内置格栅逆流式露点蒸发冷却器性能的数值研究*

太原理工大学 杨晋明山西省建筑设计研究院有限公司 孔令寒太原理工大学 杜震宇 贾 捷

0 引言

在我国碳中和、碳达峰政策的背景下，露点蒸发冷却技术因其绿色环保、经济节能等特点，应用优势日益显著[1]。自Maisotsenko等人提出露点蒸发冷却器以来[2]，就如何提高其使用性能这个问题，国内外学者进行了大量的模拟和实验研究。从设备尺度来看，这些研究主要包括分析不同因素,如结构尺寸、入口空气状态和操作条件等对冷却效率的影响，以及对设备结构形式进行研究和创新[3-5]。在应用研究中，主要包括露点蒸发冷却器在不同地区、不同场所的适用性研究，以及将其与空气处理设备组合进行研究[6]。

传统的逆流式露点蒸发冷却器多为竖直放置[7-8]，其一次空气进风口多位于露点蒸发冷却器芯体侧面，这导致干通道内一次空气并非均匀分布，进而造成换热不均匀，降低了冷却效率。若想提高冷却效率，则需使冷却器内的实际流动更接近理想逆流。针对上述问题，本研究提出一种新型结构的露点蒸发冷却器，即在干通道内增设格栅，使一次空气在干通道内接近均匀分布，增强换热的均匀性，从而使露点蒸发冷却器的制冷性能得到提升。

1 研究对象的结构及原理

研究对象为内置格栅的逆流式露点蒸发冷却器，冷却器芯体由若干个干通道和湿通道交替并排组合而成，其整体结构及分解结构示意图见图1。入口空气由左上侧进风口进入干通道，流经格栅后自上而下流动，以显热的形式将热量传递给相邻的湿通道。干通道内的一次空气被等湿冷却，产出空气的一部分进入湿通道作为二次空气。湿通道中，二次空气自下而上流动，与湿表面上的水膜进行热湿交换，二次空气被升温加湿后排至室外。

图1 内置格栅的逆流式露点蒸发冷却器芯体结构示意图

模型A为不含格栅的逆流式露点蒸发冷却器；模型B在模型A的基础上，于干通道内增设单层格栅，格栅由5个挡板和6段间隙组成，格栅均匀分布，其结构示意如图2所示。图3为模型C、模型D、模型E中干通道的结构示意图，模型C和模型D的干通道中内置有单层格栅，模型C中格栅排列方式为自左向右逐渐稀疏；模型D与之相反；模型E内置双层格栅，均为渐密布置。其余几何参数见表1。

图2 模型B的结构示意图

图3 模型C、D、E干通道的结构示意图

表1 逆流式露点蒸发冷却器的几何参数

2 模型建立及求解

选取一个冷却单元(半个干通道、半个湿通道和水膜)，建立二维模型。一次空气在干通道内被等湿冷却，将热量Q1以显热形式传递给水膜。水膜在湿通道中的蒸发量为m，向二次空气传递的潜热量为QL，二次空气与水膜由温差引起的显热换热量为Q2，l为通道间隙，σf为水膜厚度，热湿交换的物理模型如图4所示。模型的主要假设包括：1) 二维、稳态、不可压缩流动；2) 冷却器与外界绝热；3) 干通道、水膜和湿通道间的换热仅限于垂直换热板的方向；4) 不考虑湿表面材料内部的热湿传递；5) 湿表面充分浸湿，水膜均匀分布在湿表面上；6) 忽略重力因素的影响；7) 忽略换热隔板的导热热阻。

图4 逆流式露点蒸发冷却器物理模型

分别对一次空气、二次空气和水膜的流动及换热过程建立连续性方程、动量方程和能量方程，水膜中的水分子向二次空气蒸发的过程用组分扩散方程表示，热湿传递用热源项和湿源项表示。源项推导和定解条件见文献[9]。

连续性方程：

(1)

式中ρ为密度,kg/m3；u为速度矢量，m/s。

动量方程：

(2)

式中p为压力，Pa；μ为动力黏度，kg/(m·s)。

能量方程：

(3)

式中cp为比定压热容，kJ/(kg·℃)；t为温度，℃；λ为导热系数，W/(m·℃)；φ为热源项，W/m3。

组分扩散方程：

(4)

式中d为含湿量；Dab为质扩散率，m2/s；φm为湿源项，kg/m3。

使用多物理场仿真软件COMSOL求解逆流式露点蒸发冷却器的数学模型[9]。使用Riangvilaikul等人的实验数据[4]进行验证，本模型所得出口温度与实验数据的对比结果见图5，一次空气出口温度的模拟值与实验值相比误差不超过10%，本数值模型可用于预测逆流式露点蒸发冷却器的性能。

图5 出口空气温度实验值[4]与模拟值比较

3 性能评价

采用逆流式露点蒸发冷却器的冷却效率(湿球效率和露点效率)对其进行性能评价。湿球效率表示出口温度与入口空气湿球温度的接近程度。

(5)

式中εwb为湿球效率；tdb,i为入口空气干球温度，℃；tdb,o为出口空气干球温度，℃；twb,i为入口空气湿球温度，℃。

露点效率表示出口温度与入口空气露点温度的接近程度。

(6)

式中εdp为露点效率；tdp,i为入口空气露点温度，℃。

4 结果与讨论

4.1 速度、温度分布

图6为在相同入口空气温湿度和操作条件下，5种结构的露点蒸发冷却器中一次空气的速度分布和温度分布云图,图中W为通道宽度，L为通道长度。模拟预设的入口空气温度为35 ℃，含湿量为11.2 g/kg，入口空气速度为2.5 m/s，二次/一次空气风量比为0.44，入口水流量为60 g/h，入口水温为28 ℃。

