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基于间接蒸发冷却的多级新风处理系统研究

2016-10-20 03:52:32.0   |    作者:黄维冬 张伦 张小松   |   浏览:153
摘要:本文基于蒸发冷却技术的热回收特性,提出一种蒸发冷却新风处理系统,对核心模块进行了实验测试及文献数据验证,在此基础之上建立模块和系统的数学模型。

  以全热回收效率和排风㶲利用效率为评价指标,模拟分析新风进口参数、循环水流量和各热质交换设备传热传质能力对系统运行性能的影响。模拟结果表明:该系统对于新风独立降温除湿过程,具有较大的节能效果和潜力。在新风状态为35℃、21.68g/kg,送风状态为19.3℃、9.0g/kg,全热回收模块中喷淋填料传质单元数(NTUm)为2.5,表冷器换热能力为1.65kW/℃时,系统全热回收效率和排风㶲利用效率在循环水流量为1.6kg/s时达到最大,分别为72.6%和82.2%。喷淋填料NTUm的变化对最佳循环水流量影响较小,且当喷淋填料NTUm大于1.3时,表冷器换热能力比喷淋填料换热能力对系统全热回收效率的影响大。

  关键词:蒸发冷却;表冷器;热回收;㶲分析;模拟分析

  0 引言

  伴随着经济的快速发展,能源的短缺日益严重,空调行业作为建筑物的主要能耗之一,其节能性和经济性越来越受到重视,据统计建筑能耗约占社会总能耗的25%左右,且比例不断增大,在采用集中空调系统的公共建筑中,采暖、空调和通风等建筑热湿环境系统约占总建筑能耗的一半[1]。伴随着人们健康意识的提高,室内空气品质问题也日益受到人们的关注,增大新风量是稀释室内空气中污染物浓度、改善室内空气品质最直接、最有效的方法之一。如何在满足人们对室内空气品质要求的同时节省空调的投资和运行费用,是亟需解决的问题。目前的新风处理方式大多采用板翅式换热器或转轮式热交换器对回风进行显热或全热回收[2-5],然后新风和回风混合,统一进行热湿处理,送入室内。这样的处理方式往往需要对送风再热或采用二次回风与送风混合。除此之外,目前有还有一些独立的新风处理装置,例如溶液除湿、固体除湿等[6-7]。然而溶液除湿系统存在腐蚀和送风带液问题,新风经固体除湿后温度将沿等焓线上升。

  蒸发冷却作为一种环保、节能、经济型空调技术已在国内外得到广泛的应用。Ren[8]等对不同蒸发冷却系统用于HVAC进行了评价和㶲分析,对于进一步以热力学第二定理评价其节能效果具有积极意义。Maheshwari[9]等利用蒸发冷却技术对一部分室外空气进行加热加湿,同时将产生的低温冷水用于预冷另一部分新风,结果表明产生同样制冷量间接蒸发冷却系统的能耗只有传统空调系统的25%左右。同济大学张旭和陈沛霖[10]对采用蒸发冷却技术来预冷风冷冷水机组的可能性和潜力进行了计算分析,对于中国大陆南方城市,其COP的增幅在15%~30%。Goswami[11],Mazzei和Palombo[12]分别研究了蒸发冷却与传统压缩式制冷相结合的复合式系统的性能,二者的研究均得出该复合式系统能节能20%,由于蒸发冷却系统而增加的初投资能在1.47~2.15年内收回。

  鉴于蒸发冷却技术设备简单可靠、生产成本低、节能潜力大等特点,本文提出了一种间接蒸发冷却多级新风处理系统,并对系统处于不同运行参数条件下的热回收效率、排风㶲利用效率及各个设备的㶲损失量进行计算分析,以指导和改进优化系统。

  1 模型建立及验证

  1.1 表冷器热质传递模型

  空气侧换热系数计算,使用j因子法,根据McQuiston关联式[13]可计算出管排数在四排及四排以上时的j因子数,水侧换热系数可利用Gnielinski关联式[14]计算得出。

