蒸发冷却冷凝除湿复合新风系统优化

查小波 张 伦 张小松

(东南大学能源与环境学院, 南京 210096)

传统热泵驱动的蒸发冷却冷凝除湿新风系统将室外新风温度降到露点以下,使空气中的水蒸气凝结并排出,达到对新风降温除湿的目的.该除湿方式系统简单,但为达到除湿要求,需将空气温度降到露点以下,且需要对送风再加热,造成冷热抵消,浪费能量.

蒸发冷却技术利用空气与水的热湿传递获得冷量,被视为一种节能、经济且绿色环保的制冷方式.该空气处理方式越来越受到重视,研究人员提出了许多相关系统流程,包括直接蒸发冷却、间接蒸发冷却以及将二者相结合的技术[1].黄翔[2-3]总结了国内外直接蒸发冷却器、间接蒸发冷却器、多级蒸发冷却空调系统和除湿与蒸发冷却相结合空调系统的理论与应用研究成果,提出了蒸发冷却新风空调集成系统,并做了详细设计与方案构想,认为蒸发冷却(除湿)技术与机械制冷、能量回收、空气过滤、吸收(附)分离及变风量控制等所集成的空调系统将在新风空调系统中发挥明显的优势.最近实验研究显示蒸发冷却技术可制取比环境绝热饱和温度高3 K的冷水,可为风机盘管、冷辐射顶板等显热制冷系统提供有效的冷源[4].Heidarinejad等[5]构建了两级间接/直接蒸发冷却系统,实验结果显示该系统具有在各种空气状态下提供舒适条件的潜力,系统能耗只有机械蒸汽压缩制冷系统的33%.Delfani等[6]采用间接蒸发冷却技术(IEC)预冷机械制冷系统入口空气,结果显示该技术在几个主要城市的供冷季节可承担75%的冷负荷,减少55%的电能消耗.Hajidavalloo等[7]提出一种将蒸发冷却技术应用于空调冷凝器的新系统,并进行了实验研究,结果表明空气进入冷凝器前温度已明显降低,新系统功耗降低了约16%,性能系数提高了约55%,热力学性能得到显著改善.

上述研究表明蒸发冷却技术具有较大节能潜力,与其他制冷系统设备相结合可显著减少整个系统的能耗.孙铁柱等[8]在总结几种蒸发冷却式冷水机组的优缺点后,认为蒸发冷却与机械制冷复合高温冷水机组可利用室外空气也可利用室内排风,应根据建筑物特点及室外气候条件确定.本文根据传统热泵驱动的蒸发冷却冷凝除湿新风系统除湿负荷大、室内回风能量利用率低等特点,提出系统流程的改进方式,建立改进流程的系统仿真模型,并对模型进行实验数据验证.

1 传热传质模型

图1为一个常规热泵驱动的蒸发冷却冷凝除湿新风系统工作原理图,该新风系统由热泵循环和喷淋填料组成.室外新风经过表冷器降温除湿后送入室内,室内回风进入喷淋填料经蒸发冷却制取冷水进入冷凝器降低冷凝温度,后排至室外.喷淋填料中空气与水采用叉流的热质交换方式.图中,Fin,Fout,Rin,Rout分别表示新风、送风、回风、排风状态点；Win,Wout分别表示进、出口水状态点.

图1 基础流程系统原理图

采用性能系数COP评价该系统,计算式如下:

(1)

(2)

(3)

式中,Wpump为水泵功耗,kW.

1.1 叉流喷淋填料模型

在分析空气与水直接接触的热质交换过程中,本文采用如下假设[9]:① 水与空气的热质交换过程是稳态的,与环境之间不存在热质交换；② 过程绝热,传热阻力集中在空气侧；③ 水均匀喷洒,传热与传质界面相同；④ 不考虑轴向的热湿传递.基于以上假设,叉流填料装置可以简化为二维传热传质问题.将叉流喷淋填料沿空气与水流方向划分为多个微元控制体,控制体内热质交换遵守能量守恒和质量守恒,计算式分别为[10]

(4)

(5)

热质传递方程分别为

(6)

(7)

方程(4)～(7)描述了每一个微元控制体内空气与水的热质交换过程,其数值求解过程是将这些控制方程离散,根据边界条件逐步求出每一个微元体中空气与水的进出口参数[11].

