查小波 張 倫 張小松

(東南大學能源與環(huán)境學院, 南京 210096)

傳統(tǒng)熱泵驅(qū)動的蒸發(fā)冷卻冷凝除濕新風系統(tǒng)將室外新風溫度降到露點以下,使空氣中的水蒸氣凝結(jié)并排出,達到對新風降溫除濕的目的.該除濕方式系統(tǒng)簡單,但為達到除濕要求,需將空氣溫度降到露點以下,且需要對送風再加熱,造成冷熱抵消,浪費能量.

蒸發(fā)冷卻技術利用空氣與水的熱濕傳遞獲得冷量,被視為一種節(jié)能、經(jīng)濟且綠色環(huán)保的制冷方式.該空氣處理方式越來越受到重視,研究人員提出了許多相關系統(tǒng)流程,包括直接蒸發(fā)冷卻、間接蒸發(fā)冷卻以及將二者相結(jié)合的技術[1].黃翔[2-3]總結(jié)了國內(nèi)外直接蒸發(fā)冷卻器、間接蒸發(fā)冷卻器、多級蒸發(fā)冷卻空調(diào)系統(tǒng)和除濕與蒸發(fā)冷卻相結(jié)合空調(diào)系統(tǒng)的理論與應用研究成果,提出了蒸發(fā)冷卻新風空調(diào)集成系統(tǒng),并做了詳細設計與方案構(gòu)想,認為蒸發(fā)冷卻(除濕)技術與機械制冷、能量回收、空氣過濾、吸收(附)分離及變風量控制等所集成的空調(diào)系統(tǒng)將在新風空調(diào)系統(tǒng)中發(fā)揮明顯的優(yōu)勢.最近實驗研究顯示蒸發(fā)冷卻技術可制取比環(huán)境絕熱飽和溫度高3 K的冷水,可為風機盤管、冷輻射頂板等顯熱制冷系統(tǒng)提供有效的冷源[4].Heidarinejad等[5]構(gòu)建了兩級間接/直接蒸發(fā)冷卻系統(tǒng),實驗結(jié)果顯示該系統(tǒng)具有在各種空氣狀態(tài)下提供舒適條件的潛力,系統(tǒng)能耗只有機械蒸汽壓縮制冷系統(tǒng)的33%.Delfani等[6]采用間接蒸發(fā)冷卻技術(IEC)預冷機械制冷系統(tǒng)入口空氣,結(jié)果顯示該技術在幾個主要城市的供冷季節(jié)可承擔75%的冷負荷,減少55%的電能消耗.Hajidavalloo等[7]提出一種將蒸發(fā)冷卻技術應用于空調(diào)冷凝器的新系統(tǒng),并進行了實驗研究,結(jié)果表明空氣進入冷凝器前溫度已明顯降低,新系統(tǒng)功耗降低了約16%,性能系數(shù)提高了約55%,熱力學性能得到顯著改善.

上述研究表明蒸發(fā)冷卻技術具有較大節(jié)能潛力,與其他制冷系統(tǒng)設備相結(jié)合可顯著減少整個系統(tǒng)的能耗.孫鐵柱等[8]在總結(jié)幾種蒸發(fā)冷卻式冷水機組的優(yōu)缺點后,認為蒸發(fā)冷卻與機械制冷復合高溫冷水機組可利用室外空氣也可利用室內(nèi)排風,應根據(jù)建筑物特點及室外氣候條件確定.本文根據(jù)傳統(tǒng)熱泵驅(qū)動的蒸發(fā)冷卻冷凝除濕新風系統(tǒng)除濕負荷大、室內(nèi)回風能量利用率低等特點,提出系統(tǒng)流程的改進方式,建立改進流程的系統(tǒng)仿真模型,并對模型進行實驗數(shù)據(jù)驗證.

