低环境压力条件下采用间接蒸发式气体冷却器的压缩空气循环制冷系统的数值分析

《International Journal of Refrigeration》：Numerical analysis of a compressed air-cycle refrigeration system with indirect evaporative gas coolers under reduced ambient-pressure conditions

　　

摘要

空气循环制冷以空气作为环境友好型工质，但其性能往往受限于高温侧排热。本研究将间接触蒸发式气体冷却器与两级压缩空气循环制冷系统耦合，并评估其在降低环境压力条件下的性能。将气体冷却器的分段模型与系统模型相结合，分析环境压力降低、环境温度和环境相对湿度对气体冷却器出口状态、膨胀机入口状态、制冷量和性能系数（COP）的影响。结果表明，压力降低会产生竞争性效应：它增加了蒸发驱动力，但降低了传质系数。在基准条件下，环境压力降低量从0增至20 kPa时，蒸发潜热传递速率从10.16 kW增至10.34 kW，同时传质系数从45.71降至39.79 g/(m2·s)。在系统层面，膨胀机入口温度从约27.22 °C降至24.15 °C，单位制冷量从14.35增至17.18 kJ/kg。这些系统层面的变化表明存在一种蒸发驱动的补偿效应，即单位制冷量的增加部分抵消了循环空气质量流量的减少。因此，在高温或高湿条件下，总制冷量得以维持甚至提高，同时COP在整个研究范围内均有改善。结果表明，间接触蒸发式气体冷却可以增强高温侧排热，缓解空气循环制冷系统在降低环境压力条件下运行时的容量退化问题。

1. 引言

随着建筑空调、数据中心和工业冷却领域的制冷需求持续增长，高效、低碳和环保的制冷技术日益重要（Dias等，2026）。蒸发冷却利用水的蒸发潜热实现制冷，具有低能耗和环保等优点（Kashyap等，2020；Kapilan等，2023）。空气循环制冷以空气作为环境友好型工质，具有零耗臭氧潜能值（ODP）、零全球变暖潜能值（GWP）和高安全性等特征（Liu等，2023）。因此，将蒸发冷却与空气循环制冷相结合为减少环境影响和提高系统能效提供了一条潜在途径。

近年来，空气循环制冷受到了越来越多的关注。尽管其系统效率通常低于传统蒸气压缩制冷系统，但仍可通过循环构型优化、部件匹配和系统集成来改善其性能（Rong等，2026）。Giannetti和Milazzo（2014）分析了再生空气循环制冷的低压和高压构型。Jiang等（2020）优化了传统飞机和电动飞机空气循环制冷系统。Wang等（2023）研究了离心式逆向布雷顿循环在空调系统中的应用潜力，Yang等（2023）进一步分析了高速离心压缩机与透平膨胀机的耦合特性。Rong等（2026）提出了一种带风机的两级压缩空气循环制冷系统，并指出压缩机出口换热器的效率显著影响系统COP。对于空气循环制冷系统，压缩后的空气温度相对较高，高温侧换热器的冷却性能直接影响膨胀机入口温度，进而影响膨胀后的送风温度、单位制冷量和系统COP。因此，增强高温侧气体冷却器的传热过程是提高空气循环制冷系统性能的重要途径。

蒸发冷却被认为是增强空气循环制冷系统高温侧冷却过程的潜在策略。Hamlin等（1998）研究了通过蒸发喷雾冷却来提高空气循环制冷性能，但其工作重点在于喷雾辅助中间冷却，而非间接触蒸发式气体冷却器。与直接喷雾冷却相比，间接触蒸发冷却器可以通过二次侧的水蒸发从一次侧空气中移除热量，同时避免直接加湿一次侧工质。因此，它适合作为空气循环制冷系统中的气体冷却器使用。先前的研究为预测间接触蒸发冷却器的性能提供了有用的模型和优化方法（Ma等，2026）。Ren和Yang（2006）建立了顺流和逆流构型间接触蒸发冷却器的解析传热传质模型。Anisimov和Pandelidis（2015）比较了不同流型下间接触蒸发制冷循环的性能。De Antonellis等（2016）；De Antonellis等（2017）通过实验和建模研究了交叉流间接触蒸发冷却器的性能。Comino等（2018）和Muscio等（2023）分别从简化性能关联式和ε-NTU法的角度，进一步拓展了间接触蒸发冷却器的工程计算。这些研究为本文中间接触蒸发式气体冷却器的建模提供了基础，但大多数假设二次侧空气处于大气或近大气条件下，很少涉及高海拔降低环境压力环境中的传热传质特性。

