逆流波紋板式露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻器的數(shù)值模擬研究

(清華大學(xué)能源與動(dòng)力工程系 北京 100084)

據(jù)統(tǒng)計(jì)，我國(guó)建筑能耗約占能源總消耗量的23%[1]，其中制冷空調(diào)及其相關(guān)設(shè)備能耗約占建筑能耗的55%[2]，因此開發(fā)環(huán)境友好的高效制冷空調(diào)系統(tǒng)意義重大。近年來(lái)發(fā)展起來(lái)的露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻系統(tǒng)，是對(duì)傳統(tǒng)蒸發(fā)冷卻系統(tǒng)的改進(jìn)[3]。

關(guān)于露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻系統(tǒng)，國(guó)內(nèi)外學(xué)者已做了大量研究。Coolerado公司研發(fā)的叉流式露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻器是目前最常見的露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻產(chǎn)品，已投放市場(chǎng)。S. T. Hsu等[4]研究了3種不同的蒸發(fā)冷卻換熱器結(jié)構(gòu)，結(jié)果顯示送風(fēng)溫度很容易達(dá)到進(jìn)風(fēng)的濕球溫度以下，且通過(guò)結(jié)構(gòu)與參數(shù)優(yōu)化可接近進(jìn)風(fēng)的露點(diǎn)溫度。Zhao X. 等[5]研究了不同的熱質(zhì)交換介質(zhì)材料在蒸發(fā)冷卻中的應(yīng)用，包括金屬、纖維、陶瓷、沸石和碳5類材料，研究結(jié)果發(fā)現(xiàn)材料熱物性對(duì)蒸發(fā)冷卻系統(tǒng)性能影響較小，而材料形狀、持久性、防腐蝕性以及與防水材料間的兼容性在材料選擇中更加重要。Zhao X. 等[6]對(duì)一種新型逆流式露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻器進(jìn)行了數(shù)值模擬，結(jié)果表明，露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻系統(tǒng)的冷卻效率和能效主要受氣流通道結(jié)構(gòu)、空氣速度和二次/一次風(fēng)量比的影響，該冷卻器在英國(guó)氣候條件下濕球效率可達(dá)130%，露點(diǎn)效率可達(dá)90%。Zhan Changhong等[7]提出了叉流式露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻器并進(jìn)行了數(shù)值研究，模擬結(jié)果表明，空氣流速越低，進(jìn)風(fēng)相對(duì)濕度越低，二次/一次風(fēng)量比越高，冷卻效率越高，實(shí)際運(yùn)行中，為提高冷卻效率，一次風(fēng)風(fēng)速不大于1.77 m/s，二次風(fēng)風(fēng)速不大于0.7 m/s，二次/一次風(fēng)量比約為0.5。Cui Xin等[8-9]提出一種經(jīng)過(guò)改進(jìn)的逆流式露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻器并進(jìn)行了數(shù)值模擬，研究發(fā)現(xiàn)通過(guò)改變通道尺寸，利用室內(nèi)回風(fēng)作為濕通道進(jìn)風(fēng)，以及在通道內(nèi)表面安裝微肋，可以提高露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻器的冷卻效率，模擬結(jié)果顯示濕球效率為1.22～1.32，露點(diǎn)效率為0.81～0.93。B. Riangvilaikul等[10]提出了逆流式露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻器并進(jìn)行了模擬及實(shí)驗(yàn)研究，結(jié)果表明，當(dāng)進(jìn)口干球溫度保持在35 ℃，含濕量在6.9～26.4 g/(kg干空氣)時(shí)，冷卻器露點(diǎn)效率為0.65～0.86，并建議露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻器進(jìn)口空氣速度為2.5 m/s，通道間距小于5 mm，通道長(zhǎng)度大于1 m，二次/一次風(fēng)量比為0.35～0.60。S. Anisimov等[11-15]提出了逆流、叉流等不同結(jié)構(gòu)形式，并對(duì)不同結(jié)構(gòu)露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻器進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)及數(shù)值模擬研究。

本文針對(duì)經(jīng)改進(jìn)之后的逆流波紋板式露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻器進(jìn)行了數(shù)值模擬，通過(guò)數(shù)值模擬確定此露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻器的最佳運(yùn)行參數(shù)，包括通道內(nèi)一次風(fēng)速、二次/一次風(fēng)量比、循環(huán)水質(zhì)量流量，最佳結(jié)構(gòu)參數(shù)，包括通道間距、通道長(zhǎng)度，以及在不同的氣候條件下的性能水平。