1 傳熱傳質(zhì)模型

圖1為一個常規(guī)熱泵驅(qū)動的蒸發(fā)冷卻冷凝除濕新風系統(tǒng)工作原理圖,該新風系統(tǒng)由熱泵循環(huán)和噴淋填料組成.室外新風經(jīng)過表冷器降溫除濕后送入室內(nèi),室內(nèi)回風進入噴淋填料經(jīng)蒸發(fā)冷卻制取冷水進入冷凝器降低冷凝溫度,后排至室外.噴淋填料中空氣與水采用叉流的熱質(zhì)交換方式.圖中,Fin,Fout,Rin,Rout分別表示新風、送風、回風、排風狀態(tài)點；Win,Wout分別表示進、出口水狀態(tài)點.

圖1 基礎流程系統(tǒng)原理圖

采用性能系數(shù)COP評價該系統(tǒng),計算式如下:

(1)

(2)

(3)

式中,Wpump為水泵功耗,kW.

1.1 叉流噴淋填料模型

在分析空氣與水直接接觸的熱質(zhì)交換過程中,本文采用如下假設[9]:① 水與空氣的熱質(zhì)交換過程是穩(wěn)態(tài)的,與環(huán)境之間不存在熱質(zhì)交換；② 過程絕熱,傳熱阻力集中在空氣側(cè)；③ 水均勻噴灑,傳熱與傳質(zhì)界面相同；④ 不考慮軸向的熱濕傳遞.基于以上假設,叉流填料裝置可以簡化為二維傳熱傳質(zhì)問題.將叉流噴淋填料沿空氣與水流方向劃分為多個微元控制體,控制體內(nèi)熱質(zhì)交換遵守能量守恒和質(zhì)量守恒,計算式分別為[10]

(4)

(5)

熱質(zhì)傳遞方程分別為

(6)

(7)

方程(4)～(7)描述了每一個微元控制體內(nèi)空氣與水的熱質(zhì)交換過程,其數(shù)值求解過程是將這些控制方程離散,根據(jù)邊界條件逐步求出每一個微元體中空氣與水的進出口參數(shù)[11].

1.2 表冷器模型

干工況時空氣側(cè)的換熱系數(shù)采用j因子法計算,Webb[12]給出了不少于四排管的j因子表達式,對于少于四排管也給出了建議計算式.濕工況時空氣側(cè)換熱系數(shù)與干工況時非常接近.水側(cè)換熱系數(shù)采用Gnielinski[13]提出的關聯(lián)式計算時與實驗數(shù)據(jù)較為吻合.

將表冷器盤管沿空氣流動方向離散化為多個微元控制體,假定一個出水溫度,根據(jù)空氣和盤管參數(shù)計算沿空氣流方向的每個控制體的傳熱量.將最后計算得到的進口水溫與已知值比較,如果誤差超過允許范圍，重新設定出水溫度進行迭代計算,直至誤差達到允許范圍[14].

在表冷器模型的計算與求解過程中,近似認為肋片內(nèi)的熱流是一維的,只在肋片的伸展方向,即肋片的溫度沿肋片伸展方向一維分布.當表冷器管排數(shù)超過3排時,管外空氣與管內(nèi)水的流動可以認為是逆流的.基于以上簡化和假設,表冷器干工況時翅片導熱微分方程為

(9)

表冷器濕工況時,翅片導熱微分方程為

(10)

式中,tf和ta分別為翅片和空氣的溫度,℃；ωf為翅片表面水膜的等效含濕量,kg/kg；αa為顯熱換熱系數(shù),W/(m2·K)；P為翅片橫截面周長,m；Kf為翅片導熱系數(shù),W/(m·K)；A0為翅片橫截面積,m2；αD為空氣與水之間的質(zhì)交換系數(shù),kg/(m2·s)；i0為水的汽化潛熱,J/kg.

2 基礎流程性能分析

2.1 叉流噴淋填料的性能評價

文獻[15]提出對于傳遞過程,存在顯熱傳遞溫差或傳質(zhì)含濕量差,即存在傳遞損失,因此空氣干球和露點溫差越小,蒸發(fā)冷卻過程的性能越好.作為全熱回收模塊的核心組成部分,噴淋填料傳熱傳質(zhì)性能直接影響整個系統(tǒng)熱回收的效率.本文采用熱學參數(shù)評價模塊性能,在標準大氣壓下濕空氣與水的值采用文獻[15]中的公式計算.空氣值Ea和水值Ew計算式分別為

(11)

(12)

(13)

(14)

式中,cp,h為空氣比定壓熱容,kJ/(kg·℃)；Ra為空氣的氣體常數(shù)；熱計算的參考溫度TR取周圍環(huán)境溫度,K；濕計算的參考含濕量ωR取環(huán)境溫度TR對應的飽和空氣含濕量,kg/kg；cp,w為水的比定壓熱容,kJ/(kg·℃)；Ew,in和Ew,out分別為水的進出口值,kJ/kg；Ea,in和Ea,out分別為空氣的進出口值,kJ/kg;T,Tw分別為空氣和水的溫度；ω為空氣含濕量.

