立管式間接蒸發冷卻器的設計與適用性研究

常健佩，黃 翔，賈晨昱，杜冬陽，許晶晶

（1.西安工程大學 城市規劃與市政工程學院，西安 710048；2.中國啟源工程設計研究院有限公司，西安 710018）

0 引 言

蒸發冷卻利用干空氣能為驅動勢，通過水蒸發達到降溫的效果，是一項節能、環保、經濟、健康的技術。在干燥地區采用直接蒸發冷卻對新風可以加濕和濕式過濾，提高新風質量［1-2］，在中、高濕度地區可以預冷新風和能量回收［3-5］。

目前針對間接蒸發冷卻器的研究主要包括傳熱傳質的建模與分析，材料與結構的優化，噴淋布水，濕通道工作空氣［6-9］，以及對板翅式間接蒸發冷卻器、直接蒸發冷卻器的開發設計中模型的簡化與性能測試［10-11］。當前，針對間接蒸發冷卻器的研究熱點主要在露點式間接蒸發冷卻器的理論模型、數值模擬與性能實驗［12-18］，閉式冷卻塔中的蒸發冷卻盤管的設計與實驗可借鑒傳統臥管式間接蒸發冷卻器［19］。

目前，對于圓管、橢圓管或是板管形狀的間接蒸發冷卻器，不論設計成臥式或立式，計算模型既要適合于工程設計，并要縮小誤差。本研究對比臥管式與立管式間接蒸發冷卻器的設計計算，基于間接蒸發冷卻器熱質交換的能量方程，優化立管式間接蒸發冷卻器的計算模型，對于濕通道水膜與管壁間對流換熱系數，用數值計算方法代替經驗取值方法，并考慮換熱器壁的導熱熱阻，而管內受迫對流換熱系數受空氣流動狀態的影響，風速的選取需要結合實際設備的尺寸要求，引入假定流速法對管內的風速取值和校核。

1 間接蒸發冷卻的工作原理與設計對比

1.1 間接蒸發冷卻器工作原理

直接蒸發的冷卻極限是進風濕球溫度；間接蒸發的冷卻極限不會低于二次空氣的濕球溫度；而間接與直接復合使得送風小于進風的濕球溫度，達到亞濕球溫度；進風經過露點式間接蒸發冷卻器冷卻可以趨近露點溫度。傳統間接蒸發冷卻器也是一種間壁式換熱器，其工作原理與閉式冷卻塔中的蒸發冷卻盤管類似，熱流體被間壁式換熱器另一側的噴淋水與不飽和空氣冷卻，熱流體側沒有發生相變。

圖1 間接蒸發冷卻器工作原理示意

1.2 設計對比

對于臥管式、立管式間接蒸發冷卻器的設計計算流程如圖2所示，臥管式、立管式間接蒸發冷卻器的計算步驟基本類似，只是在采用假定流速法來確定換熱管內的氣流狀態和換熱系數時，立管的管內為濕通道的二次空氣，臥管的管內為干通道的一次空氣。對于換熱管束叉排布置時，管束間距的比值S1/S2，計算管外側的對流換熱系數的Nu公式中涉及到S1/S2，，立管的管外側為干通道的一次空氣的換熱系數，臥管的管外側為濕通道的二次空氣的換熱系數。

圖2 臥管式、立管式間接蒸發冷卻器的設計流程

2 立管式間接蒸發冷卻器的設計

立管式間接蒸發冷卻器的設計，無論是圓管、橢圓管或板管，均可用當量直徑法進行設計計算，換熱管束通常采用叉排布置。臥管的濕通道在管外，干通道在管內，立管的濕通道在管內，干通道在管外，本章節主要介紹了立管式間接蒸發冷卻器的計算模型。在進行設計計算時，需要先確定一次空氣、二次空氣的入口參數。

