嚴(yán) 磊,李文正,吳 薇,何伊靜,郭辰雨,張琪月,廖揚(yáng)顙

(南京師范大學(xué)能源與機(jī)械工程學(xué)院,江蘇 南京 210023)

溶液除濕空調(diào)系統(tǒng)能降低建筑物空氣處理過程中的能耗[1],且除濕后的稀溶液能利用低品位的可再生能源進(jìn)行再生[2-3],能源利用率更高. 此外,用于除濕的鹽溶液自帶的殺菌效果能夠改善室內(nèi)空氣品質(zhì)[4]. 因此,溶液除濕空調(diào)系統(tǒng)被廣泛研究[5-6].

溶液除濕循環(huán)與熱泵循環(huán)相結(jié)合的系統(tǒng)可以利用熱泵系統(tǒng)冷凝熱實(shí)現(xiàn)溶液再生,近年來引起很多學(xué)者關(guān)注[7-9]. 但是,冷凝器熱量可能無法滿足溶液再生的需求[10]. 為解決這一問題,Niu等[11]提出了一種具有雙冷凝器的溶液除濕和熱泵混合系統(tǒng)來提高系統(tǒng)再生能力,并通過數(shù)值模擬的方式研究了關(guān)鍵參數(shù)對(duì)系統(tǒng)性能的影響. 模擬結(jié)果表明,在25～34 ℃的環(huán)境溫度下,系統(tǒng)性能系數(shù)在0.3～1.3之間. 張凡等[12]建立了一種復(fù)合型溶液除濕空調(diào)系統(tǒng),綜合利用太陽能、電加熱以及熱泵系統(tǒng)的冷凝熱作為溶液循環(huán)的驅(qū)動(dòng)熱源. 當(dāng)太陽能充足時(shí),無需使用電加熱,系統(tǒng)性能系數(shù)隨室內(nèi)顯熱負(fù)荷比的增大而減小. 當(dāng)需要使用電加熱輔助溶液再生時(shí),系統(tǒng)隨室內(nèi)顯熱負(fù)荷比的增大而增大. 以上措施都從系統(tǒng)再生側(cè)出發(fā),旨在優(yōu)化再生驅(qū)動(dòng)熱源的使用方式,從而增強(qiáng)系統(tǒng)的再生能力. Ou等[13]從系統(tǒng)除濕側(cè)考慮,建立了一種溶液冷卻除濕空調(diào)系統(tǒng),待處理空氣先經(jīng)過冷卻盤管去除部分濕負(fù)荷后再經(jīng)過溶液除濕,降低了除濕過程溶液稀釋率,從而減輕系統(tǒng)的再生負(fù)擔(dān). 研究結(jié)果表明,與常規(guī)溶液除濕空調(diào)相比,該系統(tǒng)的溶液稀釋率降低了39.64%,溶液再生系統(tǒng)的能耗從3.31 kWh降低到1.94 kWh,使系統(tǒng)整體能耗降低了22.3%.

溶液除濕系統(tǒng)的性能一直是研究的熱點(diǎn). Zhang等[14]研究了除濕側(cè)空氣流量、進(jìn)口溫度、相對(duì)濕度等參數(shù)對(duì)一種熱泵驅(qū)動(dòng)的中空纖維膜溶液除濕空調(diào)系統(tǒng)性能的影響. 鄒同華等[15]研究了除濕器空氣入口含濕量、空氣入口溫度、溶液入口濃度、溶液入口溫度和入口氣液比對(duì)一種溶液除濕空調(diào)系統(tǒng)的除濕性能的影響. 在以上適用于夏季的系統(tǒng)中,通常關(guān)注的是除濕側(cè)相關(guān)參數(shù)的變化給系統(tǒng)帶來的影響,但鮮有考慮除濕與再生側(cè)的相互影響,尤其是系統(tǒng)再生側(cè)對(duì)除濕側(cè)乃至系統(tǒng)整體性能的影響.