1.2 表冷器模型

干工况时空气侧的换热系数采用j因子法计算,Webb[12]给出了不少于四排管的j因子表达式,对于少于四排管也给出了建议计算式.湿工况时空气侧换热系数与干工况时非常接近.水侧换热系数采用Gnielinski[13]提出的关联式计算时与实验数据较为吻合.

将表冷器盘管沿空气流动方向离散化为多个微元控制体,假定一个出水温度,根据空气和盘管参数计算沿空气流方向的每个控制体的传热量.将最后计算得到的进口水温与已知值比较,如果误差超过允许范围，重新设定出水温度进行迭代计算,直至误差达到允许范围[14].

在表冷器模型的计算与求解过程中,近似认为肋片内的热流是一维的,只在肋片的伸展方向,即肋片的温度沿肋片伸展方向一维分布.当表冷器管排数超过3排时,管外空气与管内水的流动可以认为是逆流的.基于以上简化和假设,表冷器干工况时翅片导热微分方程为

(9)

表冷器湿工况时,翅片导热微分方程为

(10)

式中,tf和ta分别为翅片和空气的温度,℃；ωf为翅片表面水膜的等效含湿量,kg/kg；αa为显热换热系数,W/(m2·K)；P为翅片横截面周长,m；Kf为翅片导热系数,W/(m·K)；A0为翅片横截面积,m2；αD为空气与水之间的质交换系数,kg/(m2·s)；i0为水的汽化潜热,J/kg.

2 基础流程性能分析

2.1 叉流喷淋填料的性能评价

文献[15]提出对于传递过程,存在显热传递温差或传质含湿量差,即存在传递损失,因此空气干球和露点温差越小,蒸发冷却过程的性能越好.作为全热回收模块的核心组成部分,喷淋填料传热传质性能直接影响整个系统热回收的效率.本文采用热学参数评价模块性能,在标准大气压下湿空气与水的值采用文献[15]中的公式计算.空气值Ea和水值Ew计算式分别为

(11)

(12)

(13)

(14)

式中,cp,h为空气比定压热容,kJ/(kg·℃)；Ra为空气的气体常数；热计算的参考温度TR取周围环境温度,K；湿计算的参考含湿量ωR取环境温度TR对应的饱和空气含湿量,kg/kg；cp,w为水的比定压热容,kJ/(kg·℃)；Ew,in和Ew,out分别为水的进出口值,kJ/kg；Ea,in和Ea,out分别为空气的进出口值,kJ/kg;T,Tw分别为空气和水的温度；ω为空气含湿量.

表1是当喷淋填料的传质单元数NTUm为2时,不同进口空气温度下的模拟结果.进口空气含湿量为12.6 g/kg,进口水温为22.0 ℃,空气与水的流量均为1 kg/s,参考状态选择TR=30 ℃,ωR=27.2 g/kg.

根据表1中的空气进出口参数,由式(11)～(14)计算得到湿空气与水的进出口值、损失和效率,得到图2所示的空气与水热质交换过程性能曲线.由图可知，空气与水在喷淋填料中进行热质交换,在其他参数保持不变的情况下,空气投入和水得到随空气干球温度降低而增加,过程的损失先下降后有所增加.显热损失由空气与水的温差及显热换热量决定,湿损失由湿空气露点与水的湿差及传湿量决定,随着湿空气干球温度不断降低,喷淋塔中空气与水的温差先减少后增加,显热换热量同样先减少后增加,导致显热损失先减少后增加.空气与水湿差及传湿量随着湿空气干球温度的降低而减少,传湿量减少导致湿损失减少,显热损失较湿损失变化量要大,总损失先减少后增加.当进口空气温度由26 ℃降到18 ℃(饱和状态)时,过程的利用效率由0.55增加到0.84,而增速不断降低直至接近零.因此,可适当降低进口湿空气干球温度来提高空气与水热质交换过程的利用效率.