1 建立模型

本文模擬對(duì)象為逆流波紋板式露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻器，結(jié)構(gòu)參數(shù)如表1所示。

1.1 物理模型

圖1所示為逆流波紋板式露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻器的結(jié)構(gòu)。該蒸發(fā)冷卻器主要由波紋板換熱器、循環(huán)水系統(tǒng)和風(fēng)系統(tǒng)組成。干通道的一次風(fēng)與噴淋水濕潤(rùn)的濕通道內(nèi)二次風(fēng)進(jìn)行熱交換，干通道內(nèi)一次空氣與濕通道表面水膜之間進(jìn)行傳熱，傳熱驅(qū)動(dòng)力為兩者的溫度差，濕通道中二次空氣與水膜之間進(jìn)行傳熱傳質(zhì)，全熱換熱的驅(qū)動(dòng)力為水膜表面飽和濕空氣與通道內(nèi)濕空氣間的焓差。

表1 逆流波紋板式露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻器結(jié)構(gòu)參數(shù)

圖1 逆流波紋板式露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻器的結(jié)構(gòu)

本文模型作如下假設(shè)：1)熱量?jī)H在垂直于表面方向傳遞，忽略軸向?qū)幔?)穩(wěn)態(tài)傳熱傳質(zhì)；3)換熱器與外界不存在熱量交換；4)空氣為不可壓縮的理想氣體；5)濕通道表面被水膜均勻潤(rùn)濕，氣-水接觸面積等于換熱板面積；6)空氣與水膜之間傳熱傳質(zhì)滿足劉易斯關(guān)系式。

1.2 數(shù)學(xué)模型

干通道中一次空氣能量守恒方程：

cdrymdrydtfdry=k(tw-tfdry)Adrydx

(1)

式中：cdry為一次空氣定壓比熱容，J/(kg·K)；mdry為一次空氣質(zhì)量流量，kg/s；tfdry為一次空氣干球溫度，℃；k為一次空氣到水膜傳熱系數(shù)，W/(m2·K)；tw為水膜溫度，℃；Adry為干通道傳熱面積，m2。

(2)

式中：hdry為一次空氣表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，W/(m2·K)；δwall為換熱板壁厚，m；λwall為換熱板導(dǎo)熱系數(shù)，W/(m·K)；hw為水膜表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，W/(m2·K)。

濕通道中二次空氣能量守恒方程：

mwetdiwet=[hwet(tw-tfwet)+rhm(ρwet,s-ρwet)]Awetdx

(3)

式中：mwet為二次空氣質(zhì)量流量，kg/s；iwet為二次空氣焓，J/kg；hwet為二次空氣表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，W/(m2·K)；tfwet為二次空氣干球溫度，℃；r為二次空氣潛熱，J/kg；hm為二次空氣與水膜間的傳質(zhì)系數(shù)，W/(m2·K);ρwet,s為水膜表面飽和濕空氣密度，kg/m3；ρwet為二次空氣密度，kg/m3；Awet為濕通道傳熱面積，m2。

hwet與hm之間滿足劉易斯關(guān)系式：

(4)

式中：Le為二次空氣劉易斯數(shù)；cwet為二次空氣定壓比熱容，J/(kg·K)。

濕通道中二次空氣質(zhì)量守恒方程：

mwetdwwet=hm(ρwet,s-ρwet)Awdx

(5)

式中：wwet為濕空氣含濕量，g/(kg干空氣)。

水膜質(zhì)量守恒方程：

dmw=-mwetdwwet

(6)

式中：mw為水膜質(zhì)量流量，kg/s。

總能量守恒方程：

cwmwdtw+cwtwdmw+cdrymdrydtfdry+mwetdiwet=0

(7)

式中：cw為水定壓比熱容，J/(kg·K)。

空氣表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)的計(jì)算采用Awad提出的經(jīng)驗(yàn)關(guān)聯(lián)式[16]：

(8)

x*為無(wú)量綱長(zhǎng)度：

x*=x/(DeRePr)

(9)

水膜表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)采用Wilke提出的關(guān)聯(lián)式[17]：

(10)

式中：Nu為努塞爾數(shù)；hw為水膜表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，W/(m2·K)；δw為水膜厚度，m；λw為水的導(dǎo)熱系數(shù)，W/(m·K)。

水膜厚度δw：

(11)