本文建立一種與熱泵結(jié)合的預(yù)冷型溶液除濕空調(diào)系統(tǒng),系統(tǒng)除濕側(cè)利用冷凍水對(duì)除濕前的溶液進(jìn)行預(yù)冷處理,使用低溫低濃度溶液對(duì)空氣進(jìn)行除濕,減輕濃溶液給溶液再生帶來的困難. 系統(tǒng)再生側(cè)通過分配熱泵冷凝熱,先預(yù)熱再生溶液,再預(yù)熱再生空氣,優(yōu)化了再生驅(qū)動(dòng)熱源的使用方式;利用低濕度的回風(fēng)作為再生空氣再生,改善了溶液再生的條件. 并基于該系統(tǒng)通過建立相應(yīng)數(shù)學(xué)模型,對(duì)熱泵冷凝熱分配比、再生空氣回風(fēng)比以及冷凍水溫度對(duì)系統(tǒng)的影響進(jìn)行研究,結(jié)果可以為溶液除濕空調(diào)系統(tǒng)的優(yōu)化提供思路.

1 一種與熱泵結(jié)合的預(yù)冷型溶液除濕空調(diào)系統(tǒng)介紹

1.除濕器;2.再生器;3.壓縮機(jī);4.制冷劑-溶液換熱器;5.冷凝器;6.節(jié)流裝置;7.蒸發(fā)器;8,9.溶液箱;10.溶液-溶液熱交換器;11.溶液-水熱交換器;12,13.溶液泵;14,15.風(fēng)機(jī)圖1 系統(tǒng)原理圖Fig.1 Schematic diagram of the system

圖1為一種與熱泵結(jié)合的預(yù)冷型溶液除濕空調(diào)系統(tǒng)的原理圖,該系統(tǒng)主要由熱泵循環(huán)和溶液循環(huán)組成.

溶液循環(huán)過程:除濕溶液先在溶液-水熱交換器中被來自小型冷水機(jī)組的冷凍水冷卻到設(shè)定值溫度. 然后從除濕器頂部噴灑,對(duì)進(jìn)入除濕器內(nèi)的空氣進(jìn)行除濕后從除濕器底部流入溶液箱. 之后在溶液泵的作用下,一部分自循環(huán)再次進(jìn)入除濕器,另一部分通過溶液-溶液熱交換器與來自再生側(cè)的溶液實(shí)現(xiàn)級(jí)間換熱. 再生溶液先在制冷劑-溶液熱交換器中被來自壓縮機(jī)的高溫制冷劑預(yù)熱. 然后從再生器頂部噴灑,溶液中的水分遷移至進(jìn)入再生器內(nèi)的空氣. 再生后的溶液流入底部溶液箱通過溶液泵后分成兩部分,一部分自循環(huán)再次進(jìn)入再生器,另一部分流經(jīng)溶液-溶液熱交換器去往除濕側(cè).

制冷劑循環(huán)過程:制冷劑經(jīng)壓縮機(jī)壓縮到高壓高溫送出后,先在制冷劑-溶液熱交換器中放出一部分熱量用于預(yù)熱再生溶液,然后進(jìn)入空氣冷凝器中繼續(xù)放出冷凝熱量預(yù)熱再生空氣,隨后經(jīng)節(jié)流閥節(jié)流降壓后進(jìn)入蒸發(fā)器,吸收進(jìn)入蒸發(fā)器的空氣熱量后汽化進(jìn)入壓縮機(jī).

除濕系統(tǒng)中除濕器與再生器中都采用了表面積為600 m2/m3、尺寸為700 mm×300 mm×140 mm的蒙特CELdel規(guī)整填料,制冷系統(tǒng)中的制冷劑為R134a. 系統(tǒng)工作時(shí)除濕側(cè)使用全新風(fēng),室外空氣經(jīng)過除濕器后再經(jīng)過蒸發(fā)器進(jìn)入室內(nèi). 再生側(cè)可利用室內(nèi)回風(fēng)再生,再生空氣先經(jīng)過冷凝器再進(jìn)入再生器. 系統(tǒng)性能測試臺(tái)實(shí)物圖如圖2所示.

圖2 系統(tǒng)性能測試臺(tái)實(shí)物圖Fig.2 Physical diagram of systemperformance test bench

本系統(tǒng)的特點(diǎn)為:(1)部分級(jí)間流循環(huán)在維持溶液濃度的前提下,減少了除濕后與再生后級(jí)間循環(huán)的溶液流量,能減少系統(tǒng)再生冷凝熱的回帶和冷量的損耗. (2)增設(shè)了溶液進(jìn)入除濕器前的預(yù)冷設(shè)備,這樣可以顯著降低除濕溶液溫度,實(shí)現(xiàn)采用低溫低濃度溶液運(yùn)行的條件,減輕濃溶液給溶液再生帶來的困難. (3)采用含濕量較低的室內(nèi)回風(fēng)再生溶液,改善系統(tǒng)再生條件.

