng)溫度均在24 ℃左右，確保了回風(fēng)溫度穩(wěn)定在舒適性范圍。當(dāng)冷凍水供水溫度從7 ℃增至8 ℃、從8 ℃增至9 ℃時(shí)，中溫水空調(diào)系統(tǒng)的室內(nèi)平衡狀態(tài)點(diǎn)所對應(yīng)的回風(fēng)相對濕度分別增加了1.77%和7.33%。隨著冷凍水供水溫度持續(xù)增高，中溫空調(diào)系統(tǒng)的室內(nèi)平衡狀態(tài)點(diǎn)的回風(fēng)相對濕度維持在60%左右，確保了室內(nèi)平衡狀態(tài)時(shí)的溫濕度參數(shù)達(dá)到舒適性要求。

通過計(jì)算分析可知，中溫水空調(diào)系統(tǒng)中冷凍水供水溫度從7 ℃升至12 ℃，對應(yīng)的室內(nèi)平衡狀態(tài)點(diǎn)的送風(fēng)溫差從12.73 ℃降至9.67 ℃，因此可根據(jù)不同的建筑送風(fēng)高度選擇合適的冷凍水供水溫度。GB 50736—2012[16]中對于舒適性空調(diào)系統(tǒng)的規(guī)定為：送風(fēng)高度≤5 m的房間，送風(fēng)溫差應(yīng)≤10 ℃；送風(fēng)高度>5 m的房間，送風(fēng)溫差應(yīng)≤15 ℃。送風(fēng)溫差過高會(huì)有冷吹風(fēng)感，且送風(fēng)口會(huì)結(jié)露[17]。故當(dāng)中溫水空調(diào)系統(tǒng)的冷凍水供水溫度為9 ℃和10 ℃時(shí)適用于送風(fēng)高度>5 m的建筑房間空調(diào)系統(tǒng)，冷凍水供水溫度為11 ℃和12 ℃時(shí)適用于建筑房間高度≤5 m的建筑空調(diào)系統(tǒng)。

2 風(fēng)機(jī)盤管模型

基于上述分析可得，3排風(fēng)機(jī)盤管FP85在7 ℃的冷凍水供水溫度提高時(shí)，除濕能力下降，不能保證室內(nèi)平衡狀態(tài)點(diǎn)60%的相對濕度，但6排風(fēng)機(jī)盤管FP85可保證室內(nèi)溫濕度的舒適性。而中溫水空調(diào)系統(tǒng)中6排風(fēng)機(jī)盤管相比于常規(guī)空調(diào)系統(tǒng)中通常選用的3排風(fēng)機(jī)盤管，增加了盤管耗材。因此，本文建立了盤管的傳熱傳質(zhì)模型，優(yōu)化Matlab程序，并通過上述實(shí)驗(yàn)獲得的測試數(shù)據(jù)驗(yàn)證該模型的準(zhǔn)確性。采用控制變量法模擬冷凍水的供水溫度以1 ℃的差值依次提高至12 ℃，分析管排對盤管傳熱傳質(zhì)性能的影響。最后，根據(jù)模擬結(jié)果分析得出，在滿足末端風(fēng)機(jī)盤管傳熱傳質(zhì)性能、耗材減少的前提下，實(shí)驗(yàn)測試中選用6排管翅式盤管FP85參數(shù)的建議設(shè)計(jì)參數(shù)。

2.1 風(fēng)機(jī)盤管結(jié)構(gòu)及參數(shù)

圖3所示為仿真模型中選用的6排管翅式風(fēng)機(jī)盤管示意圖，其額定參數(shù)如表2所示。當(dāng)風(fēng)機(jī)盤管管程數(shù)>3時(shí)，交叉流換熱器的換熱性能與全逆流換熱器的換熱性能十分接近[18]，因此叉流換熱可以簡化為逆流換熱。基于上述分析本文建立了風(fēng)機(jī)盤管對數(shù)平均溫差法逆流換熱模型。

圖3 6排風(fēng)機(jī)盤管結(jié)構(gòu)Fig.3 The structure of 6-row fan-coil unit structure

