再循環(huán)冷卻塔輻射供冷的試驗研究

再循環(huán)冷卻塔輻射供冷的試驗研究
1　再循環(huán)冷卻塔冷源+輻射供冷
以蒸發(fā)冷卻為天然冷源的蒸發(fā)冷卻與地板輻射供冷相結合技術,尤其適合在西北炎熱干燥的氣候中使用,其應用前景十分廣闊[ 1、2 ] 。機械制冷空調作為一種高耗能系統(tǒng),隨著使用時間的延長,電能消耗的費用、設備維護和更新等費用持續(xù)上升,導致使用成本逐年遞增。減少集中空調運行成本的關鍵就是減少電能消耗,而冷水機組又是系統(tǒng)耗電量最大的設備[ 3、4 ] 。再循環(huán)冷卻塔的原理是利用室內排風或經(jīng)間接蒸發(fā)冷卻機組處理后的空氣作為吸入空氣直接蒸發(fā)制取冷水,冷卻效率高且節(jié)能環(huán)保。將制取的冷水作為輻射供冷的冷媒提供給輻射末端。現(xiàn)將機械制冷與再循環(huán)冷卻塔相結合[ 5 ] 。以西安為例,利用蒸發(fā)冷卻機理對水降溫,在中濕度地區(qū)為輻射末端提供高溫冷水,在節(jié)能環(huán)保的同時滿足建筑物在不同季節(jié)的供冷需要。針對非干燥地區(qū)室外氣象條件,在蒸發(fā)冷卻與機械制冷復合空調系統(tǒng)試驗臺基礎上,設計搭建了再循環(huán)冷卻塔,并與原試驗臺結合[ 6、7 ] ,完成了過渡季節(jié)和夏季的試驗研究,進一步研究了蒸發(fā)冷卻與輻射供冷系統(tǒng)的節(jié)能潛力。
2　試驗臺組成及工作原理
試驗臺將再循環(huán)冷卻塔與基于蒸發(fā)冷卻“免費供冷”的復合空調系統(tǒng)相結合[ 6、7 ] 。包括蒸發(fā)冷卻空調機組、蒸發(fā)式冷水機組、再循環(huán)冷卻塔和測試間地板輻射末端。
本空調系統(tǒng)是半集中式空調系統(tǒng),由蒸發(fā)冷卻空調機組為室內提供新風,再循環(huán)冷卻塔利用房間排風制取冷水,提供給測試間的輻射末端實現(xiàn)輻射供冷。通過在過渡季節(jié)和夏季分別測試再循環(huán)冷卻塔利用室內排風制取冷水的效果,根據(jù)得出數(shù)據(jù)分析風、水系統(tǒng)在承擔不同負荷時空調系統(tǒng)的節(jié)能性。
3　試驗方案及測試儀器設備
3. 1　測試條件
西安某公司二樓辦公室,建筑面積27m2 ,建筑層高3. 5m,主體為磚混結構雙層玻璃窗。西安地區(qū)過渡季節(jié)室外溫濕度依據(jù)實測數(shù)據(jù),經(jīng)計算空調冷負荷為1kW。夏季室外計算干球溫度tw= 35.1℃,計算濕球溫度tsw = 25. 8℃。經(jīng)計算,空調冷負荷為3kW。
3. 2　試驗方案
(1)對比不同風量下再循環(huán)冷卻塔制取冷水的效果;
(2)在最佳風量下,測試在不同負荷條件下再循環(huán)冷卻塔的性能。
3. 3　測試內容
(1)再循環(huán)冷卻塔進風量;
(2)再循環(huán)冷卻塔進、出水溫度;
(3)室內外溫度、相對濕度、濕球溫度,再循環(huán)冷卻塔進風溫度、濕度。
主要測試儀器及參數(shù)如表1所示。

4　測試結果及說明
在進行測試結果分析之前,先進行與結果相關的參數(shù)說明。濕球溫度tm 根據(jù)干球溫度及相對濕度計算得出:
i = cpt + (2500 + cpt) d /1000,i = 4. 19 (0. 1688 t2m + 0. 1541 tm + 3. 862)
求解方程可得濕球溫度tm 。
4. 1　試驗氣象參數(shù)
2009年5 ～6 月份室外溫度統(tǒng)計如圖1 所示。

