再循环冷却塔辐射供冷的试验研究

再循环冷却塔辐射供冷的试验研究
1　再循环冷却塔冷源+辐射供冷
以蒸发冷却为天然冷源的蒸发冷却与地板辐射供冷相结合技术,尤其适合在西北炎热干燥的气候中使用,其应用前景十分广阔[ 1、2 ] 。机械制冷空调作为一种高耗能系统,随着使用时间的延长,电能消耗的费用、设备维护和更新等费用持续上升,导致使用成本逐年递增。减少集中空调运行成本的关键就是减少电能消耗,而冷水机组又是系统耗电量最大的设备[ 3、4 ] 。再循环冷却塔的原理是利用室内排风或经间接蒸发冷却机组处理后的空气作为吸入空气直接蒸发制取冷水,冷却效率高且节能环保。将制取的冷水作为辐射供冷的冷媒提供给辐射末端。现将机械制冷与再循环冷却塔相结合[ 5 ] 。以西安为例,利用蒸发冷却机理对水降温,在中湿度地区为辐射末端提供高温冷水,在节能环保的同时满足建筑物在不同季节的供冷需要。针对非干燥地区室外气象条件,在蒸发冷却与机械制冷复合空调系统试验台基础上,设计搭建了再循环冷却塔,并与原试验台结合[ 6、7 ] ,完成了过渡季节和夏季的试验研究,进一步研究了蒸发冷却与辐射供冷系统的节能潜力。
2　试验台组成及工作原理
试验台将再循环冷却塔与基于蒸发冷却“免费供冷”的复合空调系统相结合[ 6、7 ] 。包括蒸发冷却空调机组、蒸发式冷水机组、再循环冷却塔和测试间地板辐射末端。
本空调系统是半集中式空调系统,由蒸发冷却空调机组为室内提供新风,再循环冷却塔利用房间排风制取冷水,提供给测试间的辐射末端实现辐射供冷。通过在过渡季节和夏季分别测试再循环冷却塔利用室内排风制取冷水的效果,根据得出数据分析风、水系统在承担不同负荷时空调系统的节能性。
3　试验方案及测试仪器设备
3. 1　测试条件
西安某公司二楼办公室,建筑面积27m2 ,建筑层高3. 5m,主体为砖混结构双层玻璃窗。西安地区过渡季节室外温湿度依据实测数据,经计算空调冷负荷为1kW。夏季室外计算干球温度tw= 35.1℃,计算湿球温度tsw = 25. 8℃。经计算,空调冷负荷为3kW。
3. 2　试验方案
(1)对比不同风量下再循环冷却塔制取冷水的效果;
(2)在最佳风量下,测试在不同负荷条件下再循环冷却塔的性能。
3. 3　测试内容
(1)再循环冷却塔进风量;
(2)再循环冷却塔进、出水温度;
(3)室内外温度、相对湿度、湿球温度,再循环冷却塔进风温度、湿度。
主要测试仪器及参数如表1所示。

4　测试结果及说明
在进行测试结果分析之前,先进行与结果相关的参数说明。湿球温度tm 根据干球温度及相对湿度计算得出:
i = cpt + (2500 + cpt) d /1000,i = 4. 19 (0. 1688 t2m + 0. 1541 tm + 3. 862)
求解方程可得湿球温度tm 。
4. 1　试验气象参数
2009年5 ～6 月份室外温度统计如图1 所示。

4. 2　风量对再循环冷却塔性能的影响
本次测试时间为2009年5月6日,再循环冷却塔风量额定风量为810m3 /h,测试间负荷1kW,测试中冷却塔进风量选择600、700和800m3 /h进行对比测试,结果如图2所示,从图可看出在较大
风量下再循环冷却塔供水温度与湿球温度更为接近,冷幅高较小,且冷却塔供水温度波动小,在后期试验中,冷却塔风量均采用800m3 /h。
4. 3　不同负荷下再循环冷却塔的试验
4. 3. 1　过渡季节试验
试验时间2009年5月20日,再循环冷却塔进风量为800m3 /h, 测试间负荷分别为1、3 和6kW,冷却塔进风为室内排风。试验结果如图3、4所示。

在过渡季节,利用室内排风时,冷却塔进风干球温度较低,当测试间负荷在1kW (37W /m2 ) ,测
试间辐射末端供回水温差在0. 45℃,当负荷升高到3kW ( 111W /m2 ) 时,辐射末端供回水温差在0. 6℃左右,在6kW的负荷下温差较大,供回水温差在0. 8 ～1℃,再循环冷却塔供水温度范围在18. 5～22℃之间。在本文中供水温度取中间值21℃作为计算依据。供回水温差选择负荷较小条件下的测试结果,供回水温差取0. 5℃。
4. 3. 2　夏季试验
试验时间2009年6月22日,再循环冷却塔进风量为800m3 /h, 测试间负荷分别为1、3 和6kW,冷却塔进风为室内排风。试验结果如图5、6所示。

