呂 靜 黃佳豪 徐昊東 徐唐富儀 劉洪芝

(上海理工大學環(huán)境與建筑學院 上海 200093)

蒸發(fā)冷卻技術(shù)作為一種綠色環(huán)保的制冷技術(shù)，不需要消耗壓縮功，COP大于傳統(tǒng)的機械制冷，十分節(jié)能，以自然界大量存在的水為工質(zhì)，對環(huán)境無污染，又能滿足空氣品質(zhì)的要求，有著廣闊的應用前景，在我國西北氣候干燥地區(qū)得到了廣泛應用。

蒸發(fā)冷卻裝置性能的評價指標，既可以表征裝置的冷卻性能，又可對裝置進行優(yōu)化。丁杰等[1]通過對比三種不同流動形式的間接蒸發(fā)冷卻裝置的溫度分布與火用值變化，分析了有用能的轉(zhuǎn)化與不可逆火用的損失，發(fā)現(xiàn)逆流形式傳熱效率最高，不可逆火用損失最小。A. Hasan[2]基于ε-NTU方法，開發(fā)了一種用于查找露點蒸發(fā)式冷卻器熱性能的分析模型。Ren Chengqin等[3]開發(fā)了一種新型解析方法，研究了4種不同流量對間接蒸發(fā)冷卻器性能的影響，提出降低噴水質(zhì)量流量、改善表面潤濕性有助于提高該裝置的性能。張旭[4]通過不可逆熱力學理論中的熵產(chǎn)單元數(shù)方法，分析了直接蒸發(fā)冷卻與間接蒸發(fā)冷卻設備不可逆損失的影響因素，并指出提高設備熱力學完善度的方向和設備結(jié)構(gòu)優(yōu)化的基本途徑。王玉剛等[5]對傳統(tǒng)蒸發(fā)冷卻系統(tǒng)內(nèi)有效輸出火用與火用損失分布進行研究，發(fā)現(xiàn)主要火用損失源于間接蒸發(fā)冷卻器內(nèi)的熱力過程，并設計了一種新型露點蒸發(fā)冷卻系統(tǒng)，提高了火用效率與有效輸出火用。韓光澤等[6]通過類比電傳導定義了一個描述傳熱能力的新概念：火積，并指出用火積耗散可以衡量傳熱能力損失的大小，當火積耗散取得極值時傳熱性能最優(yōu)。Guo Chunmei等[7]分析了間接蒸發(fā)冷卻傳熱效率的評價指標，對比了換熱量與傳熱效率，發(fā)現(xiàn)COP與新風換熱能力的變化趨勢相吻合。褚俊杰等[8]對一新型逆流式露點蒸發(fā)冷卻器進行了實驗研究，在焓差室內(nèi)模擬了干燥、中等濕度、高濕等不同工況，通過計算濕球效率、露點效率、制冷量，發(fā)現(xiàn)其在干球溫度為38 ℃、濕球溫度為23 ℃地區(qū)性能最優(yōu)。查小波等[9]運用熱回收效率、火用利用效率與COP指標對間接蒸發(fā)冷卻與冷凝除濕新風系統(tǒng)進行分析, 結(jié)果表明，在回風量較小時，系統(tǒng)具有較高節(jié)能潛力。狄育慧等[10]通過對比綜合部分負荷性能系數(shù) (integrated part-load value，IPLV)與性能系數(shù)(coefficient of performance，COP)、季節(jié)能效比 (seasonal energy efficiency ratio，SEER)、季節(jié)部分負荷性能系數(shù)(seasonal part-load value，SPLV)，對蒸發(fā)冷卻空調(diào)機組進行能效分析，結(jié)果表明，COP不能真實反映該蒸發(fā)冷卻空調(diào)機組實際運行狀態(tài)。劉玉婷等[11]對一逆流波紋板式露點蒸發(fā)冷卻器進行了數(shù)值模擬，發(fā)現(xiàn)隨著二次/一次風量比與風速的增加，裝置的冷卻效率與COP均提高。