(12)

式中：νw為水的運(yùn)動(dòng)黏度，m2/s；ρw為水的密度，kg/m3；g為重力加速度，m2/s；mw為水總質(zhì)量流量，kg/s；n為通道數(shù)量；l為通道長(zhǎng)度，m。

空氣的壓力損失由沿程壓力損失Δpl和局部壓力損失Δpfr組成，局部壓力損失包括：1)干通道一次風(fēng)進(jìn)口壓力損失Δpdryin；2)干通道送風(fēng)出口壓力損失Δpdryout；3)一次風(fēng)分流進(jìn)入濕通道的壓力損失Δpwetin；4)濕通道中二次風(fēng)出口壓力損失Δpwetout。

Δp=Δpl+Δpdryin+Δpdryou+Δpdiv+Δpwetout

(13)

(14)

沿程壓力損失系數(shù)：

(15)

式中：λ為空氣沿程阻力系數(shù)；ζ為空氣局部阻力系數(shù)。

根據(jù)露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻器的實(shí)際結(jié)構(gòu)，取ζdryin=2,ζdryout=1.0,ζwetin=0.9,ζdiv=1.5,ζwetout=1.0。

1.3 性能參數(shù)

露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻冷卻效率用濕球效率εwb以及露點(diǎn)效率εdb來(lái)表示。

(16)

式中：tfin為一次空氣入口干球溫度，℃；tfdryout為一次空氣出口干球溫度，℃；tbin為一次空氣入口濕球溫度，℃。

(17)

式中：tdin為一次空氣入口露點(diǎn)溫度，℃。

露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻器制冷能力大小用制冷量(W)來(lái)表示：

(18)

露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻器的能源效率用COP來(lái)表示：

(19)

式中：Wfan為風(fēng)機(jī)功率，W；Wpump為水泵功耗，W。

1.4 計(jì)算方法及網(wǎng)格無(wú)關(guān)性檢驗(yàn)

用控制容積法對(duì)式(1)～式(7)進(jìn)行離散，并通過(guò)牛頓迭代進(jìn)行編程求解。當(dāng)網(wǎng)格數(shù)量為20～200時(shí)，送風(fēng)溫度變化如圖2所示，可知當(dāng)網(wǎng)格數(shù)量從140增至160時(shí)，送風(fēng)溫度不再變化，故網(wǎng)格數(shù)量定為140。

圖2 送風(fēng)溫度隨網(wǎng)格數(shù)量的變化

2 模型驗(yàn)證

Xu Peng等[18]按照表2中不同地區(qū)典型氣候條件，送風(fēng)量為750 m3/h，排風(fēng)量為600 m3/h，二次/一次風(fēng)量比為0.44,對(duì)逆流式露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻器性能進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)研究，為驗(yàn)證所提模型準(zhǔn)確性，在與實(shí)驗(yàn)同樣的條件下進(jìn)行了數(shù)值模擬。送風(fēng)溫度、制冷量、冷卻效率及COP的模擬結(jié)果與實(shí)驗(yàn)結(jié)果誤差如圖3所示，可知模擬結(jié)果與實(shí)驗(yàn)結(jié)果誤差均小于±15%，數(shù)學(xué)模型可用。

表2 實(shí)驗(yàn)條件

圖3 實(shí)驗(yàn)與模擬結(jié)果相對(duì)誤差

3 模擬結(jié)果與討論分析

本節(jié)分別對(duì)一二次風(fēng)溫度及換熱量沿露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻器長(zhǎng)度方向的變化、二次/一次風(fēng)量比、一次風(fēng)速、循環(huán)水質(zhì)量流量、結(jié)構(gòu)參數(shù)及進(jìn)風(fēng)參數(shù)對(duì)露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻器的性能影響進(jìn)行了研究及分析。

3.1 溫度及換熱量分布

圖4所示為當(dāng)進(jìn)風(fēng)溫度為38 ℃，相對(duì)濕度為20%，一次風(fēng)速為2 m/s，二次/一次風(fēng)量比為0.4，循環(huán)水質(zhì)量流量為200 kg/h時(shí)，一次風(fēng)干球溫度、二次風(fēng)濕球溫度以及水膜溫度隨通道長(zhǎng)度的變化。圖5所示為干通道內(nèi)一次風(fēng)換熱量與濕通道內(nèi)顯熱及潛熱換熱量隨通道長(zhǎng)度的變化。