在夏季利用室内排风时,当测试间负荷在1kW ( 37W /m2 ) , 测试间供回水温差在0. 5 ～0. 6℃,当负荷升高到3kW ( 111W /m2 )时,供回水温差在0. 6～0. 8℃,在6kW的负荷下温差较大,供回水温差在0. 8～1℃,供水温度范围在23. 5～24. 5℃之间。计算中再循环冷却塔供水温度选择中间值,取24℃。
在夏季,房间负荷经计算为3kW,供回水温差选择负荷为3kW时的测试结果,供回水温差取0. 75℃,再循环冷却塔供水温度取24℃。
以上测试分别得出再循环冷却塔在不同负荷和不同进风湿球温度下的工况,得出适宜采取的供回水温差和供水温度,作为计算依据。
5　种供冷模式下地板辐射供冷系统的能耗分析
西北地区炎热干燥的气候条件为应用蒸发冷却与辐射供冷联合运行的复合式空调系统提供了得天独厚的条件。蒸发冷却提供的冷水温度不仅可以满足辐射供冷所需的较高温度的冷水,而且该复合系统不使用机械制冷,可以直接利用间接蒸发冷却机组的自然冷却供冷[ 8、11、12 ] 。为了更明显地对比两种供冷方案中冷源对节能效果的影响,在半集中空调系统中新风量采用最小新风量,即由新风承担的冷负荷远小于辐射末端承担的冷负荷。按无烟办公室确定每人所需最小新风量为30m3 /h,室内2 人,故q = 60m3 /h即可满足室内人员卫生标准。针对该办公室工况,分析在过渡季节和炎热季节应用不同冷源方案的能耗情况。
5. 1　过渡季节能耗分析
5. 1. 1　蒸发式冷水机组作为辐射末端冷源
过渡季节室内设计温度为26℃,相对湿度55% ,室内负荷计算,最大冷负荷1kW,送风状态点Ox 干球温度tox = 19℃, 相对湿度90%。新风量: qm = 72kg/h, 新风负担的冷负荷: Qw =0. 224kW,辐射末端承担冷负荷: Q = 0. 776kW。试验台现有冷源为蒸发式冷水机组,型号:HLZ30,功率8. 5kW,水流量5m3 /h ( 4. 167 t/h) 。假设机械制冷进出水温度为7℃、12℃,机械制冷经换热器后使得冷水进水温度为19℃,换热器热交换效率按80%计算。则所需水流量为: G =Q / (C△t) =0. 037t/h,实际耗电量为: 0. 0756kW。
5. 1. 2　再循环冷却塔与冷水机组联合作为冷源
计算条件同上,由再循环冷却塔与冷水机提供的冷水经混合达到19℃后供给辐射末端。辐射末端供回水温差取3℃[ 10 ] 。则所需水流量为:G =Q / (C△t) = 0. 0617 t/h,其中再循环冷却塔在
过渡季节供水温度取21℃。再循环冷却塔额定水量为1 t/h。
由公式得出Q塔( t塔 - t供 ) =Q机械( t供 - t机械)得出Q塔/Q机械= 6, 即Q塔= 0. 0529 t/h, Q机械=0. 0088 t/h。其中再循环冷却塔循环水泵功率为0. 12kW,风机功率为0. 1kW。此方案中机械制冷机组供冷实际耗电量为: 0. 018kW,再循环冷却塔耗电量为0. 0116kW:总耗电量为: 0. 0296kW。
5. 1. 3　再循环冷却塔作为冷源
此方案中,再循环冷却塔作为辐射末端的冷源,由于供水温度高于19℃,供回水温差无规范可依据,故在计算中供回水温差以过渡季节试验测得数据做参考值。供回水温差取0. 5℃。所需水流量为: G =Q / (C△t) = 0. 477 t/h,实际耗电量为0. 0256kW。表2 为过渡季节3 种方案能耗对比。

　在过渡季节,方案2的能耗仅为方案1能耗的39. 2% ,方案3 的能耗仅为方案1 的能耗的33. 9% ,节能效果十分明显。
5. 2　炎热季节能耗分析
5. 2. 1　蒸发式冷水机组作为辐射末端冷源
夏季室内设计温度为26℃,相对湿度55% ,室内负荷计算,最大冷负荷3kW,送风状态点Ox干球温度tOx = 19℃, 相对湿度90%。新风量: qm= 72kg/h。新风负担的冷负荷: Qw = 0. 224kW。辐射末端承担冷负荷: Q = 2. 776kW。则所需水流量为: G =Q / (C△t) = 0. 1325 t/h,实际耗电量为:0. 27kW。
5. 2. 2　再循环冷却塔与冷水机组联合作为冷源
计算条件同5. 1. 2部分,其中再循环冷却塔在夏季供水温度取24℃,所需水流量为: G =Q /(C△t) = 0. 221 t/h, 由公式得出Q塔( t塔 - t供 ) =Q机械( t供 - t机械) 得出Q塔/Q机械= 2. 4, 即Q塔=0. 156 t/h, Q机械= 0. 065 t/h。此方案中机械制冷机组供冷实际耗电量为: 0. 1328kW,再循环冷却塔耗电量为0.0343kW,总耗电量为0. 167kW。
5. 2. 3　再循环冷却塔作为冷源
计算中供回水温差以夏季试验测得数据做参考值。供回水温差取0. 75℃。此方案所需水流量为: G = 0. 0716 t/h,实际耗电量为: 0. 1574kW。表3为3种方案能耗对比。 
 
　在炎热季节,方案2的能耗仅为方案1能耗的62% , 方案3 的能耗仅为方案1 的能耗的58. 3% ,节能效果十分明显。

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