4. 2　風量對再循環(huán)冷卻塔性能的影響
本次測試時間為2009年5月6日,再循環(huán)冷卻塔風量額定風量為810m3 /h,測試間負荷1kW,測試中冷卻塔進風量選擇600、700和800m3 /h進行對比測試,結果如圖2所示,從圖可看出在較大
風量下再循環(huán)冷卻塔供水溫度與濕球溫度更為接近,冷幅高較小,且冷卻塔供水溫度波動小,在后期試驗中,冷卻塔風量均采用800m3 /h。
4. 3　不同負荷下再循環(huán)冷卻塔的試驗
4. 3. 1　過渡季節(jié)試驗
試驗時間2009年5月20日,再循環(huán)冷卻塔進風量為800m3 /h, 測試間負荷分別為1、3 和6kW,冷卻塔進風為室內排風。試驗結果如圖3、4所示。

在過渡季節(jié),利用室內排風時,冷卻塔進風干球溫度較低,當測試間負荷在1kW (37W /m2 ) ,測
試間輻射末端供回水溫差在0. 45℃,當負荷升高到3kW ( 111W /m2 ) 時,輻射末端供回水溫差在0. 6℃左右,在6kW的負荷下溫差較大,供回水溫差在0. 8 ～1℃,再循環(huán)冷卻塔供水溫度范圍在18. 5～22℃之間。在本文中供水溫度取中間值21℃作為計算依據(jù)。供回水溫差選擇負荷較小條件下的測試結果,供回水溫差取0. 5℃。
4. 3. 2　夏季試驗
試驗時間2009年6月22日,再循環(huán)冷卻塔進風量為800m3 /h, 測試間負荷分別為1、3 和6kW,冷卻塔進風為室內排風。試驗結果如圖5、6所示。

在夏季利用室內排風時,當測試間負荷在1kW ( 37W /m2 ) , 測試間供回水溫差在0. 5 ～0. 6℃,當負荷升高到3kW ( 111W /m2 )時,供回水溫差在0. 6～0. 8℃,在6kW的負荷下溫差較大,供回水溫差在0. 8～1℃,供水溫度范圍在23. 5～24. 5℃之間。計算中再循環(huán)冷卻塔供水溫度選擇中間值,取24℃。
在夏季,房間負荷經(jīng)計算為3kW,供回水溫差選擇負荷為3kW時的測試結果,供回水溫差取0. 75℃,再循環(huán)冷卻塔供水溫度取24℃。
以上測試分別得出再循環(huán)冷卻塔在不同負荷和不同進風濕球溫度下的工況,得出適宜采取的供回水溫差和供水溫度,作為計算依據(jù)。
5　種供冷模式下地板輻射供冷系統(tǒng)的能耗分析
西北地區(qū)炎熱干燥的氣候條件為應用蒸發(fā)冷卻與輻射供冷聯(lián)合運行的復合式空調系統(tǒng)提供了得天獨厚的條件。蒸發(fā)冷卻提供的冷水溫度不僅可以滿足輻射供冷所需的較高溫度的冷水,而且該復合系統(tǒng)不使用機械制冷,可以直接利用間接蒸發(fā)冷卻機組的自然冷卻供冷[ 8、11、12 ] 。為了更明顯地對比兩種供冷方案中冷源對節(jié)能效果的影響,在半集中空調系統(tǒng)中新風量采用最小新風量,即由新風承擔的冷負荷遠小于輻射末端承擔的冷負荷。按無煙辦公室確定每人所需最小新風量為30m3 /h,室內2 人,故q = 60m3 /h即可滿足室內人員衛(wèi)生標準。針對該辦公室工況,分析在過渡季節(jié)和炎熱季節(jié)應用不同冷源方案的能耗情況。
5. 1　過渡季節(jié)能耗分析
5. 1. 1　蒸發(fā)式冷水機組作為輻射末端冷源
過渡季節(jié)室內設計溫度為26℃,相對濕度55% ,室內負荷計算,最大冷負荷1kW,送風狀態(tài)點Ox 干球溫度tox = 19℃, 相對濕度90%。新風量: qm = 72kg/h, 新風負擔的冷負荷: Qw =0. 224kW,輻射末端承擔冷負荷: Q = 0. 776kW。試驗臺現(xiàn)有冷源為蒸發(fā)式冷水機組,型號:HLZ30,功率8. 5kW,水流量5m3 /h ( 4. 167 t/h) 。假設機械制冷進出水溫度為7℃、12℃,機械制冷經(jīng)換熱器后使得冷水進水溫度為19℃,換熱器熱交換效率按80%計算。則所需水流量為: G =Q / (C△t) =0. 037t/h,實際耗電量為: 0. 0756kW。
5. 1. 2　再循環(huán)冷卻塔與冷水機組聯(lián)合作為冷源
計算條件同上,由再循環(huán)冷卻塔與冷水機提供的冷水經(jīng)混合達到19℃后供給輻射末端。輻射末端供回水溫差取3℃[ 10 ] 。則所需水流量為:G =Q / (C△t) = 0. 0617 t/h,其中再循環(huán)冷卻塔在
過渡季節(jié)供水溫度取21℃。再循環(huán)冷卻塔額定水量為1 t/h。
由公式得出Q塔( t塔 - t供 ) =Q機械( t供 - t機械)得出Q塔/Q機械= 6, 即Q塔= 0. 0529 t/h, Q機械=0. 0088 t/h。其中再循環(huán)冷卻塔循環(huán)水泵功率為0. 12kW,風機功率為0. 1kW。此方案中機械制冷機組供冷實際耗電量為: 0. 018kW,再循環(huán)冷卻塔耗電量為0. 0116kW:總耗電量為: 0. 0296kW。
5. 1. 3　再循環(huán)冷卻塔作為冷源
此方案中,再循環(huán)冷卻塔作為輻射末端的冷源,由于供水溫度高于19℃,供回水溫差無規(guī)范可依據(jù),故在計算中供回水溫差以過渡季節(jié)試驗測得數(shù)據(jù)做參考值。供回水溫差取0. 5℃。所需水流量為: G =Q / (C△t) = 0. 477 t/h,實際耗電量為0. 0256kW。表2 為過渡季節(jié)3 種方案能耗對比。