  将整个盘管沿空气流动方向分为多个控制单元,然后假定出水温度,并按顺序对每个控制单元的显热和潜热交换量进行计算,最后得出水的进口温度,将其和给定值进行比较,若误差较大则重新假设出水温度进行迭代计算,直到进水温度误差达到允许的范围以内[15]。

  在表冷器模拟计算中,为了简化计算作如下简化:1)当盘管数超过4排时,空气与水的流动可以看作为逆流;2)将叉排管束每根管周围的六边形翅片等价于具有同样面积的环形翅片;3)将平直翅片的解法应用于环形翅片。近似把翅片内的温度分布看作为沿翅片方向的一维稳态分布。传热传质过程中当只有显热交换时的导热微分方程为:

  公式一.jpg

  当存在潜热交换时的导热微分方程为:

  公式二.jpg

  式中:U为翅片横截周长,m;αa为显热换热系数,W·m-2·K-1;λ为导热系数,W·m-1·℃-1;A为翅片横截面积,m2;αD为空气与水之间的传质系数,kg·m-2·s-1;r0 为汽化潜热,J·kg-1;ω为含湿量,kg·kg-1;下标f,a分别表示翅片和空气。

  结合边界条件解出温度分布后,将其进行积分计算即可求出显热换热量和潜热换热量。计算过程中根据空气露点温度和翅片表面温度判断是否存在湿交换。将模拟所得的表冷器出口空气干球温度、湿球温度和水温与文献[16]中的试验结果进行对比,对比结果如图1所示,偏差均在6.5%以内。在图2中给出了一个算例,表冷器管内径12.7mm,管外径13.5mm,排间距32.5mm,管间距69.3mm,翅片厚0.2mm,翅片间距3.1mm,表冷器长度600mm,垂直空气流动方向的管排数为8,空气进口干球温度35.0ºC,含湿量8.0g/kg,水进口温度15.0ºC,空气与水的流量均为1.0kg/s。

图1 表冷器实验值与模拟值比较.jpg

  图1 表冷器实验值与模拟值比较

图2 表冷器换热能力随管排数的变化情况.jpg

  图2 表冷器换热能力随管排数的变化情况

  1.2 直接蒸发冷却器热质传递模型

  在分析水与空气的热质交换过程中,采用的假设条件为:水和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;传热阻力集中在空气侧;水均匀喷洒,传热与传质界面相同;不考虑轴向的热湿传递。因此,叉流装置可以简化为二维传热传质问题[17]。

  在水与湿空气的热质交换过程中,遵循质量守恒和能量守恒关系式,水与湿空气之间传质量计算:

  公式四.jpg

  水与湿空气之间传热量计算:

  公式三.jpg

  式中:h为焓值,kJ·kg-1;ωT,sat为微元体水温度对应饱和空气的含湿量,kg·kg-1;hT,sat为在水温下与之平衡时的表面空气焓值,kJ·kg-1;下标a表示空气;Le=hc/(hD·cpa);NTUm=hD·αW·H·W·L/ma;hc为换热系数,W·m-2·K-1;hD为空气与水之间的传质系数,kg·m-2·s-1;αw为比表面积,m2·m-3;H、W、L分别为填料的高、宽、纵向长度,m;cp,a为定压比容,J·kg-1·℃-1;ma为空气流量,kg·s-1。