表1是當噴淋填料的傳質(zhì)單元數(shù)NTUm為2時,不同進口空氣溫度下的模擬結(jié)果.進口空氣含濕量為12.6 g/kg,進口水溫為22.0 ℃,空氣與水的流量均為1 kg/s,參考狀態(tài)選擇TR=30 ℃,ωR=27.2 g/kg.

根據(jù)表1中的空氣進出口參數(shù),由式(11)～(14)計算得到濕空氣與水的進出口值、損失和效率,得到圖2所示的空氣與水熱質(zhì)交換過程性能曲線.由圖可知，空氣與水在噴淋填料中進行熱質(zhì)交換,在其他參數(shù)保持不變的情況下,空氣投入和水得到隨空氣干球溫度降低而增加,過程的損失先下降后有所增加.顯熱損失由空氣與水的溫差及顯熱換熱量決定,濕損失由濕空氣露點與水的濕差及傳濕量決定,隨著濕空氣干球溫度不斷降低,噴淋塔中空氣與水的溫差先減少后增加,顯熱換熱量同樣先減少后增加,導致顯熱損失先減少后增加.空氣與水濕差及傳濕量隨著濕空氣干球溫度的降低而減少,傳濕量減少導致濕損失減少,顯熱損失較濕損失變化量要大,總損失先減少后增加.當進口空氣溫度由26 ℃降到18 ℃(飽和狀態(tài))時,過程的利用效率由0.55增加到0.84,而增速不斷降低直至接近零.因此,可適當降低進口濕空氣干球溫度來提高空氣與水熱質(zhì)交換過程的利用效率.

表1 空氣與水的進出口參數(shù)

圖2 空氣與熱濕交換過程性能曲線

2.2 基礎流程典型狀態(tài)下性能分析

由圖1所示基礎流程系統(tǒng)原理圖可知，室外新風直接進入熱泵表冷器(蒸發(fā)器)，經(jīng)冷凝除濕后送入室內(nèi),表冷器承擔全部顯熱和潛熱量,因此新風系統(tǒng)表冷器負荷較大,降低了系統(tǒng)整體能效.以典型室外空氣狀態(tài)為例,當室外新風溫度、含濕量、流量分別為36 ℃,24.7 g/kg,5 000 m3/h,室內(nèi)回風溫度、含濕量、流量分別為26 ℃,12.6 g/kg,5 000 m3/h,表冷器換熱能力為5.5 kW/K,與熱泵機組冷凝器相連的噴淋填料循環(huán)水流量為3.5 kg/s,噴淋填料傳質(zhì)單元數(shù)NTUm=5時,模擬得到新風經(jīng)過表冷器后的出口溫度、含濕量分別為12 ℃,9 g/kg,熱泵機組冷凝溫度為38.9 ℃,蒸發(fā)溫度為3.8 ℃.圖3為空氣處理過程焓濕圖.可知新風進入表冷器前相對濕度為65%,新風與送風的焓差達到64.5 kJ/kg,全都由表冷器承擔；回風在進入噴淋填料前的相對濕度為60%,遠離飽和狀態(tài),冷凝器回水溫度36.5 ℃,噴淋填料進口處空氣與水傳熱溫差達10.5 ℃,含濕量差達27.3 g/kg,由2.1節(jié)可知,過程的回風利用率低.由式(1)～(3)計算得熱泵機組壓縮機性能系數(shù)COP為4.89,新風系統(tǒng)總性能系數(shù)COP為3.96.