当空气侧换热器在高海拔地区运行时，其性能不仅受入口温度、流量和传热面积的影响，还受当地低压环境的影响；因此，不能直接采用大气压力条件来评估其性能（Wu等，2025）。现有研究表明，低压对换热器性能有显著影响。Zhang等（2020）研究了环境压力对普通翅片管换热器空气侧传热和流动特性的影响。他们的结果表明，当环境压力从100 kPa降至40 kPa时，空气侧传热系数显著降低，表明低压环境削弱了空气侧显热传递。Jia等（2017）进一步研究了低压湿工况下翅片管换热器的传热传质特性，发现当环境压力降至61 kPa时，冷凝潜热传递和质交换能力与大气压力条件相比降低了约65%，表明压力变化对湿空气中的传热传质有强烈影响。蒸发和冷凝都是液-汽相变传质过程，但其传递方向相反；因此，低压对蒸发的影响可能与对冷凝的影响不同。Zhang等（2022）实验研究了真空条件下普通翅片管换热器的空气侧传热传质特性，并指出真空度和入口湿度共同影响显热传递系数、传质系数和潜热传递份额。低压对液滴蒸发也有显著影响。Tian等（2025）从分子尺度分析了低压空气中蒸发冷却能力变化的机制，并指出低压改变了液-汽界面热阻和蒸发过程中的能量传递特性。Fisenko等（2006）和Fisenko与Khodyko（2009）研究了低压条件下微米级液滴的蒸发冷却，也表明了低压与大气压蒸发过程的明显差异。因此，低压并非简单地增强或削弱蒸发冷却；相反，它同时影响空气密度、饱和含湿量、空气侧传热能力和液-汽界面相变阻力。因此，其整体效应取决于具体的换热器结构和运行条件（Tian等，2025）。

在降低环境压力条件下，间接触蒸发式气体冷却器受两种竞争性效应支配。压力降低增加了湿空气的饱和含湿量，并扩大了水膜表面与二次侧主流空气之间的含湿量差，从而增强了蒸发驱动力。同时，空气密度降低减少了空气侧质量流量和输运能力，削弱了传热传质。当气体冷却器与两级压缩空气循环制冷系统耦合时，这些变化影响气体冷却器出口状态，并进一步传递到膨胀机入口状态、单位制冷量、总制冷量和COP。尽管空气循环制冷、喷雾辅助中间冷却、低压传热传质和间接触蒸发冷却器建模已取得进展，但间接触蒸发式气体冷却在缓解降低环境压力下系统制冷量退化方面的作用仍不明确。

在现有公式的基础上，本研究将依赖压力的间接触蒸发冷却器分段模型与两级压缩空气循环制冷模型耦合，评估降低环境压力、环境温度和相对湿度对组件和系统层面性能的影响。耦合分析分离并量化了降低环境压力对循环空气质量流量和蒸发强度的竞争性效应。结果揭示了一种蒸发驱动的补偿机制，即增强的蒸发部分抵消了循环空气质量流量减少导致的制冷量损失，在某些条件下甚至可以将系统制冷量提高到高于大气压基准水平。这些发现为降低环境压力下运行的空气循环系统的换热器选型以及此类条件下间接触蒸发冷却器的设计提供了指导。

2. 系统原理

所研究的系统是一种在高海拔降低环境压力条件下运行的半开式两级压缩空气循环制冷系统。假设室内侧参考压力随当地环境压力变化，一次循环空气和二次工作空气的入口压力均随环境压力降低。如图1所示，系统由风机、两台间接触蒸发式气体冷却器、压缩机和膨胀机组成。室内空气首先由风机加压，然后在一台气体冷却器中冷却。随后进一步压缩，在第二台气体冷却器中冷却，通过膨胀机膨胀，最终作为低温空气送入房间。

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图1. 使用间接触蒸发式气体冷却器作为换热器的两级压缩空气循环制冷系统示意图：(a) 原理图；(b) T-S图。

间接触蒸发式气体冷却器的结构和工作原理如图2所示。该装置主要包括一次侧风道、二次侧湿空气风道、喷水喷嘴、除水器和循环水系统。一次侧空气通过管壁被冷却，而二次侧气流与水膜接触并带走生成的水蒸气。环境温度和相对湿度决定了二次空气的入口条件。