  在图3中将数值模型的预测结果与文献中的实验测试结果[18]进行了对比,空气出口干球温度、空气出口湿球温度及水的出口温度偏差均在5%以内。

图3 喷淋填料实验值与模拟值比较.jpg

  图3 喷淋填料实验值与模拟值比较

  2 蒸发冷却新风系统模拟

  2.1 蒸发冷却新风处理装置

  间接蒸发冷却多级新风处理系统的原理是在蒸发冷却器中,利用循环水对室内回风进行加热加湿,并使循环水温度降低,然后利用循环水对新风进行降温除湿处理,实现对室内回风的全热回收,系统的装置图如图4所示。回风先经过水循环空气-空气显热换热器(1-3)对新风进行显热回收,使新风达到合适的送风温度,然后进入由喷淋填料和表冷器组成的单级全热回收模块中,全热回收装置可由两级或多级全热回收模块组成(2-5(1)、2-5(2)),回风经过喷淋填料全热回收后湿球温度较高,但干球温度仍较室外环境温度低很多,再利用板翅式空气-空气显热换热器(7)对回风进行显热回收。室内回风在进入喷淋填料之前,经过了显热回收装置的降温过程,回风与水的传质过程更贴近于饱和线,可以有效避免传热传质过程中的㶲损失,提高系统全热回收效率,制备出的冷却水极限温度可达室内回风的露点温度。当传热传质面积无限大,且湿空气与水满足流量匹配关系时,从热量传递和质量传递来看,处于饱和线上的湿空气与水可实现可逆的热湿交换[19],实际热湿传递过程中传热和传质损失是任何参数不匹配、流量不匹配、面积有限等实际过程的共性。

图4 蒸发冷却新风处理系统流程图.jpg

  图4 蒸发冷却新风处理系统流程图

  2.2 蒸发冷却新风处理系统性能评价

  热力学系统分析中,㶲分析能够反映能量利用和损失的本质,并找出损失原因,为减少损失指明方向和途径。标准大气压下湿空气的热能㶲和化学㶲总和为[20]:

  公式五.jpg

  式中:cp,h为湿空气定压比热,J·kg-1·℃-1;TR为环境温度,K;Ra为湿空气的气体常数;ωR为环境温度下湿空气处于饱和状态时的含湿量,kg·kg-1。

  使用全热回收效率评价该间接蒸发冷却多级新风处理系统的性能:

  公式六.jpg

  定义了排风经过系统热回收后所减少㶲值的利用效率,公式(7)为其数学表达式:

  公式七.jpg

  3 各参数对系统运行效率的影响分析

  3.1 额定进口新风参数下系统的运行性能

  以夏季室外室外环境状态参数:35℃,21.68g/kg为例,循环水流量取1.0kg/s。各换热器换热能力如表1所示,喷淋填料NTUm为2.5。经模拟计算得全热回收效率为72%,排风㶲利用效率为80%。新风处理过程中由冷冻水提供的冷量为28.1kW,热回收所得冷量为27.3kW。空气具体处理过程如图5所示,循环水温度如表2所示。

  在全热回收模块2-5(2)中,热回收过程中㶲损失最大,占总㶲损失量的30%,如图6所示。进入喷淋模块之前,虽然排风经过水循环空气-空气显热换热器1-3进行了显热回收,但仍距饱和段相对较远,而在偏离饱和线的热湿交换过程中存在较大的㶲损失。故在满足新风送风温度的情况下,尽量使排风在进入喷淋填料之前接近饱和线。由图5可知,回风经过热回收后,新风与排风之间仍有较大的温差,可以合理增加板翅式空气-空气显热换热器的换热能力,在增加热回收量的同时,可以使新风进入全热回收模块时更加贴近饱和线,减小热湿传递过程中的㶲损失。热回收过程中热能㶲损失主要发生在板翅式空气-空气显热换热器和水循环空气-空气显热换热器中。由于在全热回收模块中存在化学㶲转换为热能㶲,热能㶲损失可以忽略,主要为化学㶲的损失。在整个热回收过程中化学㶲损失为0.43kW,热能㶲损失为0.21kW,总㶲损失为0.65kW,从以上分析可知,热回收过程中㶲损失主要发生在传质过程中,故应该考虑如何减少传质过程中的㶲损失,来提高系统排风㶲利用效率,且经过热回收后排风具有的热能㶲和化学㶲仍较大,可以综合考虑经济等因素,合理增加各换热器的换热能力,以提高系统热回收效率。

图5 空气具体处理流程图.jpg

  图5 空气具体处理流程图

图6 空气处理过程中各部件中火用损失所占比例.jpg

  图6 空气处理过程中各部件中火用损失所占比例

  0.jpg

  3.2 循环水流量对系统运行参数的影响

  3.2.1循环水流量对全热回收模块的影响

  为了更好的分析研究全热回收模块中循环水流量对系统运行性能的影响。先分析循环水流量对单级全热回收模块(由一个喷淋填料和一个表冷器组成,如图4中的部件2-5(1)和2-5(2))的影响。在热湿传递过程中,当空气流量和水流量满足公式(8)时[19],传热传质过程中由于流量比不匹配而引起的不可逆损失被降到最低。

