通过间接蒸发冷却降低到空气湿球温度以下汇总Word格式.docx
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由于这个原因，在许多情况下，冷却流体不能达到合适的低温，因此蒸发冷却的利用潜能是有限的。
因此，新的方法和技术是产生所需的冷却能源。
通过蒸发冷却降低到空气湿球温度以下解决了这种限制，因为它能使冷却温度低于室外空气湿球温度。
有几项研究通过蒸发冷却和许多创新的想法实现降低到空气湿球温度以下。
然而，大多数暖通工程师不知这些方法，以及相关的结果没有共同使用。
Crum[2]等人表明，通过使用多级间接蒸发冷却和冷却塔热交换结合可以实现。
他们指出在空调应用方面，这种冷却塔热交换结合形式具有很大的热潜能。
它可以产生较低的入口空气温度，具有较高的冷却能力。
他们指出在空调运行期间，该设备的性能系数（COP）可以达到75。
Hsu[3]等人通过理论和实验研究，这两个闭环湿表面热交换器配置通过逆流和叉流可以产生低于湿球温度的冷却。
通过闭环逆流式冷却器装置实验测量，他们指出对于逆流闭环装置，该最大的湿球效率为1.3，干通道的传质单元数（NTU）为10，而对于叉流闭环装置，在相同的最大效率下，NTU可以达到15。
对这两台装置，当送入房间的空气比例从零增加到60%时，效率减少了10%。
Boxem[4]等人提出了一个间接蒸发冷却器模型：
两侧带有百叶窗的紧凑式逆流热交换器。
该模型是用来模拟性能为400m3/h的空气冷却器。
作者指出，当入口空气温度低于24oC，他们的计算高估了冷却器性能20%，而对于较高的入口空气温度，冷却器性能高出10%。
Anisimov[5,6]等人提出了一个组合并流和再生-逆流间接蒸发冷却器。
在数学分析的基础上，他们指出这样一种冷却器比其他类型的冷却器具有较高的效率。
Zhao[7]等人提出通过数值研究，逆流间接蒸发冷却器可以实现低于湿球温度。
他们提出一系列设计条件尽量增大冷却器性能：
入口空气速度0.3~0.5m/s，空气通道高度6mm或较低，空气通道的长高比为200，工作空气和产出空气比大约为0.4。
他们指出，在英国夏季设计条件下，冷却器湿球效率高达1.3[8]。
Riangvilaikul和Kumar[9]在干燥、中等湿度和湿度气候下，在不同的入口空气条件下（温度、湿度和速度），对一个显热蒸发冷却系统进行实验。
实验结果表明，湿球效率介于92和114%之间。
在一个炎热和潮湿的气候下，选择一个典型的夏季某一天让系统连续运行，湿球效率几乎不变，为102%。
本文的目的是通过研究，理论，方法实现间接蒸发冷却产出空气低于湿球温度。
研究和比较了四种不同类型的冷却结构和性能。
本文的目的是，基于冷却器的热质交换过程数值分析的数学模型。
名称
d薄壁和水膜的厚度（m）β传质系数（kg水/sm2）/（kg水/kg干空气）
Edp露点效率，Edp=（Ti-To）/（Ti-Tdp）下标
Ewb湿球效率，Ewb=（Ti-To）/（Ti-Twb）d干侧
H空气含湿量（kg水/kg干空气）dp露点温度
h空气焓值（J/kg）i入口
L通道长度（m）n节点
M干通道的空气质量流量（kg/s）o出口
m湿通道的空气质量流量（kg/s）w湿侧
Q传热量（W）wb湿球温度
RH空气相对湿度（%）1一级
T干通道的空气温度（oC）2二级
t湿通道的空气温度（oC）上标
tf水膜温度（oC）′饱和条件下空气-水接触面温度
y1，y2干、湿通道的高度（m）″饱和条件下水膜温度tf
Z通道宽度（m）
a对流传热系数（W/m2K）
2.间接蒸发冷却过程