从图6可以看出，模型A中通道左侧的换热空间几乎没有被利用，干通道内一次空气流动不均匀导致换热不均匀。模型B中一次空气的速度分布与模型A相比基本不变；模型C中气流向通道右侧集中，气流分布的不均匀性增加；模型D中一次空气在干通道中的分布范围向左侧扩展，与模型A相比气流分布稍显均匀；模型E中的一次空气几乎均匀地分布在整个干通道中，通道中的换热空间得到了更充分的利用。此时温度分布也更均匀，有利于提高传热传质效率。

4.2 入口空气状态的影响

图7～9分别显示了3种入口空气含湿量(din)下，入口空气温度对5种结构的露点蒸发冷却器的出口温度和湿球效率的影响。入口空气干球温度变化范围为25～45 ℃，入口空气含湿量分别为6.9、11.2、14.5 g/kg，入口空气速度为2.5 m/s，二次/一次空气风量比为0.44，入口水流量为60 g/h，入口水温为28 ℃。

由图7～9可以看出，入口空气温度和含湿量的升高均导致了出口温度的升高，其中含湿量的影响更明显，含湿量增加7.6 g/kg会使出口温度升高6 ℃左右。分析其原因为：蒸发冷却过程中，热湿交换由湿空气与水膜表面饱和空气层之间的温差和水蒸气分压力差驱动，入口空气含湿量越低，水蒸气分压力差越大，冷却效果越好，出口温度越低[10-11]。

在不同的入口空气状态下，与模型A相比，模型C使出口温度升高，湿球效率降低；模型B与模型D的出口温度低于模型A，湿球效率略有提高。模型E的冷却效果最好，与模型A相比，模型E的出口空气温度降低1.33～4.22 ℃，湿球效率提高了10.2%～37.9%。分析其原因为：模型E的一次空气几乎均匀地充满整个干通道，通道内的换热空间得到了充分利用，增强了换热能力。

4.3 入口空气速度的影响

图10显示了入口空气干球温度为35 ℃、含湿量为14.5 g/kg、二次/一次空气风量比为0.44时，入口空气速度对5种结构的露点蒸发冷却器出口空气温度、湿球效率及露点效率的影响。

从图10可以看出，随着入口空气速度增大，不同结构的露点蒸发冷却器的出口温度均呈线性上升趋势，湿球效率和露点效率下降。分析其原因为：入口空气速度的增大导致了气流在冷却器中的换热时间缩短，热湿传递效果变差，出口温度随之升高。

内置单层格栅的模型B、C、D的出口温度和冷却效率与模型A相差不大，其中模型B和模型D的出口温度低于模型A，冷却效率有所提高；模型C的出口温度高于模型A，再次证明设置渐疏格栅降低了冷却效率。不同入口空气速度条件下，增设双层格栅的模型E的冷却效果最佳，其出口温度较模型A平均下降了1.89 ℃，湿球效率平均提高了17.32%，露点效率平均提高了12.32%。

4.4 二次/一次空气风量比的影响

图11显示了入口空气干球温度为35 ℃、含湿量为14.5 g/kg、入口空气速度为2.5 m/s时，二次/一次空气风量比对5种结构的露点蒸发冷却器出口空气温度、湿球效率及露点效率的影响。

从图11可以看出，无论哪种结构，二次/一次空气风量比由0.1升至0.6，都导致了出口温度下降、湿球效率和露点效率提高。分析其原因为：二次空气比例小会导致湿通道中水的蒸发量减少，水蒸发所吸收的汽化潜热量也会减小，导致冷却效果变差，出口温度随之升高。但过大的二次空气比例会使可用的产出空气量减小，导致冷却器的冷却能力降低，应选择合理的二次空气与一次空气风量比。

模型B、C、D的出口温度和冷却效率与模型A差距较小，在干通道内增设单层格栅对提高冷却效果的作用不大。当二次/一次空气风量比为0.1时，5种结构的出口温度和冷却效率基本相同。当风量比大于0.4后，模型E的出口温度较模型A平均下降了2.65 ℃，此时模型E的湿球效率较模型A提高了20.6%，露点效率提高了13.6%。

5 结论

提出了4种新型的内置格栅的露点蒸发冷却器，运用数值模拟的方法研究了他们的冷却性能，并与不含格栅的露点蒸发冷却器(模型A)进行了比较。结果表明，气流分布越均匀，出口空气温度越低，冷却效果越好；内置双层格栅(模型E)可有效增强一次空气分布的均匀性。内置单层格栅(模型B、C、D)对冷却效果的提升不明显，单层渐疏格栅(模型C)甚至恶化了传热，而增设双层格栅(模型E)对换热效果则有良好改善。与模型A相比，在不同的入口空气温度(25～45 ℃)和含湿量(6.9～14.5 g/kg)条件下，模型E的出口空气温度降低了1.33～4.22 ℃，湿球效率提高了10.2%～37.9%；当入口空气速度为1.5～8.5 m/s时，模型E的出口温度平均下降了1.89 ℃，湿球效率平均提高了17.32%，露点效率平均提高了12.32%；当风量比在0.4～0.6范围时，模型E的出口温度下降了2.65 ℃，湿球效率提高了20.6%，露点效率提高了13.6%。

本文中模拟的露点蒸发冷却器的换热隔板为平板，若采用波纹板可增加换热的接触面积，进一步提高冷却效率。增加格栅在提高冷却效率的同时也增加了流动阻力，接下来将继续研究如何布置格栅能有效提高露点蒸发冷却器的性能系数(COP)。