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图2. 间接触蒸发冷却装置的结构和工作原理：(a) 结构；(b) 工作原理。

3. 系统模型

3.1 仿真流程与模型假设

仿真沿系统气流顺序进行。依次求解风机、一级间接触蒸发式气体冷却器、压缩机、二级气体冷却器和膨胀机模型，然后根据室内参考空气与膨胀送风之间的温差获得送风状态、制冷量和COP。在仿真中，风机以50 Hz的恒定频率运行，而体积流量和压比主要由风机、压缩机和膨胀机的耦合运行特性决定。详细的双环匹配过程，包括内部同轴功率平衡迭代和外部压缩机-膨胀机质量流量闭合迭代，遵循Yang等（2023）提出的方法。在本研究中，该过程与两个分段IEC（间接触蒸发冷却器）模型和依赖压力的湿空气物性计算相耦合。

在仿真中，基准工况定义为风机压比为1.23，室内温度为26 °C，室外温度为25 °C，环境相对湿度为40%，二次侧空气流速为2 m/s。基准条件下的结果见表1。其他参数单独变化，如表2和表3所示。在表2中，环境相对湿度在对应的环境温度和标准大气压下指定，当环境压力变化时，对应的含湿量保持不变。

表1. 基准工况结果。
| 模拟状态点 | 1 | 2 | 3 | 4 | 5 | 6 |
|---|---|---|---|---|---|---|
| 温度/°C | 26 | 67.49 | 33.37 | 48.09 | 27.22 | 11.72 |
| 压力/kPa | 101.3 | 124.4 | 122.4 | 134.0 | 132.0 | 101.3 |

表2. 环境参数。
| 参数（单位） | 符号 | 基准值 | 变化范围或控制策略 |
|---|---|---|---|
| 室外温度（°C） | ??o | 25 | 15、20、25、30和35 |
| 环境相对湿度（%） | R?Ho | 40 | 40、50、60、70和80 |
| 环境压力降低量（kPa） | Δ?pamb | 0 | 0、5、10、15和20 |

表3。

空气循环运行与部件参数。

参数（单位）| 符号 | 数值
---|---|---
鼓风机压比 | πg | 1.20–1.30
压缩机压比 | πc | 1.05–1.15
膨胀机压比 | πe | 1.25–1.35
鼓风机入口体积流量（m3 s?1） | ?p | 0.24–0.26
鼓风机等熵效率 / % | ηg | 40–50
压缩机等熵效率 / % | ηc | 50–60
膨胀机等熵效率 / % | ηe | 65–75
同轴机械效率 / % | ηm | 95
第一回路参考压损（kPa） | Δp1,0 | 2.00
第二回路参考压损（kPa） | Δp2,0 | 2.00

本模拟采用以下假设：（1）忽略蒸发冷却系统与周围环境之间的热质传递；（2）热质传递过程为稳态；（3）主侧和次侧通道中的流动均为稳态；（4）次侧湿通道完全被喷淋水润湿，且水膜均匀分布于管外表面；（5）系统阻力系数保持不变。

在本研究中，环境降压定义为相对于标准大气压101.3 kPa的压差。在计算中，主循环空气的入口压力和次侧空气的入口压力均由101.3 kPa减去该环境压降得到，从而表征高空低环境压力条件。

3.2 部件与性能评估模型

3.2.1 鼓风机模型

鼓风机出口温度和功率分别由以下公式求得：

状态点1–6分别表示鼓风机入口、鼓风机出口、二级压缩机入口、二级压缩机出口、膨胀机入口和膨胀机出口。

(1) T? = T? + T?·(πg^(k-1)/k - 1) / ηg

(2) Wg = cp·?p·(T? - T?)

式中，T?和T?分别为鼓风机入口和出口温度；πg为鼓风机压比；ηg为鼓风机等熵效率；Wg为鼓风机功耗。其他符号定义见符号表。

3.2.2 涡轮增压器模型

涡轮增压器压缩机出口温度和功率分别由以下公式求得：

(3) T? = T? + T?·(πc^(k-1)/k - 1) / ηc

(4) Wc = cp·?p·(T? - T?)

涡轮增压器膨胀机出口温度和功率分别由以下公式求得：

(5) T? = T? - (T? - T?·πe^(-(k-1)/k))·ηe

(6) We = cp·?p·(T? - T?)

