DOI: 10.11817/j.issn.1672-7207.2021.06.003

蒸发冷却新风空调器的性能对比

杨聪聪¹，任承钦¹，杨洋¹，涂敏²

(1. 湖南大学 机械与运载工程学院，湖南 长沙，410082；

2. 南华大学 土木工程学院，湖南 衡阳，421001)

摘要：基于能量和火用分析的方法对2种传统型和2种改进型蒸发冷却新风空调器(FAC)进行对比；将各FAC和机械蒸汽压缩空调(MVC)组成4种不同的蒸发冷却复合空调(HAC)，对其节能性进行对比分析。首先，建立喷淋填料和翅片式表冷器的分布式参数模型以及MVC的关联式模型，并对喷淋填料和翅片式表冷器的数学模型进行验证。其次，研究4个独立参数(环境空气温度、含湿量、新风质量流量和传热单元数)对各FAC的性能系数(C_OP)、火用效率和火用效比的影响以及对各HAC节能率的影响。最后，评估4种HAC在气候干热的吐鲁番的夏季季节性节能潜力。研究结果表明：各FAC的火用效率和火用效比随环境空气温度增加而升高，随新风质量流量的增加而降低，随传热单元数的增加先升高后降低(FAC-C除外)；所有HAC均适用于干热气候地区，其节能率随新风质量流量和传热单元数的增加先升高后降低；在吐鲁番，HAC比通入新风的MVC节能24.7%~32.8%；HAC-D的节能率始终最大，它是4种方案中的首推方案。

关键词：蒸发冷却；新风空调器；能量分析；火用分析

中图分类号：TB61⁺1          文献标志码：A               开放科学(资源服务)标识码(OSID)

文章编号：1672-7207（2021）06-1747-10

Performance comparison of evaporative cooling fresh air conditioners

YANG　Congcong¹, REN　Chengqin¹, YANG　Yang¹, TU　Min²

(1. College of Mechanical and Vehicle Engineering, Hunan University, Changsha 410082, China;

2. School of Civil Engineering, University of South China, Hengyang 421001, China)

Abstract: Based on energy and exergy analysis methods, two traditional and two improved evaporative cooling fresh air conditioners(FAC) were compared. Moreover, each FAC was combined with a mechanical vapor compression air conditioner(MVC) to form an evaporative cooling hybrid air conditioner(HAC), and the energy saving of the four HACs was analyzed and compared. Firstly, the distributed-parameter models of the packed cooling tower and finned coils, and the correlation model of the MVC were established. The mathematical models of the packed cooling tower and finned coils were validated. Secondly, the effect of four independent parameters(ambient air temperature and humidity ratio, fresh air flowrate and the number of heat transfer units) on the coefficient of performance(C_OP), exergy efficiency and exergy efficiency ratio of each FAC, and energy-saving rate of each HAC were studied. Finally, the summer seasonal energy-saving potential of the four HACs in a typical city, hot-dry Turpan, was evaluated. The results show that the exergy efficiency and exergy efficiency ratio of each FAC increase with the increase of ambient air temperature, decrease with the increase of fresh air flowrate, and increase first and then decrease with the increase of the number of heat transfer units(except FAC-C). All HACs are suitable for hot-dry climate conditions, and their energy-saving rate first increases and then decreases with the increase of fresh air flowrate and the number of heat transfer units. In Turpan, compared to MVC with fresh air, the energy-saving rate of HACs increases from 24.7% to 32.8%, and the HAC-D has the best energy-saving effect, which is the preferred.

Key words: evaporative cooling; fresh air conditioners; energy analysis; exergy analysis