圖3 基礎流程空氣處理過程焓濕圖

3 系統(tǒng)優(yōu)化

3.1 流程Ⅰ:增加回風全熱回收模塊

由2.2節(jié)可知基礎流程的表冷器負荷大,室內(nèi)回風能量利用率低.蒸發(fā)冷卻全熱回收技術節(jié)能潛力大,設備簡單可靠,考慮在該新風系統(tǒng)基礎流程的基礎上進行優(yōu)化,增加基于室內(nèi)回風的單級全熱回收模塊,構(gòu)建蒸發(fā)冷卻冷凝除濕復合新風處理系統(tǒng),如圖4所示,單級全熱回收模塊由表冷器1和噴淋填料1組成,通過循環(huán)水相連.圖中R1為噴淋填料1出口空氣狀態(tài)點；F1為表冷器1出口空氣狀態(tài)點；W1,in,W1,out為表冷器進、出口水狀態(tài)點；W2,in,W2,out為冷凝器進、出口水狀態(tài)點.

在圖4所示改進流程Ⅰ系統(tǒng)原理圖中，保持噴淋填料總傳質(zhì)單元數(shù)NTUm及表冷器總換熱能力不變,提升全熱回收模塊的傳熱傳質(zhì)能力,得到不同占比下系統(tǒng)的各性能參數(shù),如表2所示.表中模塊全熱回收效率和排風效率是采用文獻[16]中的公式計算得到.

圖4 改進流程Ⅰ系統(tǒng)原理圖

全熱回收傳熱傳質(zhì)性能所占比例/%020304060表冷器1全熱回收量/kW017.422.426.131.3模塊全熱回收效率00.250.330.380.46排風效率00.300.380.440.52表冷器2制冷量/kW107.790.285.381.476.3蒸發(fā)溫度/℃3.853.603.142.44-0.51冷凝溫度/℃38.8740.4941.0841.6743.22壓縮機功耗/kW21.919.519.018.820.1壓縮機COP4.904.634.494.333.80系統(tǒng)COP3.964.204.304.294.09

開始階段，隨著全熱回收模塊傳熱傳質(zhì)能力所占比例的增加,室外新風進入熱泵表冷器2前先經(jīng)過表冷器1的預冷,表冷器1承擔新風的顯熱負荷,表冷器2的負荷量減少,進而降低壓縮機功耗.表冷器2換熱面積減少導致蒸發(fā)溫度下降,回風經(jīng)過噴淋填料1后已進行熱回收,進入噴淋填料2后可回收的能量減少,冷凝溫度上升.蒸發(fā)溫度的下降及冷凝溫度的上升都會降低壓縮機能效,此時二者變化量較小,系統(tǒng)總COP受表冷器負荷減少的影響更大,因此開始階段系統(tǒng)COP是逐漸增加的.當全熱回收模塊傳熱傳質(zhì)能力所占比例繼續(xù)增加時,壓縮機蒸發(fā)溫度加速下降,冷凝溫度也有加速上升的趨勢,造成壓縮機功耗迅速上升,超過表冷器負荷減少的影響,系統(tǒng)COP又開始減少，如圖5所示.因此,該復合新風系統(tǒng)COP總體呈現(xiàn)先上升后下降趨勢,最優(yōu)COP值約在全熱回收模塊所占比例為30%時.此時，全熱回收量為26.1 kW,占系統(tǒng)總制冷量的24.3%.相比于圖1基礎流程新風系統(tǒng),表冷器2蒸發(fā)溫度降低0.71 ℃,冷凝溫度上升2.21 ℃,壓縮機功耗降低2.9 kW,COP減少0.41,系統(tǒng)總功耗降低1.9 kW,COP提升0.33.圖6為此時新回風空氣處理過程焓濕圖,可看出新風經(jīng)過表冷器1預冷后溫度降低8.8 ℃,相對濕度由65%增加到90%,因此全熱回收模塊承擔了新風幾乎所有顯熱負荷,熱泵表冷器2主要承擔新風濕負荷.