　在過渡季節(jié),方案2的能耗僅為方案1能耗的39. 2% ,方案3 的能耗僅為方案1 的能耗的33. 9% ,節(jié)能效果十分明顯。
5. 2　炎熱季節(jié)能耗分析
5. 2. 1　蒸發(fā)式冷水機組作為輻射末端冷源
夏季室內設計溫度為26℃,相對濕度55% ,室內負荷計算,最大冷負荷3kW,送風狀態(tài)點Ox干球溫度tOx = 19℃, 相對濕度90%。新風量: qm= 72kg/h。新風負擔的冷負荷: Qw = 0. 224kW。輻射末端承擔冷負荷: Q = 2. 776kW。則所需水流量為: G =Q / (C△t) = 0. 1325 t/h,實際耗電量為:0. 27kW。
5. 2. 2　再循環(huán)冷卻塔與冷水機組聯(lián)合作為冷源
計算條件同5. 1. 2部分,其中再循環(huán)冷卻塔在夏季供水溫度取24℃,所需水流量為: G =Q /(C△t) = 0. 221 t/h, 由公式得出Q塔( t塔 - t供 ) =Q機械( t供 - t機械) 得出Q塔/Q機械= 2. 4, 即Q塔=0. 156 t/h, Q機械= 0. 065 t/h。此方案中機械制冷機組供冷實際耗電量為: 0. 1328kW,再循環(huán)冷卻塔耗電量為0.0343kW,總耗電量為0. 167kW。
5. 2. 3　再循環(huán)冷卻塔作為冷源
計算中供回水溫差以夏季試驗測得數(shù)據(jù)做參考值。供回水溫差取0. 75℃。此方案所需水流量為: G = 0. 0716 t/h,實際耗電量為: 0. 1574kW。表3為3種方案能耗對比。 
 
　在炎熱季節(jié),方案2的能耗僅為方案1能耗的62% , 方案3 的能耗僅為方案1 的能耗的58. 3% ,節(jié)能效果十分明顯。

再循環(huán)冷卻塔輻射供冷的試驗研究