据统计，建筑耗能占世界总耗能的40%，通风和空调系统耗能占建筑耗能的50%，机械蒸汽压缩空调(mechanical vapor compression air conditioner, MVC)占总空调市场份额的95%^[1-2]，因此，急需采用新技术降低通风和空调系统的能耗。使用传统MVC时，室内空气经过蒸发器进行再循环，湿度降低，CO₂的质量浓度升高，影响人体舒适性。通入新风的MVC虽改善了室内空气的品质，但消耗大量电能，室内回风的能量也无法回收利用。由喷淋填料和表冷器组成的蒸发冷却新风空调器(evaporative cooling fresh air conditioner, FAC)可以处理新风，也可以对回风进行利用。FAC只有水泵和风机耗电，耗电量通常为MVC的1/4倍，没有使用氟利昂，不会破坏臭氧层，是一种节能环保的制冷空调^[3-4]。由于引入新风量不能过大，单独使用FAC不能将室内温湿度降低到人类舒适度范围以内。可采用FAC和MVC相结合的蒸发冷却复合空调(evaporative cooling hybrid air conditioner, HAC)改善室内的舒适性，降低能耗。CHAUHAN等^[5]将喷淋填料与MVC组合在3种不同模式下进行实验分析，发现1 a中有8个月可以满足室内舒适性的要求，最大节能率为23.8%。CUI等^[6]研究了逆流式和再生式间接蒸发冷却器作为预冷却单元与MVC组合在热湿条件下的性能，发现再生式的节能效果更好，可消除室外湿空气35%~47%的冷负荷。杨立然等^[7]分析了蒸发冷却与机械制冷协同耦合空调在不同湿度地区的节能性，发现在干燥、中等湿度和高湿度地区，蒸发冷却可分别承担40%，25%和15%的冷量。以上研究都是以热力学第一定律为基础进行的性能分析，只考虑了能量在数量上的差异，没有考虑能量在品质上的差异。鉴于热力学第一定律评价的不足，热力学第二定律(即火用)分析的评价理论在空调领域得到了广泛应用。REN等^[8]讨论了暖通空调应用中火用分析的原理，将其用于评估4种不同蒸发冷却系统的性能，发现再生式蒸发冷却系统具有最佳的性能。LIN等^[9]分析了零火用参考点的选择和露点蒸发冷却器火用效率和火用效比，发现环境温度下的饱和空气的状态点作为零火用参考点是合理的，在名义模拟工况下露点蒸发冷却器的火用效率和火用效比分别为0.42和2.90。目前对FAC的相关研究多集中于对能量性能的分析，对火用性能的研究较少，对FAC的能量和火用性能进行对比分析的研究更少。为此，本文作者基于能量和火用分析方法对2种传统和2种改进的FAC进行对比，并对各HAC的节能性进行分析和对比。根据吐鲁番6~8月份的典型气象年逐时温度和含湿量，研究HAC的季节性节能潜力，确定4种方案中性能较好的方案。

1  蒸发冷却新风空调器的工作原理

图1所示为4种FAC的示意图，各系统用室内回风为二次空气，对其进行能量回收。在FAC-A中，水在喷淋填料中进行热质交换被冷却后流入表冷器1，环境空气经过表冷器1冷却后进入室内。送风的理论最低温度为室内回风的湿球温度。FAC-B与FAC-A相比在二次空气侧增加了表冷器2。在FAC-B中，水流向表冷器1和2的质量流量相等。室内回风经过表冷器2被冷却后进入喷淋填料。送风的理论最低温度为室内回风的露点温度。FAC-C和FAC-D是经过改进的2种新型方案^[10-11]，FAC-C和FAC-D与FAC-B相比在一次空气侧增加了高压加湿喷雾器和表冷器3。在室内空气含湿量较低时，加湿喷雾器启动进行加湿，以满足室内湿度的要求，同时降低了一次空气的温度。送风的理论最低温度为室内回风的露点温度。在FAC-C中，从喷淋填料流出的水流向分2路：一路流向表冷器2，另一路依次流经表冷器3和1，然后混合后流回喷淋填料。新风依次经过加湿喷雾器、表冷器1和3后流入室内。在FAC-D中，从喷淋填料流出的水分3路分别流向表冷器1，2和3，3路质量流量之比为1:2:1。环境空气经过加湿喷雾器后等质量流量的流入表冷器1和3，混合后进入室内。各FAC的送风进入室内和室内的MVC共同调节室内的温度和含湿量。

图1　4种FAC的示意图

Fig.1　Schematic diagrams of four FACs

2  数学模型的建立与验证

在利用Simulink软件进行建模的过程中，进行如下假设：1) 在直接蒸发冷却过程中，水均匀喷洒于填料上，水与空气分界面的温度和水的温度相等，水蒸发引起空气质量流量的变化忽略不计^[12]；2) 喷雾阶段是等焓加湿过程，喷水完全被蒸发，引起空气的质量流量变化忽略不计；3) 翅片和管壁接触良好，冷凝水膜很薄且均匀分布，忽略翅片和管壁之间接触热阻和冷凝水膜引起的热阻^[13]；4) 刘易斯数为1^[14]。