(7) Wc = We·ηm

式中，T?和T?分别为压缩机入口和出口温度；πc和ηc分别为压缩机压比和等熵效率；T?和T?分别为膨胀机入口和出口温度；πe和ηe分别为膨胀机压比和等熵效率；Wc和We分别为压缩机功率需求和膨胀机轴输出功率；ηm为同轴机械效率。

非设计工况下的部件性能通过修正质量流量和修正转速从相应的性能图中确定。鼓风机性能图取自参考文献（Rong et al., 2026）。本研究选取SJ140型涡轮增压器，其性能图列于附录A。修正变量计算如下：

(8) ?corr = ?·p/pref·√(T/Tref)

(9) Ncorr = N·√(Tref/Tin)

式中，?corr和Ncorr分别为修正质量流量和修正转速；p和T为部件入口压力和温度；pref = 101.3 kPa和Tref = 288.1 K为参考压力和温度。

在耦合计算过程中，压缩机和膨胀机共用同一轴速。对于某一假定同轴转速，利用修正质量流量和修正转速从相应的性能图中插值得到其压比和等熵效率。同轴转速迭代调整直至机械平衡残差Wc - We·ηm满足规定的收敛容差。

3.2.3 间接蒸发冷却器模型

建立分段模型描述主侧空气、次侧湿空气和喷淋水膜之间的热质传递。在每个计算单元中，主侧空气的热量通过管壁传递至水膜，次侧空气带走湿表面产生的水蒸气。第i个单元入口和出口状态如图3所示，主要几何参数列于表4。

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图3 第i个计算单元的入口和出口状态。

表4 间接蒸发冷却器的几何及所需运行参数。

参数 | 符号 | 数值
---|---|---
管长/mm | l | 1000 mm
管外径/mm | Do | 40 mm
横向管间距/mm | ST | 100 mm
纵向管间距/mm | SL | 86.60 mm
管程数 | n | 15
排数 | Nr | 5
每排管数 | n? | 14
次侧体积流量/(m3 s?1) | ?s | 2.8
每台冷却器喷淋水质量流量/(kg s?1) | ?w | 0.09
喷淋泵扬程/m | H | 0.47
喷淋泵效率/% | ηpump | 60
次侧风机效率/% | ηfan | 65

在环境降压条件下，次侧空气的湿度比和饱和湿度比按实际绝对压力计算：

(10) ωs,in = 0.62198·pv/(ps - pv)

(11) ωsat,i = 0.62198·pws(Tw,i)/(ps - pws(Tw,i))

局部传热和传质系数由局部流动性质和管几何参数计算得到。对于次侧管束横掠流动，根据局部雷诺数范围选用Zukauskas管束关联式。传质系数由Lewis关系获得，总传热系数由内侧空气对流、管壁导热和水膜侧对流热阻评估得到。

(12) Nui = 0.27·Res,i^0.63·Prs,i^0.36, 103 ≤ Res,i < 2×10?

(13) hs,i = Nui·λs,i/Do

(14) hm,i = hs,i/(cp,s,i·Le^(2/3))

(15) Ui = 1/[Do/(Di·hp,i) + Do·ln(Do/Di)/(2·λw) + 1/hw,i]

在第i个计算单元中，主侧空气、次侧空气和喷淋水膜之间的热质传递描述如下：

(16) Qp,i = Ui·Ai·(Tp,i - Tw,i)

(17) ?e,i = hm,i·Ai·(ωsat,i - ωs,i)

(18) Qsen,i = hs,i·Ai·(Tw,i - Ts,i)

(19) Qlat,i = ?e,i·hfg

根据计算单元的热量和质量守恒方程，沿计算方向更新主侧空气状态如下：

(20) ip,i+1 = ip,i - Qp,i/?p

(21) Tp,i+1 = Tp,i - Qp,i/(?p·cp,p,i)

沿计算方向更新水状态如下：

(22) ?w,i+1 = ?w,i - ?e,i

(23) Tw,i+1 = Tw,i + (Qp,i - Qsen,i - Qlat,i)/(?w,i·cpw)

沿计算方向更新次侧空气状态如下：

(24) ωs,out,i = ωs,in,i + ?e,i/?da

(25) is,out,i = is,in,i + (Qsen,i + Qlat,i)/?da

(26) Ts,out,i = is,out,i - ωs,out,i·hfg,0/(cp,da + ωs,out,i·cp,v)

