新型热管间接蒸发和吸湿冷却空调系统

摘要 本文介绍了该新型热管用于间接蒸发和吸湿冷却空调系统热回收的工作原理，对该新型热管的原理及运行的毛细极限进行分析。对热管式间接蒸发和吸湿冷却空调系统的性能进行模拟和分析。结果表明，热管式间接蒸发与吸湿冷却空调系统是一节能复合空调器系统。

1. 前言

随着制冷技术的发展及新能源的利用，太阳能制冷技术的研究取得了重大的发展。由于太阳能制冷技术在环保和节能等方面显示出巨大优越性，因而成为国内外竞相 研究的热点课题。在通风空调热系统中，新型太阳能间接蒸发和吸湿冷却是一非常有效的全新风的空调方法，并将在空调工程中得到广泛应用[1]。近年，间接蒸 发和吸湿冷却的研究，尤其是对间接蒸发热交换器的研究取得重大进展[2-5]。在热交换装置中, 热管由于其具有很高的传热系数，具有能远距离传递热量、热传递速度快、传递温降小、结构简单和易控制等特点，因而近年热管用于空调间接蒸发的热回收系统中 的研究得到很大的发展[6,7]。本文将介绍毛细泵循环式热管的工作原理，并对热管式间接蒸发和吸湿冷却空调系统的性能进行模拟和分析。

2. 毛细泵热管的工作原理

2.1毛细泵循环原理

热毛细泵循环式热管是一种能远距离传输能量且热阻低、传递热温降小的高效热交换装置。通常，传统热管当冷凝器在蒸发器之下时，由于重力影响而限制其热传递 能力。但热毛细泵循环式热管却不受此限制。此外，热毛细泵循环式热管热交换器结构为分离式，为空调热回收系统的设计带来很大方便。热毛细泵循环系统的工作 原理如图1所示，它由冷凝器、蒸发器、传输管道和储液装置组成[8]。在冷凝器和蒸发器间只需很小的温差，就可使该新型热管运行。当蒸发器吸收外面流动空 气的热量时，蒸发器内毛细吸液芯中液体就蒸发成蒸汽，由于毛细吸液芯中汽液两相存在而产生毛细压头。在毛细压力作用下，蒸发器中蒸汽经蒸汽管道流向冷凝 器，在冷凝器中由于向外面放出热量而冷凝成液体，冷凝器中液体由于毛细压力作用经液体管道流向蒸发器，从而形成热毛细动力循环。从图1可以看出，该新型热 管不需要泵和其它驱动循环的装置。

2. 2 毛细极限

毛细泵循环热管是在毛细压力作用下进行介质流动循环。毛细压头必须克服热毛细泵循环系统中压力损失，即热管毛细压头必须大于或等于循环系统中压力损失才能 保证流体循环正常进行。因而，保证热毛细动力循环热管正常运行的极限毛细力可表达为

(1)

式中， ， ， ， 和 分别为热管中蒸汽沿管路的压力损失，液体沿管路的压力损失，重力作用造成压降，冷凝器中液－汽相界面引起的压降和蒸发器中液－汽相界面引起的压降。

图1 热毛细泵循环热管原理图

3. 热管式间接蒸发和吸湿冷却空调系统

3.1间接蒸发和吸湿冷却空调系统原理

热管式间接蒸发与吸湿冷却空调热回收系统如图2所示，该系统主要由以下部件组成:

转轮式热交换器：为潜热交换器, 用于新风和排风间的热湿交换。 加热器：可利用废热或太阳能等, 用于加热热管冷凝后的排风。 热毛细泵热管：作为间接蒸发热交换器。 蒸发冷却器和饱和加湿器：分别用于直接蒸发冷却回风和绝热加湿送风。 表冷器、风机及风道等。

图2 太阳能热管式间接蒸发和吸湿冷却空调系统

以夏季全新风系统为例，毛细泵循环式热管的蒸发器部分和冷凝器部分分别作为送风的冷却器和回风的加热器。所以，状态6下室内空气被蒸发冷却器冷却到状态7 下的低温湿空气，该状态下的回风经过毛细泵循环热管中的冷凝器部分加热并冷却室外新风，然后由太阳能加热器加热至状态9，经过转轮式热交换器热湿交换后作 为排风排出。状态1的室外新风经转轮热交换器去湿至干燥的空气状态2，状态2下的干空气经 毛细泵循环热管中的蒸发器部分冷却到状态3，然后加湿至状态4, 再由表冷器冷却所需要的状态5作为送风空气。