圖4 溫度隨通道長(zhǎng)度的變化

圖5 換熱量隨通道長(zhǎng)度的變化

由圖4可知，送風(fēng)溫度沿一次風(fēng)流動(dòng)方向(l從1到0)先持續(xù)降低，在接近出口時(shí)略有上升；水溫沿流動(dòng)方向(l從0到1)先迅速降低，后緩慢上升，出口溫度與進(jìn)口溫度相等；濕通道中二次空氣的濕球溫度沿流動(dòng)方向(l從0到1)持續(xù)上升，但在入口段上升速度較快。由圖5可知，在進(jìn)出口附近熱量傳遞最大，同時(shí)濕通道中潛熱換熱量大于顯熱換熱量，在進(jìn)出口附近差距尤其明顯。

產(chǎn)生上述現(xiàn)象主要原因?yàn)?在濕通道入口處，二次空氣含濕量最小，而水溫最高，故水膜表面飽和空氣濕度最大，因此傳質(zhì)能力最強(qiáng)，蒸發(fā)潛熱帶走大量熱量，使水溫迅速降低，二次空氣濕球溫度(隨焓值增大而增大)迅速上升；同時(shí)在濕通道入口及干通道出口處，水溫高于一次風(fēng)溫度，故一次風(fēng)溫度在出口處有所升高。

3.2 二次/一次風(fēng)量比φ的影響

圖6所示為當(dāng)進(jìn)風(fēng)溫度為38 ℃，相對(duì)濕度為20%，循環(huán)水質(zhì)量流量為200 kg/h，一次風(fēng)速u分別為1、2、3 m/s時(shí)，送風(fēng)溫度及單位體積制冷量隨二次/一次風(fēng)量比的變化，為使圖像清晰，僅顯示u=2 m/s時(shí)，COP及冷卻效率隨二次/一次風(fēng)量比的變化，如圖7所示。一次風(fēng)速為1 m/s及3 m/s時(shí)曲線變化趨勢(shì)與2 m/s時(shí)相同。

圖6 送風(fēng)溫度及單位體積制冷量隨二次/一次風(fēng)量比的變化

圖7 COP和冷卻效率隨二次/一次風(fēng)量比的變化

由圖6可知，當(dāng)φ=0.3時(shí)，露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻器具有最大單位體積制冷量，送風(fēng)溫度隨φ的增大而減小，且此趨勢(shì)不隨一次風(fēng)速大小而變。由圖7可知，露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻系統(tǒng)COP在φ=0.25附近時(shí)最大，冷卻效率隨φ的增大而增大。因此綜合制冷量、冷卻效率及COP選取φ，建議值為0.25～0.45，具體取值可根據(jù)實(shí)際送風(fēng)溫度及制冷量要求而定。

原因?yàn)楫?dāng)φ增大，干通道中一次風(fēng)風(fēng)速不變，而濕通道中二次風(fēng)風(fēng)速提高，使?jié)裢ǖ罍y(cè)空氣傳熱傳質(zhì)系數(shù)增大，換熱量增大，因此送風(fēng)溫度降低；但由于送風(fēng)量減小，制冷量先增大后減小。同時(shí)，濕通道中二次風(fēng)速增大，使系統(tǒng)總壓降增大，風(fēng)機(jī)能耗提高，所以COP出現(xiàn)先增大后減小的現(xiàn)象。

3.3 一次風(fēng)速u的影響

當(dāng)進(jìn)風(fēng)溫度為38 ℃，相對(duì)濕度為20%，循環(huán)水質(zhì)量流量為200 kg/h，φ=0.4(模擬發(fā)現(xiàn)二次/一次風(fēng)量比不同，一次風(fēng)速影響結(jié)果趨勢(shì)不變)時(shí)，露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻器的性能隨一次風(fēng)速的變化如圖8所示。

圖8 露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻器的性能隨一次風(fēng)速的變化

由圖8可知，一次風(fēng)速對(duì)送風(fēng)溫度、單位體積制冷量及COP、冷卻效率的影響不受二次/一次風(fēng)量比的影響。冷卻效率隨一次風(fēng)速的增大先升高后下降，但系統(tǒng)單位體積制冷量隨一次風(fēng)速的增大而增大，COP隨一次風(fēng)速的增大而減小，綜合考慮冷卻效果及COP，一次風(fēng)速在2.0～2.7 m/s左右時(shí)，露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻器性能較好，但在實(shí)際運(yùn)行中，需根據(jù)對(duì)送風(fēng)溫度及制冷量的實(shí)際需求選擇最佳風(fēng)速。