表2 6排風(fēng)機(jī)盤管FP85的額定參數(shù)Tab.2 The nominal parameters of 6-row fan-coil unit FP85

2.2 微元?jiǎng)澐?/h3>

基于分布參數(shù)法建立了盤管的傳熱傳質(zhì)模型。模型根據(jù)管回路和管排假定盤管與冷凍水之間為二維熱質(zhì)交換，并據(jù)回路數(shù)和管排縱向長度，劃分盤管微元段。管回路數(shù)為x方向，取值范圍為0

2.3 模型假設(shè)及邊界條件

基于對數(shù)平均溫差法建立的風(fēng)機(jī)盤管逆流換熱模型，在保證風(fēng)機(jī)盤管數(shù)學(xué)模型仿真精度滿足要求的基礎(chǔ)上對其進(jìn)行簡化，以減少計(jì)算量，對模型作出如下假設(shè)：1)盤管內(nèi)各支路冷凍水分液均勻；2)空氣在迎風(fēng)面分配均勻，在換熱器內(nèi)部無橫向摻混；3)在風(fēng)機(jī)盤管管內(nèi)只考慮冷凍水與管壁的徑向熱傳遞，不考慮軸向熱傳遞；4)在每個(gè)換熱單元中，空氣側(cè)表面的傳熱系數(shù)在干濕區(qū)域分布是均勻的；5)空氣側(cè)對流換熱熱阻中忽略換熱器翅片與盤管間的接觸熱阻。

設(shè)置邊界條件時(shí)，盤管入口給定不同冷凍水的供水溫度以1 ℃的溫升從9 ℃增至12 ℃，入口冷凍水體積流量及空氣參數(shù)為表2中盤管的額定參數(shù)，盤管的冷凍水體積流量均為0.843 m3/h，回風(fēng)流量均為845 m3/h，回風(fēng)干球溫度均為27.01 ℃，回風(fēng)濕球溫度分均為19.51 ℃。模擬中假設(shè)冷凍水的回水溫度，在程序中采用二分法計(jì)算冷凍水回水溫度的初值并進(jìn)行迭代計(jì)算。盤管仿真模型中，在空氣側(cè)顯熱換熱基礎(chǔ)上以析濕系數(shù)的方式考慮總傳熱，盡可能降低模型的發(fā)散概率。

2.4 風(fēng)機(jī)盤管換熱數(shù)學(xué)模型

1)空氣側(cè)換熱關(guān)聯(lián)式

空氣側(cè)全熱換熱量Qa：

Qa=ha(ta-twall)(Apcpa+Afηf)+εr(da-dwall)(Ap+Afηf)

(1)

空氣側(cè)潛熱換熱量Qq：

Qq=(r+ta,mcpw-twallcpwall)hmdA(ta,m-dwall)

(2)

2)水側(cè)換熱關(guān)聯(lián)式

冷凍水流態(tài)為紊流，其換熱量Qw為：

Qw=mw(iw,in-iw,ou)=hwAw(twall-tw,m)

(3)

3 模擬計(jì)算結(jié)果與分析

3.1 驗(yàn)證盤管模型

對于末端風(fēng)機(jī)盤管，輸入回風(fēng)參數(shù)和冷凍水參數(shù)，并依次模擬冷凍水供水溫度從7 ℃增至12 ℃時(shí)盤管的性能。為驗(yàn)證風(fēng)機(jī)盤管模型的可靠性，將實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)與模擬數(shù)據(jù)進(jìn)行誤差對比分析得出：由于各儀器在實(shí)驗(yàn)監(jiān)測過程中產(chǎn)生的誤差、模型建立中的假設(shè)及簡化所產(chǎn)生的誤差使得風(fēng)機(jī)盤管的冷凍水回水溫度模擬值的相對誤差(圖4)在6.7%以內(nèi)，風(fēng)機(jī)盤管的送風(fēng)溫度模擬值的相對誤差(圖5)在9.1%以內(nèi)，風(fēng)機(jī)盤管的送風(fēng)含濕量模擬值的相對誤差(圖6)在7.9%以內(nèi)。

圖4 冷凍水回水溫度相對誤差分析Fig.4 Relative error analysis of return chilled water temperature