如图1所示间接蒸发空气冷却器。
产出空气，即送入房间的空气，在干通道里流动。
工作空气流过有一层水膜的薄的不渗透壁湿通道内，这道壁将干、湿通道分开。
因此，产出空气和水膜不直接接触，在湿通道内空气和水直接接触，从而降低水膜的温度。
热转移通过薄壁从产出空气到水膜传递，这意味着产出空气仅发生显热冷却。
因此，间接蒸发冷却不增加产出空气的含湿量，对于直接蒸发冷却来说这是个优势。
由于水的蒸发，工作空气的焓值增加。
因为工作空气的湿度高，所以将工作空气排到大气。
进口工作空气的湿球温度限制了湿通道内空气和水直接接触，然而这意味着送入室内的产出空气温度比湿球温度高。
根据双通道里气流相对流动方向，间接蒸发冷却器可以分为逆流和并流冷却器。
图1逆流式间接蒸发空气冷却器
3.计算模型
如图2所示为间接蒸发冷却空气冷却器。
两个通道的高度（y1和y2）非常小（几毫米）。
薄壁和水膜的厚度均为d。
湿通道里的水保持在停滞的水膜状态。
干通道的空气质量流量（M）和干通道的空气质量流量（m）。
较低的空气速度使气流在双通道里保持层流。
在层流通道，小高度的通道导致了较高的热质交换系数。
湿通道的表面，即水膜存在的地方，是由具有较高的保水能力的多孔介质制作。
Zhao[10]等人研究了许多类型的材料，即金属、纤维、陶瓷、沸石和石碳，这些都有可能被用作间接蒸发冷却器热质交换介质。
他们的结论是相对于其他的材料，灯芯结构（烧结、网格、开槽或晶须）的金属（铜或铝）是最适当的结构/材料。
图2（a）间接蒸发空气冷却器，（b）将冷却器分开成单元
通过一维模型计算出温度的局部分布，蒸发空气冷却器内的焓和湿度。
找到解决方案，冷却器长度（L）被分成小的单元（在这个解决方案中有100个单元）。
如图2b所示，一个单元的长度（dx）包含三个节点（干空气、湿空气和水膜）。
每个单元保持热质平衡，以下假设使问题简化：
（1）假设冷却器和环境很好的绝缘；
（2）忽略壁和水膜在X方向的热传导；
（3）每个通道内的热质交换系数是常数。
图2b为单元，干通道内的空气将热量传递给水膜
（1）
（Cp）是空气的比热容，dA=Zdx。
（U）是总热传递系数U=（1/ad+d/k）-1，（d）和（k）分别是薄壁的厚度和水膜的导热系数，（ad）是干空气侧对流传热系数。
湿通道内流动的空气，空气流和空气-水介面之间由显热和潜热部分：
（2）
（aw）是湿通道空气侧的对流传热系数，（β）是传质系数，（hfg）蒸发水潜热，（H´
n）是空气-水接触面温度（t´
n）饱和的湿空气含湿量。
空气-水蒸汽混合物的焓如下
（3）
（CH）是湿空气的比热容。
因此，湿空气温度如下：
（4）
将等式（4）中的（tn）和等式
（2）中的（t´
n）带入，得出
（5）
因此
（6）
等式（6）中右侧的（aw/βCH）是路易斯关系。
路易斯的数量级表达了系统的能和质传递。
空气-水蒸汽混合物具有低扩散率，类比的传热传质是有效的，路易斯关系可以统一为[11]
（7）
因此，等式（6）简化到
（8）
假设液体侧的接触面传热电阻可以忽略，等式（8）中接触面焓值（h′n）假设等于（h″n），水膜温度（tf）的饱和空气焓值。
因此，
（9）
等式（9）称为默克尔方程[12]。
这个方程表示以空气-水接触面和一定体积的空气焓差为基础作为驱动力，整个过程可以代表能量转移。
单元内部的两股气流的能量平衡
（10）
单元中湿通道内水蒸气质量平衡
（11）
两个通道里的空气流对流传热系数（a）近似通过以下公式，可以视为具有温度恒定的完全层流平行壁[13]
（12）
（Nu）是怒塞尔数，湿通道内传质系数（β）可以使用路易斯关系式从公式中计算出。
