內(nèi)置格柵逆流式露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻器性能的數(shù)值研究*

太原理工大學(xué) 楊晉明山西省建筑設(shè)計(jì)研究院有限公司 孔令寒太原理工大學(xué) 杜震宇 賈 捷

0 引言

在我國(guó)碳中和、碳達(dá)峰政策的背景下，露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻技術(shù)因其綠色環(huán)保、經(jīng)濟(jì)節(jié)能等特點(diǎn)，應(yīng)用優(yōu)勢(shì)日益顯著[1]。自Maisotsenko等人提出露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻器以來(lái)[2]，就如何提高其使用性能這個(gè)問題，國(guó)內(nèi)外學(xué)者進(jìn)行了大量的模擬和實(shí)驗(yàn)研究。從設(shè)備尺度來(lái)看，這些研究主要包括分析不同因素,如結(jié)構(gòu)尺寸、入口空氣狀態(tài)和操作條件等對(duì)冷卻效率的影響，以及對(duì)設(shè)備結(jié)構(gòu)形式進(jìn)行研究和創(chuàng)新[3-5]。在應(yīng)用研究中，主要包括露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻器在不同地區(qū)、不同場(chǎng)所的適用性研究，以及將其與空氣處理設(shè)備組合進(jìn)行研究[6]。

傳統(tǒng)的逆流式露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻器多為豎直放置[7-8]，其一次空氣進(jìn)風(fēng)口多位于露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻器芯體側(cè)面，這導(dǎo)致干通道內(nèi)一次空氣并非均勻分布，進(jìn)而造成換熱不均勻，降低了冷卻效率。若想提高冷卻效率，則需使冷卻器內(nèi)的實(shí)際流動(dòng)更接近理想逆流。針對(duì)上述問題，本研究提出一種新型結(jié)構(gòu)的露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻器，即在干通道內(nèi)增設(shè)格柵，使一次空氣在干通道內(nèi)接近均勻分布，增強(qiáng)換熱的均勻性，從而使露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻器的制冷性能得到提升。

1 研究對(duì)象的結(jié)構(gòu)及原理

研究對(duì)象為內(nèi)置格柵的逆流式露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻器，冷卻器芯體由若干個(gè)干通道和濕通道交替并排組合而成，其整體結(jié)構(gòu)及分解結(jié)構(gòu)示意圖見圖1。入口空氣由左上側(cè)進(jìn)風(fēng)口進(jìn)入干通道，流經(jīng)格柵后自上而下流動(dòng)，以顯熱的形式將熱量傳遞給相鄰的濕通道。干通道內(nèi)的一次空氣被等濕冷卻，產(chǎn)出空氣的一部分進(jìn)入濕通道作為二次空氣。濕通道中，二次空氣自下而上流動(dòng)，與濕表面上的水膜進(jìn)行熱濕交換，二次空氣被升溫加濕后排至室外。

圖1 內(nèi)置格柵的逆流式露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻器芯體結(jié)構(gòu)示意圖

模型A為不含格柵的逆流式露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻器；模型B在模型A的基礎(chǔ)上，于干通道內(nèi)增設(shè)單層格柵，格柵由5個(gè)擋板和6段間隙組成，格柵均勻分布，其結(jié)構(gòu)示意如圖2所示。圖3為模型C、模型D、模型E中干通道的結(jié)構(gòu)示意圖，模型C和模型D的干通道中內(nèi)置有單層格柵，模型C中格柵排列方式為自左向右逐漸稀疏；模型D與之相反；模型E內(nèi)置雙層格柵，均為漸密布置。其余幾何參數(shù)見表1。

圖2 模型B的結(jié)構(gòu)示意圖

圖3 模型C、D、E干通道的結(jié)構(gòu)示意圖

表1 逆流式露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻器的幾何參數(shù)

2 模型建立及求解

選取一個(gè)冷卻單元(半個(gè)干通道、半個(gè)濕通道和水膜)，建立二維模型。一次空氣在干通道內(nèi)被等濕冷卻，將熱量Q1以顯熱形式傳遞給水膜。水膜在濕通道中的蒸發(fā)量為m，向二次空氣傳遞的潛熱量為QL，二次空氣與水膜由溫差引起的顯熱換熱量為Q2，l為通道間隙，σf為水膜厚度，熱濕交換的物理模型如圖4所示。模型的主要假設(shè)包括：1) 二維、穩(wěn)態(tài)、不可壓縮流動(dòng)；2) 冷卻器與外界絕熱；3) 干通道、水膜和濕通道間的換熱僅限于垂直換熱板的方向；4) 不考慮濕表面材料內(nèi)部的熱濕傳遞；5) 濕表面充分浸濕，水膜均勻分布在濕表面上；6) 忽略重力因素的影響；7) 忽略換熱隔板的導(dǎo)熱熱阻。