一次風(fēng)速影響規(guī)律主要原因在于，當(dāng)一次風(fēng)速增大，干濕通道內(nèi)傳熱傳質(zhì)能力增強(qiáng)，總換熱量增大，但由于空氣流量同時(shí)增大，使送風(fēng)溫度出現(xiàn)先降低后增大的趨勢(shì)；由于送風(fēng)溫度后期增大幅度較小，因此制冷量主要受風(fēng)量增大影響，因此制冷量隨一次風(fēng)速增大而增大；COP隨一次風(fēng)速增大而下降，原因在于由于風(fēng)速增大帶來(lái)的壓降損失影響大于制冷量增大的影響，因此COP整體出現(xiàn)下降現(xiàn)象。

3.4 循環(huán)水質(zhì)量流量的影響

當(dāng)進(jìn)風(fēng)溫度為38 ℃，相對(duì)濕度為20%，一次風(fēng)速為2 m/s，φ=0.4時(shí)，露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻器的性能隨循環(huán)水質(zhì)量流量的變化如圖9所示。

圖9 露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻器的性能隨循環(huán)水質(zhì)量流量的變化

由圖9可知，隨循環(huán)水質(zhì)量流量的增加，送風(fēng)溫度升高，冷卻效率及COP均下降，因此在系統(tǒng)運(yùn)行，濕通道表面完全潤(rùn)濕時(shí)，循環(huán)水質(zhì)量流量越小越好。并且改變其他參數(shù)進(jìn)行模擬發(fā)現(xiàn)，循環(huán)水質(zhì)量流量對(duì)露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻系統(tǒng)性能影響規(guī)律不受其他因素影響。

由式(10)～式(11)可知，水膜表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)隨循環(huán)水質(zhì)量流量增加而減小，但由圖9(a)可知，一次風(fēng)到水膜總的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)隨循環(huán)水質(zhì)量流量的增加稍有增大，但變化趨勢(shì)不明顯，原因可能為熱物性參數(shù)變化引起。因此送風(fēng)溫度的升高，換熱量的下降不是由于水膜對(duì)流換熱表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)的變化引起。隨著循環(huán)水質(zhì)量流量的增加，水的進(jìn)出口溫度下降，導(dǎo)致水膜表面飽和濕空氣含濕量下降，傳質(zhì)能力下降，傳熱量減小，冷卻效率及COP隨著送風(fēng)溫度的升高而降低。

3.5 結(jié)構(gòu)參數(shù)(通道間距與通道長(zhǎng)度)的影響

為對(duì)露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻器結(jié)構(gòu)進(jìn)行進(jìn)一步優(yōu)化，本文對(duì)通道間距及通道長(zhǎng)度對(duì)露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻器性能的影響進(jìn)行研究，當(dāng)進(jìn)風(fēng)溫度為38 ℃，相對(duì)濕度為20%，干通道進(jìn)風(fēng)速度為2 m/s，φ=0.4，循環(huán)水質(zhì)量流量為100 kg/h，模擬結(jié)果如圖10～圖11所示。

圖10 露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻器的性能隨通道間距的變化

圖11 露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻器的性能隨通道長(zhǎng)度的變化

圖10所示為露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻器的性能隨通道間距的變化。由圖10可知，送風(fēng)溫度隨通道間距的增大先降低后升高，單位體積制冷量以及冷卻效率、COP均先增大后減小，但最大值所對(duì)應(yīng)的通道間距不同。綜合考慮制冷量、冷卻效率及COP，當(dāng)通道間距在0.004 m附近時(shí)，露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻器性能較好。

圖11所示為露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻器的性能隨通道長(zhǎng)度的變化。由圖11可知，送風(fēng)溫度隨通道長(zhǎng)度的增大而下降，即冷卻效率隨通道長(zhǎng)度的增大而升高，但由于通道長(zhǎng)度增大，空氣壓降增大，風(fēng)機(jī)能耗升高，露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻器體積增大，單位體積制冷量及COP隨通道長(zhǎng)度的增大而減小，因此通道長(zhǎng)度的選擇應(yīng)綜合考慮制作成本以及所需的送風(fēng)溫度而定。