圖5 送風(fēng)溫度相對誤差分析Fig.5 Relative error analysis of air supply temperature

圖6 送風(fēng)含濕量相對誤差分析Fig.6 Relative error analysis of air supply moisture

模型建立中的假設(shè)、簡化和各儀器在實(shí)驗(yàn)監(jiān)測中均會(huì)產(chǎn)生誤差。楊桂元等[19]得出，若模擬值與實(shí)驗(yàn)值的相對誤差小于15%，即表明模型精準(zhǔn)可靠。文中模擬值與實(shí)驗(yàn)值的相對誤差均小于12%，表明該盤管模型具有良好的仿真精度。

3.2 冷凍水參數(shù)和送風(fēng)參數(shù)的結(jié)果分析

圖7所示為送風(fēng)溫濕度參數(shù)和冷凍水回水溫度的變化。對于6排風(fēng)機(jī)盤管FP85，當(dāng)冷凍水供水溫度為9 ℃時(shí)，與之對應(yīng)的冷凍水回水溫度為13.5 ℃，送風(fēng)干球溫度為12.19 ℃，濕球溫度為11.5 ℃，含濕量為8.24 g/(kg干空氣)。該模擬計(jì)算的送風(fēng)溫濕度參數(shù)和冷凍水回水溫度均符合表2中盤管的額定工況參數(shù)。

圖7 送風(fēng)溫濕度參數(shù)和冷凍水回水溫度的變化Fig.7 Change of temperature and humidity parameters of the air supply and return chilled water temperature of fan-coil unit

由圖7可知，在冷凍水供水溫度一定時(shí)，回水溫度隨管排數(shù)的減少而降低，4排盤管的冷凍水回水溫度較低。盤管的水側(cè)換熱量與冷凍水總流量、冷凍水的供回水溫差呈正比例。6、5和4排盤管中的冷凍水總流量相同，冷凍水的供回水溫差隨管排數(shù)的減少而減少，因此4排盤管的水側(cè)換熱量較低。當(dāng)管排數(shù)一定，并且冷凍水供水溫度每升高1 ℃時(shí)，6排、5排和4排盤管所對應(yīng)的冷凍水回水溫度分別提高約0.650、0.625和0.655 ℃。表明在冷凍水供水溫度提高時(shí)，對于4、5、6排風(fēng)機(jī)盤管，冷凍水回水溫度的增量基本相同。在風(fēng)機(jī)盤管回風(fēng)溫度、回風(fēng)相對濕度均分別相同的工況下，盤管的送風(fēng)溫度隨管排數(shù)的減少而增加，表明盤管處理顯熱的能力隨管排數(shù)的減少呈下降趨勢。其中，當(dāng)管排數(shù)每減少1排時(shí)，送風(fēng)溫度的增量約為1 ℃。由于風(fēng)機(jī)盤管均采用露點(diǎn)送風(fēng)，故盤管送風(fēng)的相對濕度范圍通常均為94%～98%。因此，在同一冷凍水供水溫度下，各盤管的送風(fēng)含濕量隨管排數(shù)的增加基本保持不變。冷凍水的供水溫度為9～12 ℃時(shí)，6排風(fēng)機(jī)盤管的送風(fēng)溫差為12.36～14.82 ℃，5排風(fēng)機(jī)盤管的送風(fēng)溫差為11.58～13.88 ℃，而4排風(fēng)機(jī)盤管的送風(fēng)溫差為12.82～10.48 ℃。因此，可根據(jù)不同的建筑送風(fēng)高度，選擇相應(yīng)的4、5、6排盤管。與5排、6排風(fēng)機(jī)盤管相比，4排風(fēng)機(jī)盤管的送風(fēng)溫差較低為10.48 ℃，不易產(chǎn)生冷吹風(fēng)感。當(dāng)冷凍水的供水溫度為12 ℃時(shí)，4排風(fēng)機(jī)盤管也可用于送風(fēng)高度小于5 m的建筑物。