根据两个通道内空气的类型（逆流，并流或是再生流），当进入冷却器入口空气条件给定时，等式（1,9,10和11）可以算出每个单元的四个未知数（Tn，hn，tfn，Hn）。
为了验证模型，Hau[3]等人通过实验测量了逆流式再生间接蒸发空气冷却器性能。
结果如图3所示，这说明这个模型可以得到很好的冷却性能。
冷却器出口温度的模型结果和实验数据之间的偏差是7.4%。
图3冷却器的产出空气温度（T）的实验数据和模型结果比较[3]
4．实现低于湿球温度过程的方法
对于间接蒸发空气冷却器来说，室外空气的湿球温度是极限温度。
这导致要考虑一个产出空气低于湿球温度的方法。
主要想法是通过从产出空气分流作为工作空气，即在最后冷却和送入房间之前间接预冷，来实现这一目标。
本文研究了四种类型的冷却器：
研究实例中冷却器的尺寸如下：
y1=y2=0.0035m，L=Z=0.5m。
水膜的厚度为1mm，壁的厚度为0.5mm，d=0.0015m。
因此，保持这个水膜的厚度需要250cm3体积的水。
空气的质量流量如下：
入口空气0.0014kg/s，工作空气0.00098kg/s，产出空气0.00042kg/s，后者等于1.3m3/h。
在这个例子中选择空气质量流量证明低于湿球温度的概念，但可以在实际应用中验证。
具有100个两个通道单元格的冷却器，表面积大约为0.5m2，产出空气流量为130m3/h。
如果冷却器给一个建筑面积100m2，层高2.6m的房间送入空气，每小时换气次数为0.5。
根据房间的负荷大小，房间内的以水为基础的机组（例如冷吊顶，冷板或者地板冷却）连接到一个闭式冷却塔，即直接将水送入这些机组[14,15]，可以承担其余的冷却负荷。
这提供了一个解决房间冷却的完整可持续的冷却方法。
产出空气的出口温度为16oC，房间的温度为26oC，输送的气流可以负责420W冷却效果，即每m3/h负责3.2W。
Zhao[16]等人提出这种冷却器冷却效果大约在中间的范围内。
然而，通过优化蒸发冷却干通道和湿通道的空气流量和使用一个以上的冷却器，它依然可能处理房间的全部冷却负荷。
市场上不同制造商根据运行再生原则制造的间接蒸发冷却器产品，基本上都能供应低于湿球温度的空气。
这些冷却器的产出空气流量范围从400到400m3/h。
假定实例研究中冷却器入口空气条件如下：
入口空气（室外空气）的干球温度为30oC，含湿量为0.009kg水/kg干空气（相对湿度=34%）。
因此，室外空气湿球温度为Twb=18.8oC，露点温度为Tdp=12.5oC。
5.结果与讨论
5.1两级逆流式冷却器
在多级装置中，作为下一级的工作空气是从前一级的产出空气中分流出来。
从图4中可以看出，图中显示了一个两级逆流装置实例，实例中的总长度平分为两级。
入口空气总流量为0.0014kg/s，产出空气流量为：
M1=0.000767kg/s和M2=0.00042kg/s。
工作空气总流量（m=m1+m2）为0.00098kg/s，m1=0.000633kg/s和m2=0.000347kg/s。
选择这些流量使m1/M1=m2/M2=0.825。
总工作空气和总入口空气流量比为m/（M1+m1）=0.7。
图4两级逆流实例
该模型的产出空气温度结果如图4所示。
第一级产出空气温度（Tout1）为20.6oC，最终的产出空气温度（Tout2）为15.9oC，这个值低于室外空气的湿球温度（18.8oC）。
如图5所示为全过程在焓湿图上的显示。
如图5所示，从实际中看出主要的优势是，从离开第一级的产出空气分流出来的进入第二级的工作空气湿球温度，比室外空气湿球温度低（15.6oC相比18.8oC）。