3.6 進(jìn)口參數(shù)(干球溫度和相對(duì)濕度)的影響

當(dāng)一次風(fēng)速為2 m/s，φ=0.4，循環(huán)水質(zhì)量流量為100 kg/h時(shí)，通過(guò)改變進(jìn)風(fēng)溫度及相對(duì)濕度來(lái)研究露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻器在不同氣候條件下的性能。圖12所示為相對(duì)濕度為20%時(shí)，露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻器的性能隨干球溫度的變化。圖13所示為當(dāng)干球溫度為38 ℃時(shí)，露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻器的性能隨相對(duì)濕度的變化。

圖12 相對(duì)濕度為20%時(shí)，露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻器的性能隨干球溫度的變化

圖13 干球溫度為38 ℃時(shí)，露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻器的性能隨相對(duì)濕度的變化

由圖12可知，相同相對(duì)濕度下，干球溫度越高，則濕球溫度越高，對(duì)于蒸發(fā)冷卻而言，全熱交換驅(qū)動(dòng)力為干濕通道濕球溫度之差，因此進(jìn)風(fēng)濕球溫度越高，對(duì)應(yīng)的送風(fēng)溫度越高。COP及單位體積制冷量隨進(jìn)風(fēng)干球溫度越大而增大，主要原因在于一次風(fēng)進(jìn)出口溫差增大。由圖13可知，相同干球溫度下，相對(duì)濕度越大，則濕球溫度越高，因而送風(fēng)溫度越高，進(jìn)風(fēng)干球溫度不變，則COP及單位體積制冷量減小。濕球效率在不同的進(jìn)風(fēng)參數(shù)下變化不明顯，可見濕球效率主要受露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻器結(jié)構(gòu)參數(shù)及運(yùn)行參數(shù)影響，該逆流波紋板式露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻器的濕球效率在110%～115%之間。

4 結(jié)論

本文對(duì)逆流波紋板式露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻器進(jìn)行數(shù)值模擬，研究了運(yùn)行參數(shù)和換熱器結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻器性能的影響，以及不同氣候條件對(duì)露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻器性能的影響，得到如下結(jié)論：

1)當(dāng)二次/一次風(fēng)量比φ約為0.3時(shí)，露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻器具有最大單位體積制冷量，送風(fēng)溫度隨φ的增大而減?。宦饵c(diǎn)蒸發(fā)冷卻器COP在φ=0.25附近時(shí)最大，冷卻效率隨φ的增大而增大。因此綜合制冷量、冷卻效率及COP綜合選取冷卻效率，建議值為0.25～0.45，但具體取值可根據(jù)實(shí)際送風(fēng)溫度及制冷量要求而定。

2)冷卻效率隨一次風(fēng)速的增大先升高后下降，但系統(tǒng)單位體積制冷量隨一次風(fēng)速增大而增大，COP隨一次風(fēng)速增大而減小，綜合考慮冷卻效果及COP，當(dāng)一次風(fēng)速為2～2.7 m/s時(shí)，露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻器性能較好，但在實(shí)際運(yùn)行中，需根據(jù)對(duì)送風(fēng)溫度及制冷量的實(shí)際需求選擇最佳風(fēng)速。

3)隨循環(huán)水質(zhì)量流量的增加，送風(fēng)溫度升高，冷卻效率和COP下降，因此在系統(tǒng)運(yùn)行中，濕通道表面完全潤(rùn)濕時(shí)，循環(huán)水質(zhì)量流量越小，露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻器性能越好，此趨勢(shì)不受其他影響因素影響。

4)單位體積制冷量及冷卻效率、COP均隨通道間距的增大先增大后減小，但最大值所對(duì)應(yīng)的通道間距不同。綜合考慮制冷量、冷卻效率及COP，當(dāng)通道間距為0.004 m時(shí)，露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻器性能較好。冷卻效率隨通道長(zhǎng)度的增大而升高，單位體積制冷量及COP會(huì)隨通道長(zhǎng)度的增大而減小，因此通道長(zhǎng)度的選擇應(yīng)綜合考慮制作成本以及所需的送風(fēng)溫度而定。

5)相同相對(duì)濕度下，干球溫度越高，送風(fēng)溫度越高，但COP及單位體積制冷量越大；相同干球溫度下，相對(duì)濕度越大，送風(fēng)溫度越高，COP及單位體積制冷量越小。濕球效率主要受露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻器結(jié)構(gòu)參數(shù)及運(yùn)行參數(shù)影響，本文采用的逆流波紋板式露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻器的濕球效率在110%～115%之間。