间接蒸发冷却器的总传热速率和平均相变驱动力计算如下：

(27) Qtotal = Σ(i=1 to N) Qp,i = Σ(i=1 to N) Ui·Ai·(Tp,i - Tw,i)

(28) Δωavg = 1000/N·Σ(i=1 to N)|ωsat,i - ωs,in,i|

式中，Qtotal为间接蒸发冷却器的总传热速率，Δωavg为平均相变驱动力。当ωsat,i - ωs,in,i > 0时表示蒸发驱动力，当ωsat,i - ωs,in,i < 0时表示冷凝驱动力。N为计算单元总数。平均相变驱动力为水膜表面饱和空气与次侧通道局部主流空气之间湿度比差值的均值。

间接蒸发冷却器的功耗计算如下：

(29) Wfan = Δps·?s/ηfan

(30) Wpump = ρw·g·?w·H/ηpump

(31) WIEC = Wfan + Wpump

3.2.4 系统压损修正与分析

考虑两条主空气压力损失路径：从鼓风机出口经第一台气冷却器到二级压缩机入口，以及从压缩机出口经第二台气冷却器到膨胀机入口。在标准大气压下，每条路径的参考压损均为2.00 kPa，非设计压损按以下公式修正：

(32) Δpr = Δpr,0·(ρp/ρp,0)·(?p/?p,0)2

式中，Δpr和Δpr,0分别为实际压损和参考压损；ρp和ρp,0分别为对应的空气密度；?p和?p,0分别为对应的体积流量。

3.2.5 系统性能指标

系统制冷量由回风与送风温差计算：

(33) Qc = ?p·cp·(Troom - T?)

系统总输入功率和COP定义如下：

(34) W = Wg + WIEC,1 + WIEC,2

(35) COP = Qc/W

式中，Qc为系统制冷量；Troom为室内参考空气温度；T?为膨胀机出口送风温度；WIEC,1和WIEC,2分别为第一和第二级IEC单元的辅助功耗。所报告的系统输入功率包括鼓风机功率和两台IEC单元的辅助功率；压缩机-膨胀机组未单独分配外部电机功率。

COP的相对增幅计算如下：

(36) δCOP(p) = [COP(p) - COP(0)]/COP(0) × 100%

式中，δCOP(p)为指定环境压力条件下的COP相对增幅；COP(p)为该条件下的COP；COP(0)为相同环境温度或相对湿度下环境压降为零时的COP。

3.3 模型验证

3.3.1 两级压缩空气循环制冷模型验证

在大气压下将模型预测结果与本研究团队制造的带有鼓风机的两级压缩空气循环制冷实验平台测试数据进行对比，如参考文献（Rong et al., 2026）所述。除换热器类型外，主要部件和测点布置与本模型一致。验证过程中，实验平台采用水冷换热器。如图5所示，关键状态参数和制冷量的偏差均在5.00%以内，制冷量误差为4.63%。这表明该模型能够合理描述鼓风机压缩、增压压缩、排热、膨胀和制冷量等耦合过程，从而支持后续IEC耦合系统分析。

表5 模拟值与实验值的对比。

| 类别 | 一级压缩入口 | 一级压缩出口 | 膨胀机入口 | 膨胀机出口 | 制冷量 |
|---|---|---|---|---|---|
| | T/°C | p/kPa | T/°C | p/kPa | T/°C | p/kPa | T/°C | p/kPa | kW |
| 实验值 | 24.3 | 101 | 67.1 | 124 | 26.5 | 118 | 18.5 | 101 | 1.79 |
| 模拟值 | 24 | 101 | 67.8 | 124 | 26.7 | 120 | 17.7 | 101 | 1.87 |
| 误差 | -1.25% | 0.01% | 1.04% | 0.01% | 0.79% | 1.67% | -4.08% | 0.01% | 4.63% |

3.3.2 大气压蒸发冷却模型验证

图4展示了间接蒸发冷却模型预测的主侧出口温度的验证结果。蒸发冷却模型采用参考文献（Yang et al., 2024）中的实验条件进行验证。模型和实验结果均呈下降趋势：实验值从29.80°C降至27.50°C。当次侧流速为0.80 m/s时，实验出口温度从30.90°C降至27.80°C，模型也捕捉到了这一趋势。总体误差在5%以内，表明蒸发冷却模型能够合理反映间接蒸发冷却器出口温度的变化，并支持后续耦合系统计算。