  公式八.jpg

  式中:cp,e=Δha/Δta;Δha为焓差;Δta为进出口空气平均温差。

  图7 循环水流量对单级全热回收模块运行性能影响(a).jpg

  图7 循环水流量对单级全热回收模块运行性能影响(b).jpg

  图7 循环水流量对单级全热回收模块运行性能影响

  喷淋填料进口空气状态为:19.3℃,10.5g/kg;表冷器进口空气状态为24.4℃,19.35g/kg;新风和回风流量为1.0kg/s。在不同换热能力下,通过改变循环水流量,研究循环水流量对单级全热回收模块运行性能的影响。图7为不同换热能力下单级全热回收模块换热量随循环水流量的变化情况。表冷器换热能力对最佳循环水流量影响较大,随表冷器换热能力的增大,等效比热容cp,e的值减小,最佳循环水流量减小。而喷淋填料NTUm对最佳循环水流量的影响不大。

图8 循环水流量对双级全热回收模块运行性能的影响.jpg

  图8 循环水流量对双级全热回收模块运行性能的影响

  当喷淋填料进口空气状态为:19.3℃,10.5g/kg;表冷器进口空气状态为24.4℃,19.35g/kg;空气流量为1.0kg/s时,循环水流量对双级全热回收模块(由两个单级全热回收模块组成)运行性能的影响如图8所示,当换热器换热能力为1.65kW/℃,喷淋填料NTUm=2.5时,系统换热量在循环水流量为1.2kg/s时达到最大值。将喷淋填料NTUm=2.5减小到1.5,而表冷器换热能力不变,最佳循环水流量不变为1.2kg/s。当换热器换热能力为0.82 kW/℃,喷淋填NTUm=1.5时,系统换热量在循环水流量为1.4kg/s时达到最大值。对比循环水流量对单级全热回收系统运行性能的影响可知,增加全热回收系统模块的级数,相当于增大传热传质能力,而喷淋填料对最佳循环水流量影响不大。

  3.2.2循环水流量对整个系统的影响

  进口新风状态参数为35℃,21.68g/kg;回风状态为26℃,10.5g/kg;空气流量均为1.0kg/s。全热回收模块中表冷器和喷淋填料的结构参数不变,改变循环水流量,研究循环水流量对整个系统运行性能的影响。

图9 循环水流量对整个系统运行效率的影响.jpg

  图9 循环水流量对整个系统运行效率的影响

图10 不同循环水流量下各部件的火用 损失.jpg

  图10 不同循环水流量下各部件的㶲损失

  在图9中所示,当循环水流量发生变化时,排风全热回收效率的变化情况。由图可知在系统处于不同换热能力下,排风全热回收效率均开始随循环水流量的增加而增加,并逐渐达到最大值,之后随循环水流量的增加,系统全热回收效率开始降低。当换热器换热能力为1.65kW/℃,喷淋填料NTUm=2.5时,系统全热回收效率在循环水流量为1.6kg/s时达到最大值。当换热器换热能力为1.23kW/℃,喷淋填料NTUm=2.0时,系统全热回收效率在循环水流量为1.8kg/s时达到最大值,此时将喷淋填料NTUm增大到2.5,统全热回收效率仍在循环水流量为1.8kg/s时达到最大值。当新风和回风参数不变时,系统换热能力越大,需要较小的循环水流量,使得热回收过程中的温差和湿差分布均匀,减少热回收过程中的㶲损失,增大系统热回收效率。图10为NTUm=2.5,kA=1.65(kW/℃),当循环水流量分别为0.6kg/s、1.6kg/s和2.2kg/s时热回收过程中各部件的㶲损失量,排风㶲损失量分别为0.5kW、0.44kW和0.46kW,由图可知在循环水满足流量匹配关系时,即为1.6kg/s时,各部件以及排风的㶲损失量较小。

