蒸發(fā)冷卻預(yù)冷式復(fù)合空調(diào)系統(tǒng)在熱帶潮濕環(huán)境下的性能

崔 鑫,張思聰,閆偉超,金立文,孟祥兆

(西安交通大學(xué) 人居環(huán)境與建筑工程學(xué)院,陜西 西安 710049)

0 引 言

間接蒸發(fā)冷卻器通常可采用板式濕表面換熱器形式[1],產(chǎn)出空氣在交替的通道中流動(dòng)并利用冷卻的濕側(cè)(工作空氣)作為其冷源[2]。間接蒸發(fā)式換熱器(IEHX)最適用于炎熱干旱地區(qū)[3],因?yàn)樗ㄟ^水的蒸發(fā)來降低空氣溫度[4]。利用干燥氣候條件下的干空氣，能使蒸發(fā)冷卻技術(shù)在“一帶一路”沿線國家具有良好的適用性[5]。另外,蒸發(fā)冷卻技術(shù)在數(shù)據(jù)中心[6]、醫(yī)院、工廠等場所有著廣泛的應(yīng)用前景[7]。然而,在炎熱潮濕的氣候條件下,單個(gè)間接蒸發(fā)冷卻裝置通常不足以提供舒適的建筑室內(nèi)熱濕環(huán)境[8]。

本文提出的復(fù)合式蒸發(fā)預(yù)冷空調(diào)系統(tǒng),在傳統(tǒng)的機(jī)械蒸汽壓縮機(jī)組之前,采用間接蒸發(fā)換熱器作為預(yù)冷裝置。與熱帶地區(qū)的外界潮濕空氣相比,建筑物的排氣溫度通常較低[9]。如果在間接蒸發(fā)式換熱器中利用排氣作為工作空氣預(yù)冷外界的潮濕空氣,當(dāng)板溫低于露點(diǎn)溫度時(shí),室外空氣可能會(huì)在產(chǎn)出空氣通道中冷凝[10]。由于空氣在干側(cè)產(chǎn)品通道中可能發(fā)生冷凝[11],所以在間接蒸發(fā)式換熱器中會(huì)發(fā)生更為復(fù)雜的空氣處理過程[12]。此外,通過預(yù)冷過程,這種復(fù)合式空調(diào)系統(tǒng)將具有很大的節(jié)能潛力。當(dāng)前的工作旨在進(jìn)一步擴(kuò)大蒸發(fā)冷卻技術(shù)在熱帶潮濕地區(qū)的應(yīng)用范圍，通過建立間接蒸發(fā)式換熱器以及冷卻盤管的數(shù)值模型來研究其空氣處理性能。

1 研究方法

圖 1 復(fù)合式蒸發(fā)預(yù)冷空調(diào)系統(tǒng)的原理圖Fig.1 Schematic diagram of the hybrid evaporative cooling air-conditioning system

在間接蒸發(fā)換熱器中,假設(shè)濕空氣是穩(wěn)態(tài)且不可壓縮的,則氣流的控制方程為

(1)

(2)

(3)

(4)

空氣入口邊界條件：

ua=ua,in,va=0,Ta=Ta,in,ca=ca,in

(5)

空氣出口邊界條件：

(6)

式中：ua為空氣在x軸方向流速，m/s；va為空氣在y軸方向流速，m/s;ρa(bǔ)為空氣密度，kg/m3；p為壓強(qiáng)，kPa;Ta為空氣溫度，℃;ca為空氣中水蒸氣濃度，mol/m3。

在水膜表面的交界面條件下

(7)

式中:kw為水的導(dǎo)熱系數(shù)，W/(m·℃)；MH2O為水分子的摩爾質(zhì)量，kg/mol；Da為擴(kuò)散系數(shù)，m2/s；Hfg為水蒸發(fā)潛熱，kJ/kg。

本文通過利用COMSOL Multiphysics軟件構(gòu)建間接蒸發(fā)冷卻換熱過程的控制方程和邊界條件。

云南省確定126家企業(yè)為“十三五”期間全國民族特需商品定點(diǎn)生產(chǎn)企業(yè) 根據(jù)國家相關(guān)要求，經(jīng)省民族宗教委、省財(cái)政廳、中國人民銀行昆明市中心支行審核批準(zhǔn)，確定昆明斑銅廠有限公司等126家企業(yè)為云南省“十三五”期間全國民族特需商品定點(diǎn)生產(chǎn)企業(yè)。126個(gè)企業(yè)遍及16個(gè)州市，幾乎涵蓋了服裝鞋帽等少數(shù)民族群眾生產(chǎn)生活的各個(gè)方面。