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图4 间接蒸发冷却模型预测的主侧出口温度验证：(a) v2 = 0.68 m/s；(b) v2 = 0.80 m/s。

随着计算单元数的增加，预测出口温度趋近于稳定值，当单元数超过约400个后变化可忽略不计。因此，后续模拟采用600个计算单元。

图5

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图5 基于主侧出口温度的网格独立性测试。

3.3.3 降压条件下热质传递验证

图6利用参考文献（Liu et al., 2017）中的实验条件，在50.0–101.3 kPa绝对压力范围内将模型预测值与实验数据进行对比。传质系数的相对误差低于12.3%，平均相变驱动力的相对误差低于5.1%，总传热速率的相对误差低于14.3%。模型能够以可接受的吻合度预测这三个量随压力变化的趋势，从而有助于支持低环境压力下的进一步分析。

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图6 降压条件下模型预测值与实验数据的对比：(a) 传质系数；(b) 平均相变驱动力；(c) 总传热速率。

4 结果与讨论

4.1 环境降压对间接蒸发气冷却器出口状态的影响

以第一级间接蒸发气冷却器为例，本节首先在基准条件下分析环境降压如何影响蒸发、传热和主侧出口温度。然后考察不同环境温度和相对湿度下的出口温度变化。

随着环境压降的增加，主侧和次侧空气质量流量均减小（图7）。从0到20 kPa，次侧质量流量从3.25降至2.61 kg/s，主侧质量流量从0.30降至0.24 kg/s。这是因为在固定体积流量或通道速度下，较低的环境压力降低了空气密度。减小的主侧质量流量倾向于降低总传热速率和系统制冷量，而减小的次侧质量流量则削弱了空气侧输运和传质能力。这些变化为后续蒸发潜热传递、主侧出口温度和系统性能的变化奠定了基础。

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图7 基准条件下环境压降对主侧和次侧空气质量流量的影响。

平均蒸发驱动力随环境温度和环境压降的增加而增大（图8(a)）。在环境温度为15.00°C时，环境压降从0.00增至20.00 kPa，平均蒸发驱动力从8.39增至9.64 g/kg，增加了1.25 g/kg或14.9%。在35.00°C时，从11.57增至13.81 g/kg，增加了2.24 g/kg或19.4%。较高的环境温度提高了水膜温度和对应的饱和湿度比，从而增大了水膜表面饱和空气与次侧通道局部主流空气之间的湿度比差值。

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图8 不同条件下环境压降对平均蒸发驱动力的影响：(a) 环境温度；(b) 环境相对湿度。

环境相对湿度增加会降低平均蒸发驱动力，但增强了降压引起的相对增益（图8(b)）。当相对湿度为40.00%时，平均蒸发驱动力从10.10增至11.81 g/kg，增加了1.71 g/kg或16.9%。当相对湿度为80.00%时，从8.05增至10.05 g/kg，增加了2.00 g/kg或24.9%。在大气压下，高湿度时的基准蒸发驱动力较低。因此，降压后饱和湿度比的增加使相对补偿更为显著。

随着环境压降增加，气冷却器的蒸发潜热传递速率、平均蒸发驱动力和传质系数呈现竞争变化（图9）。这些趋势反映了湿度比差值增大与低压下传质系数减小之间的竞争。

在0.00至20.00 kPa范围内，平均蒸发驱动力从10.10增加到11.81 g/kg，增量为1.71 g/kg，增幅16.9%。在同一范围内，蒸发潜热传递速率从10.16增加到10.34 W，增量为0.18 W，增幅1.77%；而传质系数从45.71降低至39.79 g/(m2·s)，降幅为5.92 g/(m2·s)，降幅13.0%。因此，压力降低并不简单地增强蒸发冷却。在研究的范围内，蒸发驱动力的增加略微超过了传质系数的降低，从而导致蒸发潜热传递速率出现小幅上升。

环境压力降低在气体冷却器性能方面产生两种并发变化（图10）。此处采用单位质量传热来表征每单位质量主侧空气所获得的冷却效果。在0.00至20.00 kPa范围内，总传热速率从10.45 kW降低至9.03 kW，降幅为1.42 kW，即13.6%。相比之下，单位质量传热从34.40增加至37.04 kJ/kg，增量为2.64 kJ/kg，增幅7.67%；主侧出口温度从33.37降低至30.56 °C，降幅为2.81 °C。这一结果表明了压力降低的双重效应。较低的实际压力降低了主侧空气密度和流量，导致在固定体积流量下总传热速率下降。然而，每单位质量主侧空气散失的热量更多，从而使主侧出口温度降低。这将图9中的蒸发冷却增强与系统级计算中的改善后入口状态联系起来。