表1 空气与水的进出口参数

图2 空气与热湿交换过程性能曲线

2.2 基础流程典型状态下性能分析

由图1所示基础流程系统原理图可知，室外新风直接进入热泵表冷器(蒸发器)，经冷凝除湿后送入室内,表冷器承担全部显热和潜热量,因此新风系统表冷器负荷较大,降低了系统整体能效.以典型室外空气状态为例,当室外新风温度、含湿量、流量分别为36 ℃,24.7 g/kg,5 000 m3/h,室内回风温度、含湿量、流量分别为26 ℃,12.6 g/kg,5 000 m3/h,表冷器换热能力为5.5 kW/K,与热泵机组冷凝器相连的喷淋填料循环水流量为3.5 kg/s,喷淋填料传质单元数NTUm=5时,模拟得到新风经过表冷器后的出口温度、含湿量分别为12 ℃,9 g/kg,热泵机组冷凝温度为38.9 ℃,蒸发温度为3.8 ℃.图3为空气处理过程焓湿图.可知新风进入表冷器前相对湿度为65%,新风与送风的焓差达到64.5 kJ/kg,全都由表冷器承担；回风在进入喷淋填料前的相对湿度为60%,远离饱和状态,冷凝器回水温度36.5 ℃,喷淋填料进口处空气与水传热温差达10.5 ℃,含湿量差达27.3 g/kg,由2.1节可知,过程的回风利用率低.由式(1)～(3)计算得热泵机组压缩机性能系数COP为4.89,新风系统总性能系数COP为3.96.

图3 基础流程空气处理过程焓湿图

3 系统优化

3.1 流程Ⅰ:增加回风全热回收模块

由2.2节可知基础流程的表冷器负荷大,室内回风能量利用率低.蒸发冷却全热回收技术节能潜力大,设备简单可靠,考虑在该新风系统基础流程的基础上进行优化,增加基于室内回风的单级全热回收模块,构建蒸发冷却冷凝除湿复合新风处理系统,如图4所示,单级全热回收模块由表冷器1和喷淋填料1组成,通过循环水相连.图中R1为喷淋填料1出口空气状态点；F1为表冷器1出口空气状态点；W1,in,W1,out为表冷器进、出口水状态点；W2,in,W2,out为冷凝器进、出口水状态点.

在图4所示改进流程Ⅰ系统原理图中，保持喷淋填料总传质单元数NTUm及表冷器总换热能力不变,提升全热回收模块的传热传质能力,得到不同占比下系统的各性能参数,如表2所示.表中模块全热回收效率和排风效率是采用文献[16]中的公式计算得到.

图4 改进流程Ⅰ系统原理图

全热回收传热传质性能所占比例/%020304060表冷器1全热回收量/kW017.422.426.131.3模块全热回收效率00.250.330.380.46排风效率00.300.380.440.52表冷器2制冷量/kW107.790.285.381.476.3蒸发温度/℃3.853.603.142.44-0.51冷凝温度/℃38.8740.4941.0841.6743.22压缩机功耗/kW21.919.519.018.820.1压缩机COP4.904.634.494.333.80系统COP3.964.204.304.294.09