2 系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型的建立及驗(yàn)證

2.1 模型建立

受室內(nèi)外環(huán)境的共同影響,室內(nèi)回風(fēng)與室外新風(fēng)混合進(jìn)入再生器前的狀態(tài)參數(shù)難以持續(xù)穩(wěn)定,這不利于研究室內(nèi)回風(fēng)比對(duì)系統(tǒng)性能的影響. 且實(shí)驗(yàn)中冷凝熱分配比難以精確地穩(wěn)定在設(shè)定值. 現(xiàn)通過建立除濕/再生器模型、制冷循環(huán)模型、以及熱交換器模型等局部模型來建立整個(gè)系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型,以此來開展相關(guān)研究. 模擬獲得結(jié)果可以為實(shí)驗(yàn)過程參數(shù)工況的選擇提供指導(dǎo).

2.1.1 除濕/再生器模型

除濕/再生器的結(jié)構(gòu)采用叉流模型,基于NTU-Le模型建立空氣與溶液間的傳熱傳質(zhì)的數(shù)學(xué)模型. 其中除濕器與再生器的傳質(zhì)單元數(shù)利用現(xiàn)有實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù),通過對(duì)數(shù)平均焓差計(jì)算方法獲得[16]. 為簡化計(jì)算,模型中Le取1[17-18].

(1)

(2)

式中,Δhm為對(duì)數(shù)平均焓差,kJ/kg;ha,in、ha,out分別為空氣進(jìn)、出除濕/再生器的焓值,kJ/kg;hs,equ,in、hs,equ,out分別為溶液進(jìn)、出除濕/再生器的等效焓值,kJ/kg;NTU為傳質(zhì)單元數(shù).

2.1.2 制冷循環(huán)模型

利用REFPROP計(jì)算制冷劑R134a的熱物性參數(shù). 選擇蒸發(fā)器出口制冷劑過熱度為5 ℃[19],冷凝器出口制冷劑過冷度為3 ℃[20]. 為簡化計(jì)算,蒸發(fā)溫度與冷凝溫度參考實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)來選擇. 取蒸發(fā)溫度為11 ℃,冷凝溫度基于空氣冷凝器溫度選擇,取比入口空氣溫度高17 ℃.

蒸發(fā)器制冷量Qe為:

Qe=mr(h1-h6)=ma,d(ha,sup-ha,d,o).

(3)

熱泵壓縮機(jī)耗功Ncom為:

(4)

冷凝器制熱量為:

Qc1=ma,rcp,a(ta,r,in-ta,r,1).

(5)

Qc2=ma,rcp,s(ts,r,in-ts,r,1).

(6)

Qc=Qc1+Qc2=mr(h2-h5).

(7)

式中,mr為制冷劑流量,kg/s;h1為壓縮機(jī)吸入口制冷劑的焓值,kJ/kg;h6為蒸發(fā)器入口制冷劑焓值kJ/kg;h2為實(shí)際壓縮機(jī)出口制冷劑的焓值,kJ/kg;ma,d、ma,r分別為除濕、再生空氣質(zhì)量流量,kg/s;h5為冷凝器出口制冷劑的焓值,kJ/kg;ha,sup為送風(fēng)空氣焓值,kJ/kg;ha,d,o為除濕器出口空氣焓值,kJ/kg;ηi為壓縮機(jī)指示效率;ηm為壓縮機(jī)機(jī)械效率;Qc1與Qc2分別為空氣冷凝器和溶液冷凝器制熱量,kJ/s;cp,a、cp,s分別為空氣、溶液的比定壓熱容,kJ/(kg·℃);ta,r,1是進(jìn)空氣冷凝器的空氣溫度,℃;ta,r,in是出空氣冷凝器,進(jìn)入再生器的空氣溫度,℃;ts,r,1為進(jìn)溶液冷凝器的溶液溫度,℃;ts,r,in為出溶液冷凝器,進(jìn)入再生器的溶液溫度,℃.