环境温度的变化会改变基准出口温度，而环境压力降低则在所研究的温度范围内产生相似的出口温度降幅（图11(a)）。在15.00 °C时，环境压力降低从0.00增加至20.00 kPa，主侧出口温度从29.21降至26.48 °C，降幅为2.73 °C，即9.34%。在35.00 °C时，出口温度从37.76降至34.82 °C，降幅为2.94 °C，即7.79%。尽管在较高环境温度下绝对出口温度仍然较高，但压力降低始终使出口温度降低约2.8 °C。

环境相对湿度主要改变主侧出口温度的绝对水平（图11(b)）。随着相对湿度增加，出口温度升高，因为高湿度空气的吸湿能力较低。在相对湿度为40.00%时，环境压力降低从0.00增加至20.00 kPa，出口温度从33.37降至30.56 °C，降幅为2.81 °C，即8.42%。在相对湿度为80.00%时，出口温度从36.75降至33.95 °C，降幅为2.80 °C，即7.62%。因此，即使在基准蒸发冷却能力因高湿度而减弱的情况下，压力降低仍能产生相当的出口温度降幅。

**4.2 环境压力降低对空气循环制冷系统性能的影响**

本节考察气体冷却器出口状态的变化如何在空气循环制冷系统中传播。由于环境压力影响主侧循环空气的入口压力、密度和流量，以及副侧湿空气的性质，系统级响应反映了流量、膨胀机入口温度和输入功率之间的耦合关系。

环境压力降低降低了膨胀机入口温度并减少了鼓风机功耗（图12）。随着环境压力降低从0增加至20 kPa，膨胀机入口温度从27.22降至24.15 °C，而单位冷却量从14.35增加至17.18 kJ/kg。在同一范围内，鼓风机功耗从12.67降低至10.12 kW，原因是入口空气密度降低导致循环空气流量减少。

这些结果表明，环境压力降低通过竞争途径影响系统性能。较低的空气密度倾向于通过减少循环空气流量来降低总冷却容量。相比之下，副侧空气饱和含湿量的增加增强了蒸发驱动力，降低了气体冷却器出口温度，从而降低了膨胀机入口温度，进而提高了单位冷却量。因此，总冷却容量和COP不一定同向变化：冷却容量主要取决于循环空气流量和单位冷却量，而COP还受鼓风机功耗和增压器净功率的影响。

**4.2.1 环境温度对系统性能的影响**

环境温度改变冷却容量对环境压力降低响应的大小和方向（图13(a)）。在15.00 °C时，环境压力降低从0.00增加至20.00 kPa，冷却容量从约6.04降至5.49 kW，降幅为0.55 kW，即9.06%。在35.00 °C时，冷却容量从约2.65增加至2.88 kW，增幅为0.23 kW，即8.58%。相反的趋势表明，循环空气流量减少与单位冷却量增加之间的平衡取决于环境温度。

在较高环境温度下，COP的提升更为显著（图13(b)）。随着环境压力降低从0.00增加至20.00 kPa，COP在15.00 °C时从约0.47增加至0.53，在35.00 °C时从0.20增加至0.28。对应的相对增幅分别为13.8%和35.9%，相差22.1个百分点。在较高温度下相对改善更为明显，这与降压条件下蒸发冷却效果增强的幅度更大以及鼓风机功耗的降低有关。

**4.2.2 环境相对湿度对系统性能的影响**

环境相对湿度也改变了冷却容量对压力降低的响应（图14(a)）。在相对湿度为40.00%时，环境压力降低从0.00增加至20.00 kPa，冷却容量从约4.36降至4.19 kW，降幅为0.17 kW，即3.89%。在相对湿度为80.00%时，冷却容量从约3.03增加至3.16 kW，增幅为0.13 kW，即4.29%。在低湿度条件下，基准冷却容量更高。然而，随着压力降低，高湿和低湿条件之间的差距缩小，因为压力降低在一定程度上补偿了高湿条件下较弱的蒸发驱动力。