圖4 逆流式露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻器物理模型

分別對(duì)一次空氣、二次空氣和水膜的流動(dòng)及換熱過程建立連續(xù)性方程、動(dòng)量方程和能量方程，水膜中的水分子向二次空氣蒸發(fā)的過程用組分?jǐn)U散方程表示，熱濕傳遞用熱源項(xiàng)和濕源項(xiàng)表示。源項(xiàng)推導(dǎo)和定解條件見文獻(xiàn)[9]。

連續(xù)性方程：

(1)

式中ρ為密度,kg/m3；u為速度矢量，m/s。

動(dòng)量方程：

(2)

式中p為壓力，Pa；μ為動(dòng)力黏度，kg/(m·s)。

能量方程：

(3)

式中cp為比定壓熱容，kJ/(kg·℃)；t為溫度，℃；λ為導(dǎo)熱系數(shù)，W/(m·℃)；φ為熱源項(xiàng)，W/m3。

組分?jǐn)U散方程：

(4)

式中d為含濕量；Dab為質(zhì)擴(kuò)散率，m2/s；φm為濕源項(xiàng)，kg/m3。

使用多物理場(chǎng)仿真軟件COMSOL求解逆流式露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻器的數(shù)學(xué)模型[9]。使用Riangvilaikul等人的實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)[4]進(jìn)行驗(yàn)證，本模型所得出口溫度與實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)的對(duì)比結(jié)果見圖5，一次空氣出口溫度的模擬值與實(shí)驗(yàn)值相比誤差不超過10%，本數(shù)值模型可用于預(yù)測(cè)逆流式露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻器的性能。

圖5 出口空氣溫度實(shí)驗(yàn)值[4]與模擬值比較

3 性能評(píng)價(jià)

采用逆流式露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻器的冷卻效率(濕球效率和露點(diǎn)效率)對(duì)其進(jìn)行性能評(píng)價(jià)。濕球效率表示出口溫度與入口空氣濕球溫度的接近程度。

(5)

式中εwb為濕球效率；tdb,i為入口空氣干球溫度，℃；tdb,o為出口空氣干球溫度，℃；twb,i為入口空氣濕球溫度，℃。

露點(diǎn)效率表示出口溫度與入口空氣露點(diǎn)溫度的接近程度。

(6)

式中εdp為露點(diǎn)效率；tdp,i為入口空氣露點(diǎn)溫度，℃。

4 結(jié)果與討論

4.1 速度、溫度分布

圖6為在相同入口空氣溫濕度和操作條件下，5種結(jié)構(gòu)的露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻器中一次空氣的速度分布和溫度分布云圖,圖中W為通道寬度，L為通道長(zhǎng)度。模擬預(yù)設(shè)的入口空氣溫度為35 ℃，含濕量為11.2 g/kg，入口空氣速度為2.5 m/s，二次/一次空氣風(fēng)量比為0.44，入口水流量為60 g/h，入口水溫為28 ℃。

從圖6可以看出，模型A中通道左側(cè)的換熱空間幾乎沒有被利用，干通道內(nèi)一次空氣流動(dòng)不均勻?qū)е聯(lián)Q熱不均勻。模型B中一次空氣的速度分布與模型A相比基本不變；模型C中氣流向通道右側(cè)集中，氣流分布的不均勻性增加；模型D中一次空氣在干通道中的分布范圍向左側(cè)擴(kuò)展，與模型A相比氣流分布稍顯均勻；模型E中的一次空氣幾乎均勻地分布在整個(gè)干通道中，通道中的換熱空間得到了更充分的利用。此時(shí)溫度分布也更均勻，有利于提高傳熱傳質(zhì)效率。

4.2 入口空氣狀態(tài)的影響

圖7～9分別顯示了3種入口空氣含濕量(din)下，入口空氣溫度對(duì)5種結(jié)構(gòu)的露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻器的出口溫度和濕球效率的影響。入口空氣干球溫度變化范圍為25～45 ℃，入口空氣含濕量分別為6.9、11.2、14.5 g/kg，入口空氣速度為2.5 m/s，二次/一次空氣風(fēng)量比為0.44，入口水流量為60 g/h，入口水溫為28 ℃。

由圖7～9可以看出，入口空氣溫度和含濕量的升高均導(dǎo)致了出口溫度的升高，其中含濕量的影響更明顯，含濕量增加7.6 g/kg會(huì)使出口溫度升高6 ℃左右。分析其原因?yàn)椋赫舭l(fā)冷卻過程中，熱濕交換由濕空氣與水膜表面飽和空氣層之間的溫差和水蒸氣分壓力差驅(qū)動(dòng)，入口空氣含濕量越低，水蒸氣分壓力差越大，冷卻效果越好，出口溫度越低[10-11]。

在不同的入口空氣狀態(tài)下，與模型A相比，模型C使出口溫度升高，濕球效率降低；模型B與模型D的出口溫度低于模型A，濕球效率略有提高。模型E的冷卻效果最好，與模型A相比，模型E的出口空氣溫度降低1.33～4.22 ℃，濕球效率提高了10.2%～37.9%。分析其原因?yàn)椋耗Ｐ虴的一次空氣幾乎均勻地充滿整個(gè)干通道，通道內(nèi)的換熱空間得到了充分利用，增強(qiáng)了換熱能力。