  3.3 传热传质能力对系统运行参数的影响

  研究该蒸发冷却新风处理系统中,喷淋填料和表冷器的换热能力对系统运行性能的影响,在模拟过程中新风状态为:35℃,21.68g/kg;回风状态为26℃,10.5g/kg;新风、回风和循环水流量均为1.0kg/s。

  图11为喷淋填料NTUm=2.5时,随表冷器换热能力的增大,系统全热回收效率的变化趋势,由图可知,系统全热回收效率随表冷器换热能力的增加,保持稳定的增长趋势。图12为表冷器结构参数不变,换热能力为1.64kW/℃时,系统全热回收效率随喷淋填料NTUm的变化情况,系统全热回收效率随喷淋填料NTUm的增大而增大,且喷淋填料对系统全热回收效率的影响随喷淋填料NTUm的增加而逐渐变小。对比可知当喷淋填料NTUm较小时,喷淋填料换热能力较表冷器换热能力对系统热回收效率影响较大,当喷淋填料NTUm逐渐增大到1.3左右时,表冷器换热能力比喷淋填料换热能力对系统全热回收效率的影响大。

图11 表冷器换热能力对系统运行效率的影响.jpg

  图11 表冷器换热能力对系统运行效率的影响

图12 喷淋填料换热能力对系统运行效率的影响.jpg

  图12 喷淋填料换热能力对系统运行效率的影响

  当填料塔NTUm为2.5时,将表冷器换热能力从0.82kW/℃增大到1.65kW/℃,全热回收效率从60%增大到72%,排风火用利用效率从74%增大到80%。保持表冷器结构参数不变,换热能力为1.65kW/℃,将填料塔NTUm由1.0增加到2.5,此时系统全热回收效率从65%增大到72%,㶲利用效率从76.5%增大到80%。由图13和表3可知,当表冷器和喷淋填料的换热能力较小时,在全热回收模块中,由于换热能力的限制,新风与回风进行热质交换时平均温差和湿差较大,导致传热传质过程中㶲损失大,㶲利用效率低。当表冷器和喷淋填料的换热能力较大时,总的换热量增大,在全热回收模块中的㶲损失量增大,但排风的㶲损失量减小,且增大了排风的㶲利用效率。受换热能力影响最大的为板翅式显热换热器(7)中的㶲损失量,如图13(d)所示。在表冷器和喷淋填料的换热量较小时,则在全热回收模块中的换热量减少,新风与回风在板翅式显热换热器(7)中的换热温差和换热量都增大,㶲损失量增大。

图13 各换热能力对系统运行性能的影响(a) 全热回收模块2-5(2)中Ts-Q 图.jpg

  (a)全热回收模块2-5(2)中Ts-Q图

图13 各换热能力对系统运行性能的影响 (b) 全热回收模块2-5(1)中Ts-Q 图.jpg

  (b)全热回收模块2-5(1)中Ts-Q图

图13 各换热能力对系统运行性能的影响 (c) 板式换热器7 中Ts-Q 图.jpg

  (c)板式换热器7中Ts-Q图

图13 各换热能力对系统运行性能的影响 (d) 各部件中的火用 损失量.jpg

  (d)各部件中的㶲损失量

  图13 各换热能力对系统运行性能的影响

  表3 不同换热能力下排风㶲损失量

 表3.jpg

  4 结论

  1)本系统采用水为介质进行回风和新风的全热回收,设备简单可靠,生产成本低,系统全热回收效率较高,与直接冷凝除湿相比新风的送风温度得到升高,可以直接送入室内;

  2)该系统充分利用了回风的可回收能量,在夏季排风全热回收效率可达到65%~77%,㶲利用效率可达到64%~84%,减少了冷源投入的冷量,提高了新风处理装置的总体能效;

  3)全热回收模块中最佳循环水流量可按公式(8)计算得出,最佳循环水流量随进口空气的湿差、温差的增大而增大,随表冷器换热能力的增大而减小,喷淋填料NTUm的变化对最佳循环水流量影响不大;

  4)表冷器和喷淋填料的换热能力较大时,排风的㶲损失量减小,㶲利用效率增大,当需要考虑增大换热面积来增加全热回收效率时,应合理分配换热面积,优先考虑增加表冷器的换热能力。

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关键字:新风系统,新风处理
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