2.1　喷淋填料模型

水和空气的能量和质量守恒方程式^[15]如下：

(1)

(2)

(3)

(4)

式中：t_a，t_w和t_int分别为空气、水和水与空气分界面的温度，℃；N_{TU, m}为传质单元数；w_a和w_int分别为空气的含湿量和水与空气分界面的饱和含湿量，g/kg；m_w和m_a分别为水和空气的质量流量，kg/s；h_a为空气的焓，J/kg；c_pw为水的比定压热容，J/(kg·K)。

采用有限差分法将控制方程(1)~(4)进行离散，输入参数为：空气进口的干球温度、含湿量和质量流量；水进口温度和质量流量；传质单元数。所有离散单元的空气温度、空气含湿量、水质量流量和水温度以及喷淋填料模型的出口参数通过迭代方法求解。计算所有离散单元水出口温度和空气出口温度的前后2次迭代偏差，当偏差均小于设定精度时，则迭代结束。

2.2　翅片式表冷器模型

水和空气的能量和质量守恒方程式^[16]如下：

(5)

(6)

(7)

(8)

式中：t_tw为壁面温度，℃；N_TU和N_TU,w分别为空气侧和水侧的传热单元数；w_tw为t_tw温度下的饱和含湿量，g/kg；c_pa为空气的比定压热容，J/(kg·K)；h_fg为水蒸发的汽化潜热，J/g。

当翅片式表冷器管排数超过4排时，认为管外空气与管内水的流动是逆流。空气侧的换热系数采用j因子法计算，水侧的换热系数采用Gnielinski关联式计算。采用有限差分法将控制方程(5)~(8)进行离散，输入参数为：空气进口的干球温度；含湿量和质量流量；水进口的温度和质量流量；空气侧和水侧的传热单元数。所有离散单元的空气温度、空气含湿量、水温度和壁面温度以及表冷器模型的出口参数通过迭代方法求解。计算所有离散单元水出口温度和空气出口温度前后2次迭代偏差，当偏差均小于设定精度时，迭代结束。

图2　模拟温度与实验温度对比

Fig. 2　Comparison of simulated temperature and experimental temperature

2.3　风机和水泵模型

风机和水泵的功耗计算方程式如下:

(9)

(10)

式中：和分别为风机和水泵功耗，W；Δp_a和Δp_w分别为空气侧和水侧的压降，Pa，压降计算式与N_TU，N_TU,m和N_TU,w有关^[17]；ρ_a和ρ_w分别为空气和水的密度，kg/m³；η_fan和η_pump分别为风机和水泵的效率，分别取0.25和0.30^[17]。

2.4　机械蒸汽压缩空调的关联式模型

MVC的性能系数C_OP,MVC采用拟合关联式计算，相关测试数据来自文献[18]，拟合关联式为

(11)

式中：t_RA和t_FA分别为室内空气温度和环境空气温度，℃。

2.5　模型验证

将喷淋填料和翅片式表冷器出口的模拟温度分别与文献[19]和文献[20]中使用的实验温度进行对比，结果如图2所示。由图2可知：喷淋填料和翅片式表冷器的出口空气干球温度、湿球温度和水出口温度的模拟值与实验值的相对误差均低于7%，说明该数学模型的可靠性较好。

3  性能评价

3.1　能量性能评价

选取某长×宽×高为8 m×5 m×4 m的办公室为研究对象，窗户的面积为13 m²，墙壁、屋顶和窗户的传热系数分别为0.78，0.85和2.3 W/(m²·K)，办公室人数为10人，每人散热量和散湿量均为75 W，灯具和其他耗电设备散热量分别为400 W和300 W，室内空气的干球温度为26 ℃，相对湿度为50%^[21]。HAC的总负荷为Q_AC，新风显热和潜热负荷分别为Q_FA,s和Q_FA,l，房间显热和潜热负荷分别为Q_room,s和Q_room,l，表达式分别为：

(12)

(13)

(14)

(15)

(16)