2.1 換熱器對數平均溫差Δtm

立管管內的二次空氣與循環水發生蒸發冷卻，效率選為80%～95%，則：

假設常壁溫，管內水膜溫度均勻，tf≈tg2'，一次空氣進風干球溫度tg1，立管外側干通道一次空氣送風干球溫度tg1'，二次空氣濕球溫度ts2，冷卻效率取60%～75%，則：

2.2 換熱量Φ

一次空氣體積流量為Q1，平均溫度=tf+Δtm；二次空氣體積流量為Q2，平均溫度為=（tg2+tg2'）/2，水膜溫度 tf，查詢干空氣、飽和水分別對應的熱物理性質。則經過立管式間接蒸發冷卻段的總換熱量Φ為：

式中 ρ1——一次空氣密度，kg/m3；

Q1——一次空氣體積流量，m3/h；

Cp1——一次空氣定壓比熱，kJ/（kg·K）。

2.3 濕通道內二次空氣換熱系數h2

二次空氣與水膜的熱平衡方程［2］：

式中 mev——蒸發到空氣的水蒸氣流量，kg/s；

r ——水溫對應汽化潛熱，kJ/kg；

m2——二次空氣的質量流量，kg/s；

Cp2——二次空氣定壓比熱，kJ/（kg·K）；

d ——當量直徑，m；

L ——管長，m；

h2—— 濕通道二次空氣和液膜換熱系數，W/（m2·K）。

v2——二次空氣運動黏性系數，m/s2。

濕通道內的二次空氣在風機的作用下發生受迫對流，參考以往的經驗，假定二次風速為u2，則可計算得到對應的Re2。當Re2＞104范圍內時，Nu2數可以采用下式計算：

式中 Re2——二次空氣流動雷諾數；

Nu2——二次空氣努謝爾特數。

根據假定的二次風速u2計算得到h2，根據換熱器的設計值校核二次風速u2'，計算得到相應的Re2'和h2'，查閱文獻［18］，檢驗h2是否符合加熱或冷卻空氣要求范圍 h=1～60 W/（m2·K）。

2.4 水膜對流換熱系數hf

式中 Tw——管壁溫度，℃；

TI——水膜與二次空氣交界面溫度，℃；

hf——水膜與壁面換熱系數，W/（m2·K）；

G ——淋水密度，kg/（m·s）；

Nuf——水膜努謝爾特數；

μf——水膜動力黏度，N·s/m2。

對于液體，0.48＜Prf＜16 700，0.05＜ μf/μw＜20，Ref＜2 300。

式中 μw—— 管壁溫度對應的動力黏度，N·s/m2；

Prf——水膜普朗特數；

Ref——水膜流動雷諾數。

參照5 000 m3/h風量的臥管式間接蒸發冷卻器濕通道的淋水密度 640 kg/（m·h）得 Ref，查詢文獻［20］，檢驗hf是否符合加熱冷卻水的要求范圍 200～12 000 W/（m2·K）。