这意味着进入第二级的空气接近15.6oC。
这是本文提出的该方法的主要思想：
通过分流已经被冷却的产出空气预冷工作空气，直到最后使用。
这个两级过程的冷却效率为：
湿球效率Ewb=1.26，露点效率Edp=0.81。
干湿通道空气和沿着两级通道水膜的温度分布如图6所示。
图中的箭头指每级空气通道中空气流向方向。
然而，在设计这样一个逆流冷却器时有一个很大的难题，因为从上一级末端输送产出空气到下一级末端作为工作空气，有许多复杂的情况发生。
图5两级逆流实例中产出空气和工作空气在焓湿图上的状态
图6两级逆流实例中产出空气（T），工作空气（t）和水膜（tf）的温度分布
5.2两级并流冷却器
图4中，工作气流方向和产出空气方向相同，图7是一个两级并流。
和逆流相比，由于并流的不同特点，这将会影响输送的产出空气温度。
在这个并流的实例中，总入口空气、工作空气及出口空气流量和内部流（M1，m1，M2和m2）类似于两级逆流。
第一级的产出空气温度（Tout1）为22.1oC，第二级的最终产出空气温度（Tout2）为17.8oC。
后者也低于湿球温度，但是高于两级逆流装置产出的空气。
另一方面，并流冷却器的构造可能因为工作空气的分流节点在同侧的入口有湿通道。
湿球效率Ewb=1.09，露点效率Edp=0.70。
图8显示了这个过程的焓湿图，第二级入口工作空气湿球温度为16.1oC。
图9显示了冷却器温度分布。
图7两级并流实例
图8两级并流实例中产出空气和工作空气在焓湿图上的状态
图9两级并流实例中产出空气（T），工作空气（t）和水膜（tf）的温度分布
5.3单极逆流式再生冷却器
利用逆流再生冷却器是另一种提供比室外空气湿球温度低的产出空气的方式。
图10显示了这种类型冷却器装置。
工作空气是从产出空气分流出来的，即间接预冷，这使得入口工作空气的湿球温度比室外空气温度低。
这和之前研究的两级逆流和并流实例具有一致的原则。
图11详细解释了在逆流再生实例中这种类型。
它有相同的尺寸（（y1，y2，L，Z和d）及之前提到的两级逆流和并流实例中相同的空气质量流量（总入口空气=0.0014kg/s，产出空气=0.00042kg/s，工作空气=0.00098kg/s和m/M=0.7）。
图12显示了这个过程的焓湿图，它指出产出空气温度（Tout）是17oC，低于室外空气湿球温度，入口工作空气湿球温度为14.3oC。
这个产出空气温度低于两级并流，但是高于两级逆流。
湿球效率Ewb=1.16，露点效率Edp=0.74。
和典型的被室外空气湿球温度限制的单极并流或逆流冷却器相比，这是这个单极冷却器的一个主要优势。
对于后者类型的冷却器，两级机组需要实现低于湿球温度，如之前提到的两个例子，第一级预冷工作空气。
在再生冷却器中工作空气从干通道改道到湿通道很容易，因为它发生在冷却器末端，所以使这种结构成为可能。
图13~15显示了更多的结果。
从图13中我们可以看出，由于产出空气温度（T）高于水膜（tf），所以产出空气将热量转移到水膜，大部分长度水膜的温度高于工作空气（t）温度，除了最后接近分支节点长度的（L）23%。
在其他两个图形（图14和图15），显示了这个冷却器空气湿度、焓及热传递速率的局部分布。
图14显示了沿冷却器长度方向工作空气的性能，湿空气焓、含湿量和相对湿度沿其流动方向从x=L开始到饱和状态增加。
图15显示了热传递局部分布，这取决于温度和湿度梯度，产出空气（Qdry）失去的热量等于工作空气（Qwet）得到的热量，在图15中落到一条线上。
开始传热面积由于较高温度梯度，图形左边总热传递速率高于右边。