式中：Q_in,s和Q_indoor,s分别为室内散失的显热负荷和通过围护结构传入房间的显热负荷，W。

FAC承担的显热负荷Q_FAC,s和潜热负荷Q_FAC,l表达式分别为：

(17)

(18)

FAC承担部分负荷，剩余负荷由MVC承担，MVC承担的负荷Q_MVC为

(19)

使用HAC的功耗W_HAC和仅使用通风MVC的功耗W_MVC分别为：

(20)

(21)

FAC的性能系数C_OP为

(22)

相对于通风的MVC，HAC的节能率E_S,HAC为

(23)

3.2　火用性能评价

以环境空气温度下的饱和空气状态点为零火用参考点，湿空气的热火用E_xth、化学火用E_xch和总火用E_xa^[22]分别为：

(24)

(25)

(26)

式中：c_pv为水蒸气的比定压热容，J/(kg·K)；T₀为环境空气温度，K；w₀为环境空气温度T₀所对应的饱和含湿量，g/kg；R_a为干空气的气体常数，J/(kg·K)。

使用蒸发冷却的代价仅是空气和水流动阻力造成的火用损失，可以通过消耗风机和水泵的功率得到补偿。喷雾加湿使一次空气的化学火用转化为一次空气的热火用。FAC的火用效率η_Ex和火用效比E_ER,Ex分别为：

(27)

(28)

式中：E_xfan和E_xpump分别为通过风机和水泵输入到FAC的火用，W。

设风机和水泵的效率均为100%，则风机和水泵输入到FAC的火用表达式^[9]分别为：

(29)

(30)

4  性能分析和对比

环境空气温度(t_FA)、环境空气含湿量(w_FA)、新风质量流量(m_a)和传热单元数(N_TU)为4个独立的影响参数，参考值分别为34 ℃，7 g/kg，0.10 kg/s和3，其变化范围分别为26~41 ℃，5~20 g/kg，0.10~0.23 kg/s和1~16。当迎风面积固定，新风质量流量为0.10 kg/s 时，空气侧的N_TU为3。当新风质量流量改变时，根据以下计算式计算N_TU：

(31)

式中：N_TU,ref和m_a,ref均为参考值；对于喷淋填料和翅片式表冷器，k分别取0.65^[23]和0.34^[24]。

4.1　环境空气温度的影响

图3所示为环境空气温度(t_FA)对各系统性能的影响。由图3(a)可知：随t_FA增加，各FAC的C_OP增加，这是因为一次空气和二次空气温差增加使换热量增加，而各个系统的能耗不变。系统一次空气温降从大到小顺序为FAC-C，FAC-D，FAC-B和FAC-A，能耗从大到小的系统顺序为FAC-C，FAC-B，FAC-D和FAC-A，C_OP从大到小的系统顺序为FAC-A，FAC-D，FAC-B和FAC-C。随t_FA增加，各HAC节能率增加。这是因为HAC的总负荷增加，FAC的C_OP增加，而MVC的C_OP,MVC减小。HAC-D的节能率变化较小且节能率较大，平均节能率为34.0%，温度较低和较高的地区均产生较好的节能效果。HAC-C节能率变化最大，比较适用于温度较高的地区。HAC-A和HAC-B的节能率接近且比HAC-D的节能率小3%~6%。由图3(b)可知：随t_FA增加，各FAC的火用效率和火用效比都升高。这是因为一次空气的热火用增加量升高较快，一次空气化学火用减少量和二次空气总火用减少量升高较慢，泵与风机输入火用不变。FAC-C和FAC-D的火用效率较大，FAC-A和FAC-B的火用效率较小。FAC-D的火用效比最大，FAC-B和FAC-C的火用效比接近且较小。火用效比从大到小的系统顺序为FAC-D，FAC-A，FAC-C和FAC-B，说明FAC-D在商用能源利用上更加有效，更具有节能潜力。