3.3 對數(shù)平均溫差和析濕系數(shù)結(jié)果分析

對于同一風(fēng)機(jī)盤管，盤管的回水溫度、送風(fēng)溫度均隨冷凍水供水溫度的升高而提升(圖7)。計(jì)算分析可知，盤管的對數(shù)平均傳熱溫差和析濕系數(shù)隨冷凍水的供水溫度的升高呈下降趨勢(圖8)。

析濕系數(shù)的大小直接反映了盤管表面凝結(jié)水的析出量，同時(shí)也表示由于盤管中質(zhì)交換的存在而增大了熱質(zhì)交換量。由圖8可知，模擬結(jié)果中4排盤管的析濕系數(shù)最大，表明其除濕能力最優(yōu)。4排風(fēng)機(jī)盤管在冷凍水的供水溫度從10 ℃增至11 ℃時(shí)，盤管的對數(shù)平均溫差出現(xiàn)突降，表明其換熱量出現(xiàn)了突降。在管排數(shù)改變的工況下，對應(yīng)的盤管析濕系數(shù)和對數(shù)平均溫差定量變化如下：在一定的冷凍水供水溫度下，管排數(shù)由6排減至5排時(shí)，盤管的析濕系數(shù)增加約0.065，盤管的對數(shù)平均溫差增加1.1 ℃；管排數(shù)由5排減至4排時(shí)，盤管的析濕系數(shù)增加約0.035，二者的對數(shù)平均溫差逐漸趨于相同。

3.4 傳熱系數(shù)和換熱量的結(jié)果分析

在冷凍水與空氣發(fā)生熱質(zhì)交換的過程中，對于水側(cè)而言，由于管排數(shù)減少，使各支管中冷凍水的流量增大。對于空氣側(cè)而言，管排數(shù)的減少導(dǎo)致盤管的迎風(fēng)面積減少，而掠過4、5、6排盤管的空氣流量相同，故空氣的迎面風(fēng)速增大。冷凍水和空氣的流速均增大，一方面使換熱擾動(dòng)增強(qiáng)，強(qiáng)化了熱質(zhì)交換；另一方面導(dǎo)致空氣與冷凍水的接觸時(shí)間過短，熱質(zhì)交換不充分。盤管傳熱系數(shù)和換熱量的變化如圖9所示。在空氣和冷凍水流速增大的共同作用下，當(dāng)冷凍水的供水溫度一定時(shí)，盤管的傳熱系數(shù)隨著管排數(shù)的增加，呈先下降后上升的趨勢，且4排盤管的傳熱系數(shù)最大。

圖9 盤管傳熱系數(shù)和換熱量的變化Fig.9 Change of heat exchange coefficient and heat exchange of fan-coil unit

盤管的換熱量等于盤管的傳熱面積、傳熱系數(shù)、對數(shù)平均溫差的乘積。由圖8可知，4排風(fēng)機(jī)盤管的傳熱系數(shù)、對數(shù)平均溫差均大于5、6排風(fēng)機(jī)盤管。同時(shí)，由于4排風(fēng)機(jī)盤管的傳熱面積較小，削弱了換熱量。計(jì)算分析可知，4排風(fēng)機(jī)盤管中冷凍水與空氣的換熱量最小。其中，冷凍水的供水溫度每提高1 ℃的工況下，6、5和4排風(fēng)機(jī)盤管的換熱量分別下降約6.14%，6.15%和6.13%，此時(shí)三者換熱量的下降幅度基本相同。

圖10 盤管空氣側(cè)壓降的變化Fig.10 Change of air side pressure drop of fan-coil unit

3.5 空氣側(cè)壓降的結(jié)果分析

圖10所示為盤管空氣側(cè)壓降的變化，風(fēng)機(jī)盤管空氣側(cè)的壓降與盤管的迎面風(fēng)速和排數(shù)成正比，其中，盤管的空氣迎面風(fēng)速隨管排數(shù)的減小而增大。計(jì)算分析可知，4排風(fēng)機(jī)盤管的空氣側(cè)壓降最小，而同盤管的壓降隨冷凍水供水溫度的提高基本保持不變。在實(shí)際工程應(yīng)用中，因空氣側(cè)摩擦阻力而產(chǎn)生的壓降需消耗風(fēng)機(jī)動(dòng)力，因此選用空氣側(cè)壓降較小的4排風(fēng)機(jī)盤管可降低系統(tǒng)中的風(fēng)機(jī)能耗。