开始阶段，随着全热回收模块传热传质能力所占比例的增加,室外新风进入热泵表冷器2前先经过表冷器1的预冷,表冷器1承担新风的显热负荷,表冷器2的负荷量减少,进而降低压缩机功耗.表冷器2换热面积减少导致蒸发温度下降,回风经过喷淋填料1后已进行热回收,进入喷淋填料2后可回收的能量减少,冷凝温度上升.蒸发温度的下降及冷凝温度的上升都会降低压缩机能效,此时二者变化量较小,系统总COP受表冷器负荷减少的影响更大,因此开始阶段系统COP是逐渐增加的.当全热回收模块传热传质能力所占比例继续增加时,压缩机蒸发温度加速下降,冷凝温度也有加速上升的趋势,造成压缩机功耗迅速上升,超过表冷器负荷减少的影响,系统COP又开始减少，如图5所示.因此,该复合新风系统COP总体呈现先上升后下降趋势,最优COP值约在全热回收模块所占比例为30%时.此时，全热回收量为26.1 kW,占系统总制冷量的24.3%.相比于图1基础流程新风系统,表冷器2蒸发温度降低0.71 ℃,冷凝温度上升2.21 ℃,压缩机功耗降低2.9 kW,COP减少0.41,系统总功耗降低1.9 kW,COP提升0.33.图6为此时新回风空气处理过程焓湿图,可看出新风经过表冷器1预冷后温度降低8.8 ℃,相对湿度由65%增加到90%,因此全热回收模块承担了新风几乎所有显热负荷,热泵表冷器2主要承担新风湿负荷.

图5 系统各参数变化曲线

图6 改进流程Ⅰ空气处理过程焓湿图

3.2 流程Ⅱ:增加送风显热回收模块

由2.1节可知,在空气与水直接接触的热质交换过程中,空气越接近饱和状态,全热回收过程利用效率越高.对于改进流程Ⅰ,室内回风直接进入全热回收模块喷淋填料1,回风温度26 ℃,相对湿度为60%,与水热质交换过程中的损失较大；新风经过表冷器2的降温除湿后只有12.4 ℃,低于18 ℃的送风温度要求,不宜直接送入室内.因此,考虑在改进流程Ⅰ的基础上再增加送风显热回收装置,得到如图7所示改进流程Ⅱ,该显热回收装置由2个表冷器组成,通过水循环连接.新风经过表冷器3的显热回收后温度升高,可直接送入室内.室内回风在进入喷淋塔1之前,先经过表冷器4的降温过程,此时回风与水的热质传递过程更贴近于饱和线,提高系统全热回收效率.该过程制备出的冷却水极限温度接近室内回风的露点温度,进一步增强全热回收模块表冷器1对新风的预冷能力,表冷器2的负荷减少,热泵机组蒸发温度上升.较低温度的回风进入最后一级喷淋塔2可降低热泵机组的冷凝温度,使压缩机处于更佳运行工况,功耗降低,进而提高新风系统总体能效.

图7 改进流程Ⅱ系统原理图

室外新风温度、含湿量为36 ℃,24.7 g/kg,室内回风温度、含湿量为26 ℃,12.6 g/kg,喷淋塔1和塔2的循环水流量分别为1.5,3.5 kg/s,传质单元数NTUm分别为1.5,3.5,表冷器1,2的换热能力分别为1.66,3.84 kW/K时,不同显热换热能力下改进流程Ⅱ系统各性能参数变化曲线如图8所示.由图可知,随着显热换热器换热能力的增加,热泵机组蒸发温度上升,冷凝温度下降,压缩机和系统COP均上升.

图8 系统性能随显热换热器换热能力变化曲线

当显热换热器的换热能力为1.18 kW/K时,即表3中工况3,得到如图9所示空气处理过程,新风系统的送风温度为18 ℃,含湿量量为9 g/kg,满足送风温湿度要求.此时相比于不做显热回收的工况1,回收了9.68 kW的显热,热泵表冷器2冷负荷减少3.6 kW,蒸发温度升高0.24 ℃,冷凝温度降低0.5 ℃,压缩机COP相比于不做显热回收时提高0.09,新风系统COP提高0.12.若继续提升显热换热器的换热能力虽然可以进一步提高全热回收模块的热回收效率和新风系统性能,但送风温度会上升,不满足送风温度要求,因此换热能力应根据送风温湿度要求设定.