圖5 系統(tǒng)各參數(shù)變化曲線

圖6 改進流程Ⅰ空氣處理過程焓濕圖

3.2 流程Ⅱ:增加送風顯熱回收模塊

由2.1節(jié)可知,在空氣與水直接接觸的熱質(zhì)交換過程中,空氣越接近飽和狀態(tài),全熱回收過程利用效率越高.對于改進流程Ⅰ,室內(nèi)回風直接進入全熱回收模塊噴淋填料1,回風溫度26 ℃,相對濕度為60%,與水熱質(zhì)交換過程中的損失較大；新風經(jīng)過表冷器2的降溫除濕后只有12.4 ℃,低于18 ℃的送風溫度要求,不宜直接送入室內(nèi).因此,考慮在改進流程Ⅰ的基礎上再增加送風顯熱回收裝置,得到如圖7所示改進流程Ⅱ,該顯熱回收裝置由2個表冷器組成,通過水循環(huán)連接.新風經(jīng)過表冷器3的顯熱回收后溫度升高,可直接送入室內(nèi).室內(nèi)回風在進入噴淋塔1之前,先經(jīng)過表冷器4的降溫過程,此時回風與水的熱質(zhì)傳遞過程更貼近于飽和線,提高系統(tǒng)全熱回收效率.該過程制備出的冷卻水極限溫度接近室內(nèi)回風的露點溫度,進一步增強全熱回收模塊表冷器1對新風的預冷能力,表冷器2的負荷減少,熱泵機組蒸發(fā)溫度上升.較低溫度的回風進入最后一級噴淋塔2可降低熱泵機組的冷凝溫度,使壓縮機處于更佳運行工況,功耗降低,進而提高新風系統(tǒng)總體能效.

圖7 改進流程Ⅱ系統(tǒng)原理圖

室外新風溫度、含濕量為36 ℃,24.7 g/kg,室內(nèi)回風溫度、含濕量為26 ℃,12.6 g/kg,噴淋塔1和塔2的循環(huán)水流量分別為1.5,3.5 kg/s,傳質(zhì)單元數(shù)NTUm分別為1.5,3.5,表冷器1,2的換熱能力分別為1.66,3.84 kW/K時,不同顯熱換熱能力下改進流程Ⅱ系統(tǒng)各性能參數(shù)變化曲線如圖8所示.由圖可知,隨著顯熱換熱器換熱能力的增加,熱泵機組蒸發(fā)溫度上升,冷凝溫度下降,壓縮機和系統(tǒng)COP均上升.

圖8 系統(tǒng)性能隨顯熱換熱器換熱能力變化曲線

當顯熱換熱器的換熱能力為1.18 kW/K時,即表3中工況3,得到如圖9所示空氣處理過程,新風系統(tǒng)的送風溫度為18 ℃,含濕量量為9 g/kg,滿足送風溫濕度要求.此時相比于不做顯熱回收的工況1,回收了9.68 kW的顯熱,熱泵表冷器2冷負荷減少3.6 kW,蒸發(fā)溫度升高0.24 ℃,冷凝溫度降低0.5 ℃,壓縮機COP相比于不做顯熱回收時提高0.09,新風系統(tǒng)COP提高0.12.若繼續(xù)提升顯熱換熱器的換熱能力雖然可以進一步提高全熱回收模塊的熱回收效率和新風系統(tǒng)性能,但送風溫度會上升,不滿足送風溫度要求,因此換熱能力應根據(jù)送風溫濕度要求設定.