3.2 热管间接蒸发和吸湿冷却性能

热管式间接蒸发与吸湿冷却空调系统的性能数据如表1所示。为了详细地了解该系统的热过程和热质交换过程, 表1 中工况1的详细计算如下。

毛细泵循环式热管式间接蒸发与吸湿冷却的热回收效率ER 通常定义为

(2)

式中, Tout,dry ，Tsup,dry和Tret,wet分别为吸湿后送风干球温度、经热管热交换后送风干球温度和回风的湿球温度。

显然，热管热回收效率ER取决于空气流速、空气状态、热管布设及构造等。一般在0.4－0.8之间[6,7]。本研究假设热管热回收效率ER为0.6。并假设：

室外空气干、湿球温度分别为35 0Ｃ和28.3 0Ｃ; 回风空气干、湿球温度分别为27 0Ｃ和21 0Ｃ

图3 间接蒸发和吸湿冷却热湿过程示意图

如图 2 所示，室外空气经转轮热交换器后状态 2 的焓近视等于状态 1 的焓值。例如，运行工况1 经干燥吸湿后状态 2 的送风空气的干球温度和湿球温度分别为60 0Ｃ和28.3 0Ｃ。经间接蒸发冷却后，状态 3 的送风空气的干球温度为

36.6 0Ｃ

状态 3 下空气的湿球温度经计算为22.3 0Ｃ。绝热加湿后，状态 4 下干、湿球温度分别为35 0Ｃ和22.3 0Ｃ。最后, 由表冷器冷却至送风状态 5 (干、湿球温度分别为19 0Ｃ和17.2 0Ｃ) 送入空调房间。显然，热管式间接蒸发与吸湿冷却空调系统节约能源。与传统再热式空调系统比较，表冷器所需的冷量减少 。

表 1 间接蒸发和吸湿冷却系统性能

工况	参数	状态 1	状态 2	状态 3	状态 4	状态 5
1	干球温度 Ｔdry ( 0Ｃ)	35.0	60.0	36.6	35.0	19.0
湿球温度 Ｔwet ( 0Ｃ)	28.3	28.3	22.3	22.3	17.2
含湿量 ｄ（g / kg）	21.9	11.0	11.0	11.7	11.7
相对湿度 f (%)	60.5	8.72	28.3	37.3	83.9
比焓 ｈ (kJ / kg. 0Ｃ)	91.4	89.3	65.2	65.3	48.7
2	干球温度 Ｔdry ( 0Ｃ)	35.0	65.0	38.6	32.0	19.0
湿球温度 Ｔwet ( 0Ｃ)	28.3	28.3	21.4	21.4	17.2
含湿量 ｄ（g / kg）	21.9	8.88	8.88	11.7	11.7
相对湿度 f (%)	60.5	5.62	20.5	38.8	83.9
比焓 ｈ (kJ / kg. 0Ｃ)	91.4	88.9	61.7	62.1	48.7

4. 结论

热管式间接蒸发与吸湿冷却空调系统是一利用干燥吸湿、蒸发冷却和高效热管热交换器的有效节能复合空调器系统。 与传统再热式空调系统比较，热管式间接蒸发与吸湿冷却空调器系统可以减少表冷器的冷量和节省能源。

5. 参考文献

Sayigh, A. A. M. and Mcvigh, J. C., Solar air conditioning and refrigeration, McGraw, 1992. Scofied, C. M. and Deschamps, N. H., Indirect evaporative cooling using plate type heat exchangers, ASHRAE Transactions, Vol.90: 148-153, 1984. Ding, Liangshi,etc., Flow visvalization and pressure drops of different heat transfer plates for BPU indirect evaporative air coolers, Proceeding of Int. Conference on Energy and Environment, Shanghai, 406-412, 1995. Peterson, J. L., An effectiveness model for indirect evaporative coolers, ASHRAE Transactions, Vol.99: 392-399, 1993. Woolridge, M. J., Indirect evaporative cooling systems, ASHRAE Transactions, Vol.82:146-155,1976. Mathur, G. D., Indirect evaporative cooling using heat pipe heat exchangers, ASME Winter Annual Meeting, Dallas, TX, NE-Vol.5: 79-85,1990. Mathur, G. D., Direct-indirect evaporative cooling with two-phase thermosiphon coil loop heat exchangers, Advances in Heat Exchanger Design, Radiation and Combustion, HTD-Vol.182: 1-9, 1991.

8. Faghri, Amir, Heat pipe science and technology, Taylor & Francis, 1995.