图3　环境空气温度对各系统性能的影响

Fig. 3　Effect of ambient air temperature on performance of each system

4.2　环境空气含湿量的影响

图4所示为环境空气含湿量(w_FA)对各系统性能的影响。由图4(a)可知：随w_FA升高，FAC-C和FAC-D的C_OP在w_FA<8 g/kg时减小，这是因为一次空气加湿量减少使温降减少，而功耗不变；在8≤w_FA≤13 g/kg时，C_OP不变，这是因为没有加湿和冷凝，各参数不变；在w_FA>13 g/kg时，C_OP增加，这是因为一次空气冷凝放热量增加使其温降减少，含湿量下降，但总换热量增加，而功耗不变；当w_FA<8 g/kg时，FAC-A和FAC-B的节能率不变，这是因为一次空气没有加湿，FAC和MVC只承担不变的显热负荷；FAC-C和FAC-D节能率降低，这是因为总负荷不变，FAC承担的负荷减少，节能率降低；当w_FA≥8 g/kg时，系统需要除去多余的含湿量，MVC需要承担更多潜热负荷，使节能率降低；当w_FA≤13 g/kg时，HAC-A和HAC-B系统节能率基本相同，说明此情况下增加表冷器2并不能提高系统节能率。由图4(b)可知：随着w_FA增加，FAC-C和FAC-D在w_FA<8 g/kg时火用效率升高而火用效比降低，这是因为加湿量减少造成一次空气热火用增加量降低，化学火用减少量降低较快，二次空气总火用减少量升高，泵和风机输入火用不变；在8≤w_FA≤13 g/kg时火用效率和火用效比不变，这是因为没有加湿和冷凝，各参数不变；当w_FA>13 g/kg时，由于一次空气被除湿，一次空气总火用增加量先升高后降低，二次空气总火用减少量升高，泵和风机输入火用不变，使火用效率和火用效比先增加后减少；FAC-C的火用效率较大而火用效比较小，FAC-D的火用效率和火用效比均较大。当室内湿度不足时使用加湿器加湿，一次空气的化学火用转化为热火用，与不加湿相比，加湿使FAC的火用效率降低而火用效比升高。

图4　环境空气含湿量对各系统性能的影响

Fig.4　Effect of ambient air humidity ratio on performance of each system

4.3　新风质量流量的影响

图5所示为新风质量流量(m_a)对各系统性能的影响。由图5(a)可知：随m_a增加，各FAC的C_OP减少，这是因为新风速度增大，热质交换不充分使温降减少，制冷量增加较慢，而流动阻力变大使FAC功耗增加较快；随m_a增加，HAC的节能率先增加后减小，其中HAC-B和HAC-C的节能率下降速度较快，不适合在m_a较大时使用；HAC-A，HAC-B，HAC-C和HAC-D在质量流量分别为0.14，0.11，0.11和0.15 kg/s时节能率最大，最大值分别为32.4%，30.3%，33.2%和38.2%。HAC-D节能率始终最大，主要是因为新风风道和水的流路都是并联时风机和水泵能耗低，加湿也降低了新风的温度。由图5(b)可知：随m_a增加，火用效率和火用效比逐渐减少。这是因为FAC中一次空气热火用增加量升高较慢，FAC-A和FAC-B中的一次空气进出口化学火用相同，FAC-C和FAC-D中的一次空气化学火用减少量升高较快，FAC中二次空气总火用减少量升高较快，流动阻力增加使泵与风机输入火用升高较快。FAC-D的火用效率和火用效比始终最大，说明FAC-D的有用能和商用能源利用率最大，具有较大的节能潜力。

图5　新风质量流量对各系统性能的影响

Fig. 5　Effect of fresh air flowrate on performance of each system

4.4　传热单元数的影响

图6所示为传热单元数(N_TU)对各系统性能的影响。由图6(a)可知：随N_TU增加，FAC的C_OP减小，这是因为热质交换充分使一次空气进出口温差增加，但FAC的功耗增加较快；随N_TU增加，HAC的节能率先增加后减小，其中HAC-C下降速度较快，不适合在N_TU较大时使用；N_TU≤2时HAC-C的节能率最大，N_TU>2时HAC-D的节能率最大；HAC-A，HAC-B，HAC-C和HAC-D在N_TU分别为6，6，4和6时节能率最大，最大值分别为32.6%，34.2%，33.2%和37.8%。由图6(b)可知：随N_TU增加，FAC的火用效率先增加后减少。减少的原因是一次空气的热火用增加量和二次空气的总火用减少量升高缓慢，一次空气化学火用减少量不变，而通过风机和水泵输入火用增加。FAC-A，FAC-B和FAC-D火用效比先短暂增加后减小，其中减小的原因是随N_TU增加，一次空气热火用增加量升高，化学火用减少量不变，风机与水泵输入火用升高，整体上呈减小变化趋势。以FAC-D为例，火用效比前期增加的原因是N_TU为2时，一次空气的热火用增加量和风扇与水泵的输入火用分别为N_TU=1时的2.05倍和2.01倍，2.05与2.01的比值大于1，因此，火用效比增加；而当N_TU>2时，比值小于1，火用效比减少。