表3 系統(tǒng)各參數(shù)隨顯熱換熱器換熱能力變化

圖9 改進流程Ⅱ空氣處理過程焓濕圖

3.3 采用多級全熱回收

對于全熱回收模塊,將模塊做成多級使得傳熱傳質(zhì)過程更加匹配,可提升全熱回收過程的效率.當將圖9所示改進流程Ⅱ系統(tǒng)全熱回收模塊做成兩級和三級時,得到圖10所示新風系統(tǒng)COP隨全熱回收模塊傳熱傳質(zhì)占比變化曲線圖.由圖10(a)可知,當不考慮增加的水泵功耗,系統(tǒng)COP隨模塊級數(shù)增加而增加,級數(shù)越多,最優(yōu)COP對應的全熱回收占比越大.圖10(b)為考慮水泵功耗變化曲線,當全熱回收模塊所占比例低于50%時,增加填料級數(shù)帶來的熱回收量增加不足以彌補水泵功耗的增加,系統(tǒng)COP略有下降,隨著所占比例增大,熱回收量增加,當所占比例超過60%時,增加填料級數(shù)帶來的熱回收量增加超過水泵功耗,系統(tǒng)COP才有小幅提升,此時并不是新風系統(tǒng)最優(yōu)COP對應的全熱回收占比.在系統(tǒng)最優(yōu)COP處,將全熱回收模塊由單級做成兩級時COP降低0.4,由兩級做成三級再降低0.65.因此,考慮水泵功耗的增加,多級全熱回收帶來的效益難以提升系統(tǒng)COP,在實際機組的設計過程中,不宜將全熱回收模塊的級數(shù)設置過多,一般設兩級互為備用.

(a) 不考慮水泵功耗

(b) 考慮水泵功耗

4 實驗對比

圖11為采用兩級全熱回收新風系統(tǒng)原理圖.基于該原理圖搭建了圖12所示蒸發(fā)冷卻冷凝除濕復合新風系統(tǒng)實驗裝置,實驗裝置包括新回風、循環(huán)水程、數(shù)據(jù)測量及控制系統(tǒng)等4個部分.該新風處理機組的額定新風量為5 000 m3/h,回風量為5 000 m3/h,機組尺寸為3 400 mm×3 000 mm×2 035 mm,新風流程和回風流程左右對稱布置,機組中設有金屬孔網(wǎng)初效過濾器、擋水板和補水箱等裝置.

為保證測量準確及數(shù)據(jù)的完整性,實驗裝置中布置有溫濕度傳感器及測量儀表,用于測量回風狀態(tài)點Rin,R2,R3,R3,Rout及送風狀態(tài)點Fin,F1,F2,F3,Fout處的干濕球溫度、噴淋塔進出口處循環(huán)水的溫度、循環(huán)水泵及壓縮機功耗.所有傳感器均接入數(shù)據(jù)采集儀中,用于數(shù)據(jù)處理與分析.

圖11 采用兩級全熱回收的新風系統(tǒng)原理圖

圖12 蒸發(fā)冷卻冷凝除濕復合新風系統(tǒng)實驗裝置圖

當室外新風溫度為34.7 ℃,含濕量為24.0 g/kg,回風溫度為26.9 ℃,含濕量為11.7 g/kg時,實驗得到送風溫度為20.4 ℃,含濕量為8.9 g/kg,排風溫度為37.2 ℃,含濕量為39.3 g/kg.圖13為各狀態(tài)點模擬結(jié)果與實驗測試結(jié)果在焓濕圖上的對比,可知回風溫濕度參數(shù)的模擬值與實驗值誤差較小,均在5%范圍內(nèi),新風狀態(tài)點F1,F2溫濕度誤差稍大,但不超過15%.

圖13 實驗值與模擬值對比

5 結(jié)論

1) 傳統(tǒng)新風系統(tǒng)的熱泵表冷器承擔室外新風全部顯熱和潛熱量,具有負荷大、室內(nèi)回風與水的熱質(zhì)傳遞過程遠離飽和線、傳熱傳質(zhì)過程中不可逆損失大等問題.

2) 保持系統(tǒng)總傳熱傳質(zhì)能力不變,增加由表冷器和噴淋填料組成的單級全熱回收模塊,得到改進流程Ⅰ,當全熱回收模塊傳熱傳質(zhì)能力占系統(tǒng)總傳熱傳質(zhì)能力在30%附近時，系統(tǒng)性能最優(yōu).

3) 在改進流程Ⅰ的基礎上增加一級送風顯熱回收模塊,一方面可以提升送風溫度,可直接送入室內(nèi),無需再熱,另一方面回(排)風在進入噴淋填料前接近飽和狀態(tài),提升熱質(zhì)傳遞過程利用效率,降低了壓縮機功耗,提高了新風系統(tǒng)總體能效.

4) 采用多級全熱回收有利于提高全熱回收模塊傳熱傳質(zhì)性能,但會增加循環(huán)水泵功耗,基本不能提升新風系統(tǒng)整體能效.