在預(yù)冷的間接蒸發(fā)換熱器處理之后，再通過傳統(tǒng)空氣處理機(jī)組中的冷卻盤管進(jìn)一步調(diào)節(jié)空氣的送風(fēng)狀態(tài)點(diǎn)。冷卻盤管的計(jì)算域以及網(wǎng)格劃分采用“row-by-row”方法[11]。

冷凍水和空氣的總傳熱量為

ΔQ(i,j)=mwcpw(Tw(i,j+1)-Tw(i,j))

(8)

式中：Q為換熱量，kW；mw為冷凍水流速，kg/s；cpw為水的比熱容，kJ/(kg·℃)。

ΔQ(i,j)=ma(ia(i,j)-ia(i+1,j))

(9)

式中:ma為空氣流速，kg/s；ia為空氣的焓，kJ/kg。

考慮對(duì)流傳熱,可以得到

ΔQ(i,j)=hiΔAi(Ts,m(i,j+1)-Tw,m(i,j))

(10)

式中：hi為管內(nèi)側(cè)對(duì)流換熱系數(shù)，kW/( m2·℃)；Ai為內(nèi)側(cè)面積，m2。

ΔQ(i,j)=hoΔAoηs(Ta,m(i,j)-Ts,m(i,j))+

hfghmΔAoηs(ωa,m(i,j)-ωa,m(i,j))

(11)

式中:ho為管外側(cè)對(duì)流換熱系數(shù)，kW/( m2·℃)；Ao為外側(cè)面積，m2；ω為含濕量，kg/kg。

下一個(gè)網(wǎng)格的水/空氣溫度的計(jì)算如下:

(12)

(13)

基于以上數(shù)學(xué)模型，本文利用MATLAB開展了針對(duì)冷卻盤管的模擬計(jì)算。

2 結(jié)果與分析

利用計(jì)算模型,在熱濕氣候條件下,研究針對(duì)間接蒸發(fā)換熱器和冷卻盤管的性能。

2.1 數(shù)學(xué)模型驗(yàn)證

首先,利用文獻(xiàn)[13]獲得的間接蒸發(fā)換熱器的實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)驗(yàn)證該數(shù)學(xué)模型。在模擬中重現(xiàn)了文獻(xiàn)[13]的實(shí)驗(yàn)條件。圖2將模擬計(jì)算的出口空氣溫度與實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行比較。從圖2可以看出,該數(shù)值模型能夠準(zhǔn)確預(yù)測,最大誤差約為5%。

其次,利用從文獻(xiàn)[14]中獲得的實(shí)驗(yàn)結(jié)果來驗(yàn)證冷卻盤管的數(shù)學(xué)模型。數(shù)學(xué)模型計(jì)算得到的出口空氣溫度與實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)[14]進(jìn)行比較驗(yàn)證,結(jié)果如表1所示。從表1可以看出,該模型可以很好地預(yù)測冷卻盤管的性能,最大誤差在±9.2%之內(nèi)。

(b) 進(jìn)氣流速為6 L/s圖 2 模擬結(jié)果與逆流回復(fù)型間接蒸發(fā)換熱器的實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)比較Fig.2 Comparison between the simulationresults and the experimental data ofa counter-flow regenerative IEHX

測試序號(hào)盤管排數(shù)進(jìn)氣溫度/℃進(jìn)氣相對(duì)濕度/%質(zhì)量流量/(kg·s-1)出口空氣溫度/℃實(shí)驗(yàn)?zāi)M1四排28.6855.601.1617.4417.58 2四排25.9970.221.2017.1716.91 3四排25.9954.131.2015.2715.38 5八排23.9470.801.1313.2414.46 4八排24.5955.021.2715.8316.43 5八排27.2951.191.0413.4714.23

2.2 預(yù)冷卻的空氣處理狀態(tài)分布

針對(duì)預(yù)冷卻的間接蒸發(fā)式換熱器,研究流動(dòng)通道方向的空氣處理狀態(tài)。計(jì)算參數(shù)假定入口空氣是室外潮濕空氣(干球溫度為35 ℃,相對(duì)濕度為80%);工作空氣采用室內(nèi)排風(fēng),其干球溫度為25 ℃,相對(duì)濕度為50%。