2.1.3 熱交換器模型

系統(tǒng)中有溶液-溶液熱交換器、溶液-水熱交換器以及制冷劑溶液熱交換器. 采用溫度效率εSHE來描述換熱器性能[21]:

(8)

兩股流體的能量平衡如下:

mcoldcp,cold(tcold,out-tcold,in)=mhotcp,hot(thot,out-thot,in).

(9)

式中,mcold、mhot分別為冷、熱流體的質(zhì)量流量,kg/s;cp,cold、cp,hot分別為冷、熱流體的比定壓熱容,kJ/(kg·℃);tcold,in、tcold,out分別為冷、熱流體的進(jìn)口溫度,℃;thot,in、thot,out分別為冷、熱流體的出口溫度,℃. 模型中各類熱交換器的εSHE取0.8.

2.1.4 性能指標(biāo)

采用除濕量Mde、空氣在系統(tǒng)中獲得的冷量Qa以及系統(tǒng)性能系數(shù)COPsys來共同作為系統(tǒng)評(píng)價(jià)指標(biāo),可由式(10)～(12)計(jì)算得

Mde=ma(ωa,d,o-ωa,d,in),

(10)

Qa=ma(ha,sup-ha,d,in),

(11)

(12)

式中,ωa,d,in、ωa,d,o分別為空氣進(jìn)、出除濕器的含濕量;ma為被處理空氣的質(zhì)量流量,kg/s;ha,sup和ha,d,in分別為送風(fēng)焓值和進(jìn)除濕器空氣焓值,kJ/kg;Nfan和Npump分別為風(fēng)機(jī)和溶液泵的軸功率,kW. 為便于分析,計(jì)算中風(fēng)機(jī)與溶液泵損耗忽略不計(jì);Ncom,w為制取冷凍水的壓縮機(jī)耗功,kW.

(13)

式中,mw為冷凍水質(zhì)量流量,kg/s;cp,w為冷凍水的定壓比熱容,kJ/(kg·℃);tw,in、tw,o分別為冷凍水的進(jìn)、出溶液-水換熱器的溫度,℃;COPw為制取冷凍水的機(jī)組的性能系數(shù),參考實(shí)驗(yàn)機(jī)組性能參數(shù)取3.07[22].

2.2 模型驗(yàn)證

通過實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)對(duì)建立的數(shù)學(xué)模型進(jìn)行驗(yàn)證. 涉及的實(shí)驗(yàn)工況如表1所示. 表中參數(shù)符號(hào)含義從左至右依次是除濕空氣入口溫度、再生空氣入口溫度、除濕溶液入口質(zhì)量流量、再生溶液入口質(zhì)量流量、除濕溶液入口溫度、再生溶液入口溫度、除濕空氣入口含濕量、再生空氣入口含濕量、除濕/再生溶液入口濃度.

表1 實(shí)驗(yàn)測試工況Table 1 Experimental test conditions

對(duì)除濕器和再生器出口空氣的溫度和含濕量進(jìn)行驗(yàn)證,模擬計(jì)算值與實(shí)驗(yàn)結(jié)果對(duì)比如圖3所示,可以發(fā)現(xiàn),4個(gè)參數(shù)的實(shí)驗(yàn)值和模擬值的偏差均在10%以內(nèi),因此驗(yàn)證了模型的準(zhǔn)確性.

圖3 模擬結(jié)果與實(shí)驗(yàn)結(jié)果比較Fig.3 Comparison between simulation results and experimental results

3 結(jié)果與分析

3.1 再生側(cè)冷凝熱分配比的影響

本文提出的與熱泵結(jié)合的溶液除濕空調(diào)系統(tǒng)中,冷凝器分為溶液冷凝器和空氣冷凝器,分別用來預(yù)熱再生溶液和再生空氣. 冷凝熱分配比φ表示空氣獲得的冷凝熱量與熱泵總冷凝熱量的比值. 當(dāng)φ=0時(shí),表明冷凝熱全部用來預(yù)熱溶液;當(dāng)φ=1時(shí),表明冷凝熱全部用來預(yù)熱空氣.φ的大小會(huì)影響溶液與空氣的入口端參數(shù),從而影響系統(tǒng)的再生性能,最終影響到除濕器性能以及系統(tǒng)的整體性能. 模擬過程中只改變?chǔ)?保持其它參數(shù)不變. 再生側(cè)采用的回風(fēng)工況為溫度26 ℃,含濕量12.6 g/kg. 其它具體參數(shù)工況見表2.