4 結(jié)論

本文在室內(nèi)回風(fēng)干、濕球溫度分別為27.01 ℃和19.51 ℃，F(xiàn)P85系列盤管的冷凍水體積流量和回風(fēng)流量分別為0.843 m3/h和845 m3/h的條件下，進(jìn)行了中溫水全回風(fēng)空調(diào)系統(tǒng)與常規(guī)全回風(fēng)空調(diào)系統(tǒng)的對比實(shí)驗(yàn)，并通過盤管仿真驗(yàn)證了實(shí)驗(yàn)結(jié)果，以傳熱系數(shù)、除濕能力和換熱量作為盤管換熱性能的評(píng)價(jià)指標(biāo)，模擬分析了冷凍水的供水溫度從9 ℃以1 ℃的差值增至12 ℃時(shí)，F(xiàn)P85系列盤管中管排數(shù)(4、5和6排)變化對盤管換熱性能影響的規(guī)律。研究結(jié)論如下：

1)當(dāng)冷凍水供水從7 ℃增至12 ℃時(shí)，3排盤管FP85不能滿足舒適性空調(diào)中的濕度要求，而6排盤管FP85可保證室內(nèi)平衡狀態(tài)點(diǎn)的溫濕度參數(shù)滿足舒適性空調(diào)的設(shè)計(jì)要求。

2)相比于5、6排風(fēng)機(jī)盤管，4排盤管的傳熱系數(shù)和析濕系數(shù)較大，除濕能力較優(yōu)，空氣側(cè)壓降最小。

3)冷凍水的供水溫度每提高1 ℃，6、5、4排風(fēng)機(jī)盤管的換熱量分別下降約6.14%，6.15%和6.13%，三者換熱量的下降幅度基本相同。

4)相比于5、6排風(fēng)機(jī)盤管，4排風(fēng)機(jī)盤管的送風(fēng)溫差較低，不易產(chǎn)生冷吹風(fēng)感。當(dāng)冷凍水的供水溫度為12 ℃時(shí)，4排風(fēng)機(jī)盤管的送風(fēng)溫差為10.48 ℃，也可應(yīng)用于送風(fēng)高度<5 m的建筑物。

通過模擬分析4、5、6排風(fēng)機(jī)盤管的換熱性能等，得出4排風(fēng)機(jī)盤管在滿足盤管末端傳熱傳質(zhì)性能要求的前提下，同時(shí)增大了盤管的傳熱系數(shù)，減少了管排耗材和風(fēng)機(jī)能耗。因此，4排風(fēng)機(jī)盤管可適用于冷凍水的供水溫度為9～12 ℃的中溫水空調(diào)系統(tǒng)。

符號(hào)說明

A——空氣側(cè)盤管的傳熱面積，m2

Af——翅片間傳熱面積，m2

Ap——管路傳熱面積，m2

Aw——冷凍水側(cè)盤管的傳熱面積，m2

cpa——空氣比熱容，J/(kg·K)

cpw——冷凍水比熱容，J/(kg·K)

cpwall——壁面溫度對應(yīng)的空氣比熱容，J/(kg·K)

da——空氣的含濕量，g/(kg干空氣)

dwall——壁面溫度對應(yīng)的空氣含濕量，g/(kg干空氣)

ha——空氣側(cè)表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，W/(m2·K)

hw——冷凍水側(cè)表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，W/(m2·K)

hmd——空氣側(cè)對流傳質(zhì)系數(shù)，kg/(m2·s)

iw,in——冷凍水進(jìn)口焓值，kJ/kg

iw,ou——冷凍水出口焓值，kJ/kg

mw——冷凍水質(zhì)量流量，kg/s

r——水的汽化潛熱，kJ/kg

ta——空氣溫度，℃

twall——管壁溫度，℃

ta,m——空氣進(jìn)出冷卻盤管的平均溫度，℃

tw,m——冷凍水進(jìn)出盤管的平均溫度，℃

ηf——翅片的效率

ε——盤管換熱器的效率