不同評價指標用于露點蒸發(fā)冷卻裝置的性能評價均存在優(yōu)點和不足，甚至會出現(xiàn)相互矛盾的情況。因此，本文基于一臺露點蒸發(fā)冷卻裝置的實驗數(shù)據(jù)，分析了進出口溫差、制冷量、露點效率、濕球效率、火用效比的優(yōu)劣，發(fā)現(xiàn)蒸發(fā)冷卻濕通道中潛熱交換的強弱與裝置的冷卻效果一致，因此提出了新的性能評價指標——換熱放大系數(shù)，以期通過它能夠準確、合理地評價蒸發(fā)冷卻裝置的冷卻性能。

1 露點蒸發(fā)冷卻

蒸發(fā)冷卻分為直接蒸發(fā)冷卻(direct evaporative cooling，DEC)與間接蒸發(fā)冷卻(indirect evaporative cooling，IEC)。直接蒸發(fā)冷卻是通過水與空氣直接接觸進行熱質(zhì)交換，空氣溫度降低的同時，含濕量會增加。間接蒸發(fā)冷卻裝置分為干濕通道，在濕通道內(nèi)水與空氣直接接觸，水分蒸發(fā)吸熱，通過壁面導熱將冷量傳遞給干通道內(nèi)的空氣，使空氣溫度降低而含濕量不變。在理想情況下，干通道出口的空氣溫度可降至入口狀態(tài)的濕球溫度。

露點蒸發(fā)冷卻(dew point evaporative cooling，DPEC)屬于間接蒸發(fā)冷卻的一種改進。原理如圖1所示[12]，在干濕通道間的隔板上沿流動方向開設多個條縫孔，干通道的部分空氣(一次空氣)通過條縫進入濕通道(二次空氣)，濕通道內(nèi)二次空氣與水進行熱質(zhì)交換，通過壁面吸收干通道內(nèi)一次空氣的熱量，一次空氣溫度不斷下降，濕通道入口二次空氣的濕球溫度不斷降低，在理想情況下，干通道出口空氣可被降至露點溫度。

圖1 露點蒸發(fā)冷卻原理

2 性能評價指標

2.1 進出口溫差及制冷量

空氣進出口溫差可以直觀地顯示蒸發(fā)冷卻器對空氣的冷卻效果，在露點蒸發(fā)冷卻中Δt為干通道兩端的溫差。

制冷量是指制冷裝置運行時，單位時間內(nèi)去除的環(huán)境熱量的總和。蒸發(fā)冷卻中表示濕通道熱質(zhì)交換傳遞給干通道的冷量，計算式如下：

Q=m1cp(t1-t2)

(1)

2.2 露點效率與濕球效率

濕球效率為一次空氣進出口干球溫度差與進口干、濕球溫度溫度差的比值，表達式為[13]：

(2)

露點效率為一次空氣的進出口干球溫度差與進口干球、露點溫度差的比值，表達式為：

(3)

2.3火用分析

濕空氣的火用由熱量火用、機械火用和化學火用組成。分別表示濕空氣的溫度、壓力、含濕量與環(huán)境狀態(tài)不平衡時的有用能[14-15]。熱量火用、機械火用和化學火用分別如式(4)～式(6)所示：

(4)

(5)

(6)

火用效比定義為付出的火用與收益的火用之比，對于露點蒸發(fā)冷卻器，收益的火用為一次空氣的熱能火用增加量，付出的火用為一次空氣與二次空氣的機械火用損失，水的火用損失很小，忽略不計[16]，則火用效比為：

(7)

2.4 換熱放大系數(shù)

在露點蒸發(fā)冷卻過程中，干通道內(nèi)的制冷量Qa等于濕通道內(nèi)顯熱換熱量Ql與潛熱換熱量Qs之和，而潛熱換熱對裝置的冷卻效果起決定性作用，潛熱換熱量越大，降溫效果越好。

Qa=Qb=Qb, l+Qb, s

(8)

Qb, l=cbm3(t3-t2)