表2 參數(shù)工況Table 2 Parameter conditions

從圖4(a)中可以看出,隨著φ從0增加到1,系統(tǒng)運(yùn)行平衡時(shí)的除濕溶液入口濃度Xs,d,in的數(shù)值不斷減小,系統(tǒng)除濕量也呈現(xiàn)下降的趨勢.Xs,d,in的數(shù)值減小說明了系統(tǒng)的再生能力出現(xiàn)了弱化,再生后溶液的濃度越來越小,因此進(jìn)入除濕側(cè)的溶液濃度不斷下降. 可見,相較于用于加熱溶液,冷凝熱量用于加熱空氣更不利于再生. 在溶液溫度不變的前提下,濃度變小,溶液的等效含濕量就會(huì)升高,空氣與溶液間的傳質(zhì)驅(qū)動(dòng)力隨之降低. 因此,除濕量隨著φ的增加由0.56 g/s降低到了0.4 g/s,下降了28.57%. 圖4(b)中空氣獲得的總冷量Qa與系統(tǒng)性能系數(shù)COPsys隨著φ的增加也呈現(xiàn)下降的趨勢,因?yàn)殡S著除濕效果變差,空氣中遷移到除濕溶液的水蒸氣量減少,隨之失去的潛熱量減少,導(dǎo)致空氣除濕前后的焓降減小. 由此可見,φ的增加會(huì)對(duì)整個(gè)系統(tǒng)性能產(chǎn)生消極的影響. 因此,熱泵系統(tǒng)的冷凝熱全部用來加熱空氣并不是明智的方法,在必須設(shè)置空氣冷凝器的熱泵系統(tǒng)中,增設(shè)溶液冷凝器是對(duì)系統(tǒng)性能提升有利的措施,并且可以通過改善溶液冷凝器性能,使其盡可能承載更多的冷凝熱量,來提高系統(tǒng)整體性能.

圖4 冷凝熱分配比的影響Fig.4 Influence of condensation heat distribution ratio

3.2 再生側(cè)回風(fēng)比的影響

定義回風(fēng)比Rhf為室內(nèi)回風(fēng)量與總再生風(fēng)量的比值.Rhf從0變化到1的過程包含了系統(tǒng)的再生空氣完全來自室內(nèi)回風(fēng)、室外新風(fēng),以及再生空氣由新風(fēng)與回風(fēng)混合的三種情況. 現(xiàn)研究Rhf從0到1變化時(shí)對(duì)系統(tǒng)產(chǎn)生的影響. 其中回風(fēng)工況取值與上節(jié)相同,新風(fēng)工況即為除濕器進(jìn)口空氣參數(shù)工況. 具體參數(shù)如表3 所示.

表3 參數(shù)工況Table 3 Parameter conditions

由圖5可知,當(dāng)Rhf由0逐漸增加到1時(shí),Xs,d,in和除濕量逐漸上升,其中除濕量從0.42 g/s上升到了0.55 g/s,上升了30.95%.Qa和COPsys也呈上升趨勢,其中COPsys從2.84上升到了3.41,上升了20.07%.當(dāng)Rhf逐漸增大時(shí),室內(nèi)回風(fēng)在再生空氣中的含量逐漸增加,再生空氣的溫度與含濕量不斷下降,雖然此時(shí)空氣溫度降低,但其與空氣冷凝器間溫差增加,換熱增強(qiáng),出冷凝器進(jìn)再生器的空氣溫度只是略有降低. 但空氣的含濕量的減少會(huì)使再生過程中溶液與空氣間的傳質(zhì)驅(qū)動(dòng)力增加,極大地促進(jìn)了溶液再生. 兩種因素綜合之下,促進(jìn)溶液再生的作用更大,因此系統(tǒng)的再生能力逐漸增強(qiáng). 于是再生后進(jìn)入除濕側(cè)的溶液濃度會(huì)不斷上升,增強(qiáng)了溶液對(duì)空氣的除濕能力,系統(tǒng)除濕量由此增加. 此時(shí)空氣中遷移到除濕溶液中的水蒸氣量就會(huì)增加,隨之失去的潛熱量增加,導(dǎo)致空氣除濕前后的焓降增加,因此Qa上升. 隨著Rhf的增加,溫度變低的再生空氣進(jìn)入冷凝器會(huì)改善熱泵系統(tǒng)的冷凝條件,熱泵的壓縮機(jī)功耗減小. 此處,在Qa上升和熱泵壓縮機(jī)功耗降低兩重因素作用之下,系統(tǒng)性能系數(shù)COPsys有較大幅度的上升. 基于此,相較于高溫高濕度新風(fēng),用低溫低濕度的回風(fēng)再生能提升系統(tǒng)整體性能.