在高湿度条件下，COP的提升更大（图14(b)）。随着环境压力降低从0.00增加至20.00 kPa，COP在相对湿度40.00%时从约0.34增加至0.41，在相对湿度80.00%时从0.23增加至0.30。对应的相对增幅分别为20.3%和30.6%，相差10.3个百分点。这一比较并不意味着高湿度条件下的绝对性能更优。相反，高湿条件下较低的基准蒸发冷却能力使压力降低引起的相对补偿效应更为明显。

图15比较了两种高压侧冷却方法在相同一级出口条件和几何配置下、大气压环境中的冷却容量。随着环境压力降低从0增加至20 kPa，间接蒸发冷却系统的冷却容量从3.03增加至3.16 kW，增幅为4.29%。相比之下，流水冷却系统的冷却容量从2.79降至2.51 kW，降幅为10.0%。在环境压力降低为20 kPa时，间接蒸发冷却系统的冷却容量比水冷却系统高出25.9%。这一对比表明，间接蒸发冷却器能将压力引起的蒸发驱动力增加转化为单位冷却量的增加，而常规水冷却系统主要受空气密度、流量和换热系数降低的影响。

这些结果表明，在环境压力降低条件下，与间接蒸发冷却器耦合的空气循环制冷系统存在蒸发驱动的补偿效应。较低的空气密度减少了循环空气流量，倾向于降低总冷却容量。然而，增强的蒸发驱动力降低了气体冷却器出口温度和膨胀机入口温度，从而提高了单位冷却量。因此，总冷却容量取决于流量减少与单位冷却量改善之间的平衡。在低温或低湿条件下，这种改善不足以抵消流量的损失，因此总冷却容量下降。在高温或高湿条件下，这种改善变得足够强，可以补偿甚至超过这一损失。这解释了为什么冷却容量随工况变化而波动，而COP在整个研究范围内均有所改善。

**5. 结论**

本研究将间接蒸发气体冷却器与两级压缩空气循环制冷系统耦合，评估了环境压力降低对气体冷却器出口状态、膨胀机入口状态、冷却容量、单位冷却量和COP的影响。在所研究的压力范围和所采用的冷却器几何尺寸及部件参数下，主要结论如下：

（1）环境压力降低在间接蒸发气体冷却器中产生了竞争性效应。在研究的范围内，平均蒸发驱动力和蒸发潜热传递速率增加，而传质系数下降。在基准条件下，平均蒸发驱动力从10.10增加至11.81 g/kg，蒸发潜热传递速率从10.16增加至10.34 kW。同时，传质系数从45.71降至39.79 g/(m2·s)，表明增强的蒸发驱动力部分被降低的传质能力所抵消。

（2）环境压力降低降低了气体冷却器的主侧出口温度和膨胀机入口温度。当环境压力降低达到20 kPa时，在所研究的温度和湿度范围内，主侧出口温度降低约2.73–2.94 °C。在基准条件下，膨胀机入口温度从27.22降至24.15 °C，单位冷却量从14.35增加至17.18 kJ/kg。

（3）在所研究的压力范围和系统构型下，环境压力降低增强了蒸发冷却过程并提高了单位冷却量。环境压力降低改善了系统COP，并对冷却容量产生蒸发驱动的补偿效应。循环空气流量减少倾向于降低总冷却容量，而较低的膨胀机入口温度提高了单位冷却量，从而部分抵消了这一损失。在环境压力降低为20 kPa时，COP在15 °C和35 °C环境温度下分别提高了13.8%和35.9%，在40%和80%相对湿度下分别提高了20.3%和30.6%。补偿效应在高温和高湿条件下更为显著，并可能导致总冷却容量的增加。

总体而言，在所研究的压力范围内，对于所采用的冷却器几何尺寸和部件设定，间接蒸发气体冷却在空气循环制冷系统中产生了蒸发驱动的补偿效应。通过降低气体冷却器出口温度和膨胀机入口温度，该效应提高了单位冷却量，部分抵消了因循环空气流量减少而导致的总冷却容量损失。未来工作应扩展压力范围，研究替代冷却器几何构型和部件运行工况，并在环境压力降低条件下开展实验，以评估该机制的更广泛适用性。

**CRediT作者贡献声明**

李欢：原稿撰写、软件、方法论、形式分析、数据管理、验证、审稿与编辑。
容未来：验证、方法论、概念化。
马国源：审稿与编辑、监督、经费获取。
王雷：审稿与编辑。
何明：概念化。

李欢 | 容未来 | 马国源 | 王雷 | 何明