(9)

Qb, s=m3Δh

(10)

由于濕通道內(nèi)潛熱交換的存在使總換熱量大幅提高，本文提出一個新的性能評價指標——換熱放大系數(shù)ξ，其定義為：干通道內(nèi)的制冷量與濕通道內(nèi)的顯熱換熱量之比，數(shù)學表達式為：

(11)

濕通道中若空氣干燥，其與水表面處水蒸氣分壓力差大，蒸發(fā)的水量大，則潛熱換熱量大，濕空氣從干通道側(cè)吸收的熱量更多，換熱放大系數(shù)ξ越大，制冷效果好。因此，換熱放大系數(shù)能夠反映DPEC的冷卻性能，是一個適合用于DPEC性能的評價指標。

3 實驗裝置與工況

3.1 實驗裝置

本文設計并搭建了一臺水平放置的逆流式露點蒸發(fā)冷卻裝置，如圖2所示。由空氣預處理段、干濕通道、供水裝置、干濕通道間用鋁板隔開，濕通道側(cè)鋁板上布置多孔纖維膜以提高水的潤濕性，干通道末端鋁板上打了許多小孔，使部分一次空氣流入濕通道。在干通道的入口端與濕通道的出口端裝有變頻風機，可調(diào)節(jié)一次/二次空氣風速(風量)。干、濕通道的長均為1 m，截面尺寸均為0.10 m×0.01 m。

1變頻風機；2空氣預處理段；3干通道；4輸水小孔；5濕通道；6恒溫水浴。

3.2 實驗工況

本實驗充分考慮干通道入口空氣溫度、相對濕度、風速對裝置性能的影響，由焓差計量實驗室提供不同狀態(tài)的一次空氣，通過改變?nèi)肟陲L速、控制二次/一次風量比為0.42，濕通道表面膜內(nèi)水溫為16 ℃，由恒溫水浴提供。實驗工況如表1所示。

表1 干通道入口空氣實驗參數(shù)

3.3 誤差分析

本實驗中的主要誤差來源于實驗數(shù)據(jù)的測量誤差，實驗使用K型熱電偶測量空氣溫度，使用testo625溫濕度計測得出風、排風溫度及相對濕度并計算濕球溫度，使用熱線風速儀測量風速。需要對測量進行不確定度分析，其可以衡量測量值的分散性、準確性和可靠程度，是對測定結(jié)果的不肯定程度。通過各相互獨立的直接測量量可計算出間接測量量的不確定度，計算式為[17]：

(12)

直接測量量標準不確定度Δx分為A、B兩類，其中A類為多次連續(xù)測量的不確定度，即為樣本標準差；B類為利用儀器的性能資料、測試報告等提供的參數(shù)進行計算的不確定度，計算式分別為：

(13)

(14)

實驗標準不確定度Δx計算式為：

(15)

各個直接測量量的標準不確定度計算后，即可計算出間接測量量的不確定度。通過進出口溫度及風速等直接測量量，可以算出濕球效率、露點效率等間接測量量的不確定度。例如，當t1=40.36 ℃，t2=25.39 ℃，t1, wb=21.92 ℃，t1, dp=11.68 ℃時，濕球效率、露點效率的理論值分別為0.81與0.52，絕對不確定度分別為±0.019與±0.012，相對不確定度分別為±2.34%與±2.31%。

實驗記錄進出口處空氣溫濕度及風速情況，對其進行焓值計算，通過對干濕通道內(nèi)能量變化的計算風速測定的誤差。

4 結(jié)果分析

4.1 進出口溫差與制冷量的分析

圖3所示為不同工況下裝置進出口溫差與制冷量的變化。當干通道入口風速為1.3 m/s時，由圖3(a)、圖3(b)可知，干通道進口空氣的相對濕度一定、溫度升高，干通道進出口溫差與制冷量均增大；干通道進口空氣溫度一定、相對濕度降低，進出口溫差與制冷量增大。在相對濕度為43%時，進口溫度由25 ℃升至35 ℃，進出口溫差增加7.8 ℃，制冷量增加34.5 kW；在干通道進口空氣溫度為40 ℃時，相對濕度由63%降至32%，進出口溫差增加5 ℃，制冷量增加22.3 kW。