2.5 干通道內一次空氣換熱系數h1

式中 h1—— 一次空氣與壁面換熱系數，W/（m2·K）；

單個模塊q1的冷卻器的管束采用叉排，單管外徑為d（參考經驗，管徑一般取25～30 mm）。根據實際情況，單模塊寬度不大于Y，長度不大于X。

立管管束的間距分別為 S1，S2，根據式（14）（15）計算得到換熱管根數N1，N2。

管外的空氣外掠圓管對流傳熱，管外徑為d，定性溫度是一次空氣平均溫度。

式中 u1——一次空氣的流速，m/s；

v1——一次空氣運動黏性系數，m/s2。

根據雷諾數Re1判斷管外側空氣為湍流，由文獻［20］可知：換熱器叉排布置，Re1在 103～2×105之間時，表面傳熱系數準則關聯式的簡化方程如下：

式中 Nu1——一次空氣努謝爾特數；

Re1——一次空氣流動雷諾數；

εZ——排數修正系數。

2.6 管壁導熱熱阻 δ/λ

導熱熱阻為 δ/λ，部分材料的換熱管的導熱系數如表1所示。

表1 部分材料20 ℃對應的導熱系數λ

2.7 換熱面積F

設有n根換熱管，根據公式可以計算得到需要的換熱面積F：

計算所需換熱面積F，則需要n根換熱板管，驗算流速和換熱系數是否滿足二次風速u2假設，若滿足假設則可進行輸出。

3 性能試驗與適用小時數

3.1 性能試驗

對立管式間接蒸發冷卻器（見圖4）進行性能測試，測試所在地陜西榆林夏季室外大氣壓力為88 990 Pa，二次/一次風量為1.2，設計氣水比為2，分別測試了高溫工況和中等溫度工況的冷卻性能，結果如圖5所示。

圖4 立管式間接蒸發冷卻器

圖5 立管式間接蒸發冷卻器性能測試

對于立管式間接蒸發冷卻器，干濕球溫差保持在7.7～8.8 ℃左右，測試了高溫工況，進風干球溫度 30.7～31 ℃，進風濕球溫度 22.2～23.2 ℃，此時立管式間接蒸發冷卻器的濕球效率為75%～83%；在干濕球溫差保持在7.4～8.2 ℃左右，測試了中等溫度工況，進風干球溫度24.1～24.3 ℃，進風濕球溫度16.0～16.7 ℃，立管式間接蒸發冷卻器的濕球效率為78%～88%。

3.2 適用小時數

通過性能測試可知立管式間接蒸發冷卻器的濕球效率基本大于70%。針對數據中心設計了蒸發冷卻復合機械制冷的空調機組，如圖6所示。

圖6 蒸發冷卻復合機械制冷的空調機組示意

取數據中心機房回風溫度37 ℃，送風溫度24 ℃，主要有3種模式：無噴淋水的干模式、間接蒸發冷卻的濕模式、間接蒸發冷卻復合機械制冷的混合模式。干模式換熱效率取60%，濕模式換熱效率取70%，根據式（23）（24）計算得到全年運行模式的工作空氣切換條件［21］，工作空氣干球溫度小于15.4 ℃時運行干模式；工作空氣干球溫度大于15.4 ℃，且濕球溫度小于18.4 ℃運行濕模式；工作空氣干球溫度大于15.4 ℃，且濕球溫度大于18.4 ℃運行混合模式。

依據氣象數據［22］，對蒸發冷卻復合機械制冷的空調機組在一帶一路沿線文化名城敦煌、西安進行了逐月氣象統計，結果如圖7所示。典型城市數據中心適用小時數見表3。

圖7 典型城市數據中心運行模式逐月統計

表3 典型城市數據中心適用小時數

4 結論

（1）對比了臥管與立管式間接蒸發冷卻器的設計計算，基于間接蒸發冷卻器熱質交換的能量方程，優化了立管式間接蒸發冷卻器的計算模型，對于濕通道水膜與管壁間對流換熱系數，用數值計算方法代替經驗取值方法，并引入假定流速法對管內的風速取值和校核。

（2）測試了立管式間接蒸發冷卻器的冷卻性能，測試高溫工況，進風干球溫度30.7～31 ℃，進風濕球溫度22.2～23.2 ℃，干濕球溫差保持在7.7～8.8 ℃左右，濕球效率為75%～83%；測試中等溫度工況，進風干球溫度24.1～24.3 ℃，進風濕球溫度 16.0～16.7 ℃，干濕球溫差保持在 7.4～8.2 ℃左右，濕球效率為78%～88%。

（3）預測了蒸發冷卻復合機械制冷的空調機組在典型城市數據中心全年適用小時數，在敦煌干模式運行5 404 h（占全年運行小時數的61.7%），濕模式運行3 182 h（占全年運行小時數的36.3%），混合模式運行174 h（占全年運行小時數的2%）；在西安干模式運行4 469 h（占全年運行小時數的51%），濕模式運行2 140 h（占全年運行小時數的24.4%），混合模式運行2 151 h（占全年運行小時數的24.6%）。