產(chǎn)出空氣通道中的空氣溫度和含濕量分布可通過模擬計(jì)算得出，如圖3所示?？梢钥闯?產(chǎn)出空氣和板的溫度沿空氣流動(dòng)方向降低。當(dāng)換熱板溫度高于露點(diǎn)溫度時(shí),僅發(fā)生顯熱冷卻；當(dāng)板交界面溫度低于露點(diǎn)溫度時(shí),界面含濕量隨著板溫度的降低而降低。因此，產(chǎn)出空氣沿產(chǎn)品通道可達(dá)到除濕的效果。

2.3 預(yù)冷卻過程對(duì)冷凍水供水溫度的影響

圖4顯示了計(jì)算得出的產(chǎn)出空氣通過間接蒸發(fā)換熱器后溫度和含濕量的變化。在某一恒定相對(duì)濕度條件下,隨著入口空氣溫度的升高,產(chǎn)出空氣的溫度改變量和含濕量改變量都有所增加。產(chǎn)出空氣含濕量的改變量可以表明其潛熱制冷能力。從圖4還可以推斷出,間接蒸發(fā)冷卻預(yù)冷裝置可以降低空氣溫度并且使空氣中的水分冷凝。

圖 3 預(yù)冷間接蒸發(fā)換熱器中的空氣溫度和含濕量分布Fig.3 Temperature and humidity ratio profilesin the pre-cooling IEHX

(a) 空氣溫度變化量

(b) 空氣含濕量變化量圖圖 4 間接蒸發(fā)換熱器的預(yù)冷性能Fig.4 Pre-cooling performance of the IEHX

圖5展示了復(fù)合式蒸發(fā)預(yù)冷空調(diào)系統(tǒng)的空氣處理過程示例。在焓濕圖上,點(diǎn)O表示所選擇的室外空氣狀態(tài)(T=33 ℃,RH=80%),點(diǎn)R表示假定的室內(nèi)空氣狀態(tài)(T=24 ℃,RH=60%)。

由圖5可以看出,室外新風(fēng)(O)和室內(nèi)排風(fēng) (R) 首先由間接蒸發(fā)換熱器處理, 產(chǎn)品空氣被冷卻和除濕,即其狀態(tài)由點(diǎn)O到點(diǎn)P;室內(nèi)排風(fēng)在濕通道中吸收熱量和水蒸氣,從而導(dǎo)致其最終狀態(tài)為點(diǎn)W。 之后, 產(chǎn)品空氣和室內(nèi)回風(fēng)混合至點(diǎn)N。 此外, 由于復(fù)合系統(tǒng)的送風(fēng)狀態(tài)為點(diǎn)S, 與傳統(tǒng)的空氣處理機(jī)組相比, 該系統(tǒng)能夠?qū)⒗鋬鏊?yīng)溫度增加到10 ℃。

圖 5 混合式蒸發(fā)預(yù)冷空調(diào)系統(tǒng)的空氣處理過程

Fig.5 Description of the air treatment conditions for the hybrid air-conditioning system

圖6顯示了冷凍水供應(yīng)溫度與冷水機(jī)組COP之間的相關(guān)性[9]。從圖6可以看出,提高冷凍水供應(yīng)溫度能夠提高冷水機(jī)組的效率[15]。通過將供水溫度從7 ℃增加到13 ℃,平均能效比COP將從3.6增加到4.42。因此,由于冷水機(jī)組性能的提高,從而可以進(jìn)一步降低能耗。

圖 6 冷凍水供應(yīng)溫度對(duì)冷水機(jī)組COP的影響

3 結(jié) 語

本文提出了一種復(fù)合式間接蒸發(fā)冷卻預(yù)冷空調(diào)系統(tǒng)。通過建立數(shù)值模型,研究該間接蒸發(fā)換熱器在利用室內(nèi)排風(fēng)作為工作空氣工況下的傳熱傳質(zhì)性能。計(jì)算得出了預(yù)冷卻間接蒸發(fā)換熱器中的空氣溫度和含濕量的分布特性。在熱帶潮濕地區(qū)，預(yù)冷卻間接蒸發(fā)冷卻器中的工作空氣(室內(nèi)排風(fēng))有可能低于室外新風(fēng)(產(chǎn)出空氣)的露點(diǎn)溫度，因此產(chǎn)出空氣存在冷凝過程。當(dāng)換熱板界面溫度低于環(huán)境空氣露點(diǎn)溫度時(shí)，產(chǎn)出空氣的溫度、濕度均呈現(xiàn)下降趨勢(shì)。此外,該復(fù)合系統(tǒng)能夠通過降低蒸汽壓縮機(jī)組的冷負(fù)荷，從而實(shí)現(xiàn)節(jié)能效果。