由圖3(c)可知，在相同進口溫度與相對濕度下，隨著進口風速的增大，進出口溫差減小而制冷量增加。如干球溫度為22 ℃、相對濕度為22%、進口風速為1 m/s時，進出口溫差為8.6 ℃，制冷量為29.5 kW，當風速增至3 m/s時，進出口溫差為6.7 ℃，制冷量為69.0 kW。這是由于風速的增大導致空氣在濕通道內(nèi)與水接觸不充分，而通道內(nèi)空氣的質(zhì)量流量增加，兩者共同決定了制冷量的變化趨勢。

圖3 不同工況下裝置進出口溫差與制冷量的變化

圖4 不同工況下裝置的露點、濕球效率的變化

4.2 露點效率與濕球效率的分析

圖4所示為不同工況下裝置的露點、濕球效率的變化。圖4所示濕球、露點效率僅適用于入口狀態(tài)相同的情況，當溫濕度變化時，濕球、露點效率的變化趨勢無法確定。如進口空氣溫度為30 ℃、風速為1.3 m/s，相對濕度由63%降至45%，露點效率從22.2%降至17.0%，濕球效率從24.4%降至21.1%，結(jié)合圖3(b)可知，隨著相對濕度的降低，進出口溫差與制冷量均增大，露點、濕球效率變化規(guī)律與制冷效果不一致。分析焓濕圖發(fā)現(xiàn)，入口空氣溫度上升時，干通道進出口空氣溫差增大，同時進口空氣溫度與其露點溫度溫差增大，分子與分母同時變大，無法判斷露點效率的變化趨勢。入口空氣相對濕度上升時，干通道空氣進出口溫差減小，進口空氣溫度與其露點溫度溫差減小，分子與分母同時減小，無法判斷露點效率的變化趨勢。濕球效率同理。

由圖4(c)可知，隨著進口風速的增加，露點效率與濕球效率均下降。進口空氣溫度溫度31 ℃、相對濕度39%、進口風速為1 m/s時，露點效率與濕球效率分別為46.6%與69.9%，當風速為3 m/s時，露點、濕球效率分別為33.4%與50.2%。裝置冷卻效果逐漸降低。

4.3火用效比的分析

圖5所示為不同工況下裝置火用效比的變化。由圖5(a)和圖5(b)可知，隨著干通道進口溫度的上升，火用效比不斷上升。當相對濕度為85%、進口溫度由25 ℃升至42 ℃時，火用效比由0.01增至17，說明露點蒸發(fā)冷卻裝置的空氣進口溫度越高越節(jié)能。隨著干通道進口空氣相對濕度的上升，火用效比逐漸下降，進口溫度為40 ℃時，當相對濕度從31.6%增至63.2%，火用效比從42.7降至17.4，降幅為59.3%。因為二次空氣在濕通道內(nèi)的傳質(zhì)變?nèi)?，傳給干通道的冷量也減少，一次空氣出口熱能火用增量減小。而機械火用損失基本不變，導致火用效比逐漸減小。說明該裝置在濕度較高的工況下不節(jié)能。

由圖5(c)可知，隨著干通道進口風速的增加，火用效比逐漸下降，干通道進出口溫差小，首先導致一次空氣的熱能火用減小，風速增大使兩個變頻風機耗能增加，一次空氣入口機械火用與二次空氣出口機械火用增大。由火用效比的定義可知，隨著風速的增加，冷卻空氣所需的外界能量增加。