4.3 入口空氣速度的影響

圖10顯示了入口空氣干球溫度為35 ℃、含濕量為14.5 g/kg、二次/一次空氣風(fēng)量比為0.44時(shí)，入口空氣速度對(duì)5種結(jié)構(gòu)的露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻器出口空氣溫度、濕球效率及露點(diǎn)效率的影響。

從圖10可以看出，隨著入口空氣速度增大，不同結(jié)構(gòu)的露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻器的出口溫度均呈線性上升趨勢(shì)，濕球效率和露點(diǎn)效率下降。分析其原因?yàn)椋喝肟诳諝馑俣鹊脑龃髮?dǎo)致了氣流在冷卻器中的換熱時(shí)間縮短，熱濕傳遞效果變差，出口溫度隨之升高。

內(nèi)置單層格柵的模型B、C、D的出口溫度和冷卻效率與模型A相差不大，其中模型B和模型D的出口溫度低于模型A，冷卻效率有所提高；模型C的出口溫度高于模型A，再次證明設(shè)置漸疏格柵降低了冷卻效率。不同入口空氣速度條件下，增設(shè)雙層格柵的模型E的冷卻效果最佳，其出口溫度較模型A平均下降了1.89 ℃，濕球效率平均提高了17.32%，露點(diǎn)效率平均提高了12.32%。

4.4 二次/一次空氣風(fēng)量比的影響

圖11顯示了入口空氣干球溫度為35 ℃、含濕量為14.5 g/kg、入口空氣速度為2.5 m/s時(shí)，二次/一次空氣風(fēng)量比對(duì)5種結(jié)構(gòu)的露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻器出口空氣溫度、濕球效率及露點(diǎn)效率的影響。

從圖11可以看出，無(wú)論哪種結(jié)構(gòu)，二次/一次空氣風(fēng)量比由0.1升至0.6，都導(dǎo)致了出口溫度下降、濕球效率和露點(diǎn)效率提高。分析其原因?yàn)椋憾慰諝獗壤?huì)導(dǎo)致濕通道中水的蒸發(fā)量減少，水蒸發(fā)所吸收的汽化潛熱量也會(huì)減小，導(dǎo)致冷卻效果變差，出口溫度隨之升高。但過大的二次空氣比例會(huì)使可用的產(chǎn)出空氣量減小，導(dǎo)致冷卻器的冷卻能力降低，應(yīng)選擇合理的二次空氣與一次空氣風(fēng)量比。

模型B、C、D的出口溫度和冷卻效率與模型A差距較小，在干通道內(nèi)增設(shè)單層格柵對(duì)提高冷卻效果的作用不大。當(dāng)二次/一次空氣風(fēng)量比為0.1時(shí)，5種結(jié)構(gòu)的出口溫度和冷卻效率基本相同。當(dāng)風(fēng)量比大于0.4后，模型E的出口溫度較模型A平均下降了2.65 ℃，此時(shí)模型E的濕球效率較模型A提高了20.6%，露點(diǎn)效率提高了13.6%。

5 結(jié)論

提出了4種新型的內(nèi)置格柵的露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻器，運(yùn)用數(shù)值模擬的方法研究了他們的冷卻性能，并與不含格柵的露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻器(模型A)進(jìn)行了比較。結(jié)果表明，氣流分布越均勻，出口空氣溫度越低，冷卻效果越好；內(nèi)置雙層格柵(模型E)可有效增強(qiáng)一次空氣分布的均勻性。內(nèi)置單層格柵(模型B、C、D)對(duì)冷卻效果的提升不明顯，單層漸疏格柵(模型C)甚至惡化了傳熱，而增設(shè)雙層格柵(模型E)對(duì)換熱效果則有良好改善。與模型A相比，在不同的入口空氣溫度(25～45 ℃)和含濕量(6.9～14.5 g/kg)條件下，模型E的出口空氣溫度降低了1.33～4.22 ℃，濕球效率提高了10.2%～37.9%；當(dāng)入口空氣速度為1.5～8.5 m/s時(shí)，模型E的出口溫度平均下降了1.89 ℃，濕球效率平均提高了17.32%，露點(diǎn)效率平均提高了12.32%；當(dāng)風(fēng)量比在0.4～0.6范圍時(shí)，模型E的出口溫度下降了2.65 ℃，濕球效率提高了20.6%，露點(diǎn)效率提高了13.6%。

本文中模擬的露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻器的換熱隔板為平板，若采用波紋板可增加換熱的接觸面積，進(jìn)一步提高冷卻效率。增加格柵在提高冷卻效率的同時(shí)也增加了流動(dòng)阻力，接下來(lái)將繼續(xù)研究如何布置格柵能有效提高露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻器的性能系數(shù)(COP)。