表3 系统各参数随显热换热器换热能力变化

图9 改进流程Ⅱ空气处理过程焓湿图

3.3 采用多级全热回收

对于全热回收模块,将模块做成多级使得传热传质过程更加匹配,可提升全热回收过程的效率.当将图9所示改进流程Ⅱ系统全热回收模块做成两级和三级时,得到图10所示新风系统COP随全热回收模块传热传质占比变化曲线图.由图10(a)可知,当不考虑增加的水泵功耗,系统COP随模块级数增加而增加,级数越多,最优COP对应的全热回收占比越大.图10(b)为考虑水泵功耗变化曲线,当全热回收模块所占比例低于50%时,增加填料级数带来的热回收量增加不足以弥补水泵功耗的增加,系统COP略有下降,随着所占比例增大,热回收量增加,当所占比例超过60%时,增加填料级数带来的热回收量增加超过水泵功耗,系统COP才有小幅提升,此时并不是新风系统最优COP对应的全热回收占比.在系统最优COP处,将全热回收模块由单级做成两级时COP降低0.4,由两级做成三级再降低0.65.因此,考虑水泵功耗的增加,多级全热回收带来的效益难以提升系统COP,在实际机组的设计过程中,不宜将全热回收模块的级数设置过多,一般设两级互为备用.

(a) 不考虑水泵功耗

(b) 考虑水泵功耗

4 实验对比

图11为采用两级全热回收新风系统原理图.基于该原理图搭建了图12所示蒸发冷却冷凝除湿复合新风系统实验装置,实验装置包括新回风、循环水程、数据测量及控制系统等4个部分.该新风处理机组的额定新风量为5 000 m3/h,回风量为5 000 m3/h,机组尺寸为3 400 mm×3 000 mm×2 035 mm,新风流程和回风流程左右对称布置,机组中设有金属孔网初效过滤器、挡水板和补水箱等装置.

为保证测量准确及数据的完整性,实验装置中布置有温湿度传感器及测量仪表,用于测量回风状态点Rin,R2,R3,R3,Rout及送风状态点Fin,F1,F2,F3,Fout处的干湿球温度、喷淋塔进出口处循环水的温度、循环水泵及压缩机功耗.所有传感器均接入数据采集仪中,用于数据处理与分析.

图11 采用两级全热回收的新风系统原理图

图12 蒸发冷却冷凝除湿复合新风系统实验装置图

当室外新风温度为34.7 ℃,含湿量为24.0 g/kg,回风温度为26.9 ℃,含湿量为11.7 g/kg时,实验得到送风温度为20.4 ℃,含湿量为8.9 g/kg,排风温度为37.2 ℃,含湿量为39.3 g/kg.图13为各状态点模拟结果与实验测试结果在焓湿图上的对比,可知回风温湿度参数的模拟值与实验值误差较小,均在5%范围内,新风状态点F1,F2温湿度误差稍大,但不超过15%.

图13 实验值与模拟值对比

5 结论

1) 传统新风系统的热泵表冷器承担室外新风全部显热和潜热量,具有负荷大、室内回风与水的热质传递过程远离饱和线、传热传质过程中不可逆损失大等问题.

2) 保持系统总传热传质能力不变,增加由表冷器和喷淋填料组成的单级全热回收模块,得到改进流程Ⅰ,当全热回收模块传热传质能力占系统总传热传质能力在30%附近时，系统性能最优.

3) 在改进流程Ⅰ的基础上增加一级送风显热回收模块,一方面可以提升送风温度,可直接送入室内,无需再热,另一方面回(排)风在进入喷淋填料前接近饱和状态,提升热质传递过程利用效率,降低了压缩机功耗,提高了新风系统总体能效.

4) 采用多级全热回收有利于提高全热回收模块传热传质性能,但会增加循环水泵功耗,基本不能提升新风系统整体能效.