圖5 再生回風(fēng)比的影響Fig.5 Influence of regenerative return air ratio

3.3 冷凍水溫度的影響

由上兩節(jié)可知,通過改變系統(tǒng)再生側(cè)的相關(guān)參數(shù),系統(tǒng)的再生性能受到的影響會(huì)傳遞到系統(tǒng)除濕側(cè)從而影響到系統(tǒng)的整體性能. 本節(jié)通過改變除濕側(cè)冷凍水入口溫度tw,in,研究該參數(shù)變化對(duì)系統(tǒng)性能的影響. 具體參數(shù)工況如表4所示.

表4 參數(shù)工況Table 4 Parameter conditions

由圖6可知,當(dāng)tw,in由14 ℃上升到18 ℃時(shí),除濕量與Qa都在逐漸下降,其中除濕量由0.54g/s下降到0.5g/s;但Xs,d,in和COPsys卻逐漸上升,其中COPsys由2.96上升到了3.46,上升了16.9%. 因?yàn)楫?dāng)tw,in升高時(shí),預(yù)冷后進(jìn)除濕器的溶液溫度升高,這會(huì)降低溶液對(duì)空氣的除濕能力,導(dǎo)致了除濕量與Qa的下降. 由圖6(c)可知,制取冷凍水的冷水機(jī)組的功耗Ncom,w隨著tw,in的升高而降低,再對(duì)比圖6(b),發(fā)現(xiàn)Ncom,w降低的幅度大于Qa下降的幅度,因此COPsys是上升的. Xs,d,in上升是因?yàn)榇藭r(shí)系統(tǒng)的除濕能力降低,除濕側(cè)溶液稀釋的速度比再生側(cè)溶液濃縮的速度慢. 但溶液濃度上升會(huì)提高溶液的除濕性能,因此tw,in的升高給系統(tǒng)除濕性能帶來的消極作用在一定程度上會(huì)被Xs,d,in的上升帶來的積極作用所抵消.

圖6 冷凍水入口溫度的影響Fig.6 Effect of inlet temperature of frozen water

4 結(jié)論

本文搭建了一種與熱泵相結(jié)合的預(yù)冷型溶液除濕空調(diào)系統(tǒng)實(shí)驗(yàn)臺(tái),并建立了與之吻合度良好的數(shù)學(xué)模型,模擬研究了系統(tǒng)再生側(cè)與除濕側(cè)相關(guān)參數(shù)對(duì)系統(tǒng)的影響,得到以下結(jié)論:

(1)隨著熱泵冷凝熱分配比φ由0增加到1,系統(tǒng)的再生能力逐漸變差,從而導(dǎo)致系統(tǒng)除濕能力降低了28.57%,系統(tǒng)性能系數(shù)也隨之下降. 因此,熱泵冷凝熱應(yīng)盡可能用來預(yù)熱再生溶液.

(2)隨著再生側(cè)回風(fēng)比Rhf由0增加到1,系統(tǒng)的再生能力不斷提高,系統(tǒng)的除濕能力和性能系數(shù)分別上升30.95%和20.07%. 因此,利用回風(fēng)再生溶液可以有效提高系統(tǒng)的整體性能.

(3)隨著冷凍水入口溫度的上升,系統(tǒng)性能系數(shù)會(huì)上升,系統(tǒng)的除濕能力卻會(huì)下降. 但來自再生側(cè)的調(diào)節(jié)會(huì)在一定程度上抵消冷凍水入口溫度給系統(tǒng)除濕能力帶來的消極影響.