图6　传热单元数对各系统性能的影响

Fig. 6　Effect of number of heat transfer units on performance of each system

图7　夏季吐鲁番典型气象的逐时温度和含湿量变化

Fig. 7　Hourly temperature and humidity ratio of typical weather of Turfan in summer

5  季节性节能潜力分析

图7所示为夏季吐鲁番典型气象的逐时温度和含湿量变化。吐鲁番为干热气候，最热的月份是6~8月份，月平均温度超过30 ℃。每日的工作时间为8:00—23:00，6~8月份的总工作时长为1 380 h。

当环境空气温度t_FA≤22 ℃时，仅自然通风。图8所示为新风质量流量(m_a)和传热单元数(N_TU)对HAC季节性节能率的影响。由图8可知：当m_a由0.10 kg/s增加到0.15 kg/s时，HAC-A和HAC-D节能率增加，HAC-B和HAC-C节能率下降，它们的变化趋势与图5(a)所示的变化趋势较一致；当N_TU增加时，HAC-A的节能率先增加后接近不变，HAC-B和HAC-D节能率增加，而HAC-C节能率减少，它们的变化趋势与图6(a)所示的变化趋势接近一致；HAC比通入新风的MVC节能24.7%~32.8%，HAC具有很大的节能潜力；HAC-C和HAC-D具有相同的部件，HAC-D的节能率比HAC-C的节能率高1.2%~7.2%。HAC-D的节能率始终最大，最大节能32.8%。

图8　新风质量流量和传热单元数对HAC季节性节能率的影响

Fig. 8　Effect of fresh air flowrate and number of heat transfer units on seasonal energy-saving rate of HAC

6  结论

1) 当各HAC在温度较高和含湿量较低时，节能率较大，HAC比较适合用于干热地区。当环境空气温度增加时，各FAC的C_OP、火用效率和火用效比升高。一次空气加湿使FAC的C_OP增加，火用效率降低，而火用效比增加。

2) 当新风质量流量增加时，各FAC的C_OP、火用效率和火用效比降低,各HAC的节能率先增加后减少，不推荐HAC-B和HAC-C在新风质量流量较大时使用。当传热单元数增加时，各FAC的C_OP降低，火用效率、火用效比先增加后降低(FAC-C除外)，各HAC的节能率先增加后减少。不推荐HAC-C在传热单元数较大时使用。

3) 当4个独立的影响参数变化时，FAC-D的C_OP始终仅低于FAC-A的C_OP，HAC-D的节能率在绝大多数条件下最大。FAC-D的火用效率在大多数条件下最大，火用效比始终最大，说明在有用能和商用能源利用上更加有效，更具有节能潜力。

4) 在干热的吐鲁番，当新风质量流量和传热单元数变化时，HAC比通入新风的MVC节能24.7%~32.8%，HAC具有很大的节能潜力，其中，HAC-D节能率始终最大，它是4种方案中的首推方案。

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(编辑  陈灿华)

收稿日期： 2020 -12 -15； 修回日期： 2021 -03 -12

基金项目(Foundation item)：国家自然科学基金资助项目(51708272) (Project(51708272) supported by the National Natural Science Foundation of China)

通信作者：任承钦，博士，教授，从事空调制冷节能新技术和强化传热传质技术研究；E-mail: renchengqin@163.com

引用格式：杨聪聪, 任承钦, 杨洋, 等. 蒸发冷却新风空调器的性能对比[J]. 中南大学学报(自然科学版), 2021, 52(6): 1747-1756.

Citation:YANG Congcong, REN Chengqin, YANG Yang, et al. Performance comparison of evaporative cooling fresh air conditioners[J]. Journal of Central South University(Science and Technology), 2021, 52(6): 1747-1756.