圖5 不同工況下裝置火用效比的變化

4.4 換熱放大系數(shù)分析

換熱放大系數(shù)可直觀衡量濕通道側(cè)的蒸發(fā)換熱強弱，反映逆流式露點蒸發(fā)冷卻器的冷卻性能。

圖6所示為不同工況下裝置的換熱放大系數(shù)的變化。由圖6(a)和圖6(b)可知，隨著干通道空氣進口溫度上升，換熱放大系數(shù)增大。相對濕度為43%、風速為1.3 m/s，進口溫度由25 ℃升至40 ℃，換熱放大系數(shù)由11增至54。溫度上升，濕通道內(nèi)空氣水蒸氣分壓力與飽和水蒸氣分壓力均上升，而飽和水蒸氣分壓力上升幅度更大，空氣與水潛熱交換劇烈，潛熱換熱量增大，該裝置在高溫下冷卻性能更好。

隨著干通道進口空氣相對濕度的上升，換熱放大系數(shù)減小。當進口溫度為40 ℃、風速為1.3 m/s，相對濕度由32%增至63%時，換熱放大系數(shù)由24降至8.9。相對濕度增加，濕通道入口空氣相對濕度也增加，二次空氣與水分的水蒸氣分壓力差減小，傳質(zhì)驅(qū)動力減小，濕通道潛熱交換變?nèi)酢Ｕf明該裝置在干燥工況下冷卻性能更好。

圖6 不同工況下裝置的換熱放大系數(shù)的變化

由圖6(c)可知，隨著干通道進口風速的增加，換熱放大系數(shù)先增后減。當進口溫度為31 ℃、相對濕度為39%，風速由1 m/s增至3 m/s時，換熱放大系數(shù)先增后減，并在風速為1.8 m/s時達到極值36。風速增大，單位質(zhì)量流量的空氣與濕通道的水膜接觸時間變短，同時流過濕通道的空氣的質(zhì)量流量增加，總體上空氣與水的熱濕交換更劇烈。由于濕通道潛熱交換而傳遞給干通道的冷量增加，裝置的制冷效果更好。

5 結(jié)論

本文對一逆流式露點蒸發(fā)冷卻裝置進行了實驗研究，分析了空氣入口溫度、濕度和風速對進出口溫降、制冷量、露點效率、濕球效率、火用效比和換熱放大系數(shù)等各性能評價指標的影響，得到如下結(jié)論：

1)露點效率與濕球效率在干通道入口空氣不同溫濕度下，其變化規(guī)律與進出口溫差和制冷效果不一致，無法準確判斷裝置冷卻效果的優(yōu)劣。

2)火用效比能從熱力學角度分析能量損失的大小，適用于裝置的節(jié)能性評價，本露點蒸發(fā)冷卻裝置在高溫低濕工況下更節(jié)能。

3)提出了換熱放大系數(shù)指標ξ，定義為干通道內(nèi)的制冷量與濕通道內(nèi)的顯熱換熱量之比，而兩者之差為潛熱換熱量。潛熱換熱量越大，ξ越大，裝置的制冷效果越好。ξ適合用做露點蒸發(fā)冷卻裝置性能評價指標。

4)ξ隨著干通道入口空氣溫度的升高而增大；隨著濕度增加而減小；當風速由1 m/s增至3 m/s，ξ呈先增后減的趨勢，存在最佳風速值1.8 m/s，此時ξ達最大值。

符號說明

t——空氣溫度，℃

T——空氣溫度，K

m——空氣質(zhì)量流量，kg/s

c——比熱容，kJ/(kg·K)

ω——含濕量，g/(kg干空氣)

ex——火用，kJ/kg

Ra——氣體常數(shù)，kJ/(kg·K)

p——壓力，Pa

v——進口風速，m/s

EER——能效比

η——效率

ξ——換熱放大系數(shù)

Δy——絕對不確定度

f——間接測量量的函數(shù)關(guān)系

Δx——直接測量量的標準不確定度

α——區(qū)間的半寬度

k——置信因子，取值2

下標

0——環(huán)境狀態(tài)點

1——干通道進口

2——干通道出口

3——濕通道進口

p——定壓

wb——濕球

dp——露點

th——熱能

me——機械

ch——化學

a——干通道

b——濕通道

l——顯熱

s——潛熱

os——飽和狀態(tài)點