湿通道工作空气得热量是显热（Qsen）和潜热（Qlat）之和，图13显示了由于较高的水膜侧工作空气温度，根据等式2，显热对（L）的最后23%是没有好处的。
可以看到图15中两末端的潜热传递高于中间部分，比图14中末端潜热传递高，这和含湿量梯度（H″-H′）有关。
图10单极再生空气冷却器装置
图11单极逆流再生实例
图12逆流再生实例中产出空气和工作空气在焓湿图上的状态
图13逆流再生实例中产出空气（T），工作空气（t）和水膜（tf）的温度分布
图14逆流再生实例中湿通道工作空气性能
图15逆流再生实例中局部热传递
5.4并流-再生联合冷却器
与逆流或再生流相比，干、湿通道中并流的空气在传热面积开始可以实现较好的热性能。
这是由于并流式冷却器中开始较低的水膜温度，而再生流冷却器另一末端更好一些。
Anisimov[5,6]等人参考这一特性，提出了一个具有两级的组合气流冷却器：
冷却器第一部分并流，剩余的部分是再生流。
图16显示了这种类型冷却器的实例。
总气流速率（总入口气流，总工作空气和最终产出空气）类似于之前研究的三个实例。
总入口气流速率=0.0014kg/s。
并流流量是：
M=0.000767kg/s，m1=0.000633kg/s，因此m1/M=0.825，这类似于之前研究的两级逆流和并流冷却器的第一级。
再生部分工作气流m2=0.000347kg/s和m2/M=0.452。
并流部分和逆流再生部分分别占了总长度（L）的20%和80%。
该模型结果表面第一部分（Tout1）产出空气温度是24.1oC，第二部分产出空气温度（Tout2）是15.3oC。
湿球效率Ewb=1.31，露点效率Edp=0.84，这些都比之前三个实例得到的结果好。
图17显示了这个过程的焓湿图。
图18显示了沿着冷却器的温度分布，很显然利用第一级并流冷却是有好处的，它使产出空气温度在20%的总长度从30oC下降到24.1oC，这个冷却器利用第二级并流良好的特点，实现最终温度（T）。
评价具有复杂结构的两级逆流冷却器即并流-再生联合冷却器的性能，图19显示了冷却器不同的比例长度（L1/L）最终的出口温度（Tout2），从图中可以明显看出，和并流-再生类型选定的长度（L1/L=0.2）相比，两级逆流最佳的比例长度产生较高的最终出口温度。
这证实了后者冷却器（并流-再生）联合过程的优势。
图16并流-再生流联合实例
图17逆流再生实例中产出空气和工作空气在焓湿图上的状态
图18逆流再生实例中产出空气（T），工作空气（t）和水膜（tf）的温度分布
图19具有不同比例长度的两级逆流冷却器和并流-再生联合冷却器最终出口温度（Tout2）
6结论
间接蒸发冷却器计算模型是在冷却器内部发生的热质交换过程数值分析基础上发展起来的。
模型结果和文献资料中实验数据验证的保持一致。
从本文分析中可以得出，当实施所推荐的方法时，间接蒸发冷却能够产出比室外空气湿球温度低的空气。
这个想法是将产出空气分流出来作为工作空气，即在最后冷却和输送前间接预冷。
研究实例中的两级逆流、并流及并流-再生联合冷却器湿球效率（Ewb）分别为1.26、1.09及1.31，而单极逆流再生冷却器是1.16。
图5,8,12和17显示了实现低于湿球温度不同冷却过程的焓湿图，结论是随着冷却器级数的增高，根据本文中提到的概念，可以达到的极限温度为室外空气露点温度。
因此，当利用这些间接蒸发冷却器代替常用的“接近湿球温度”，我们可以谈论“接近室外空气的露点温度”。
任何间接蒸发冷却器的冷却效果取决于送入室内的产出空气的温度和流量。
对于一个指定总入口空气流量的冷却器，提高工作空气流量导致了输送的产出空气具有较低的温度、较低的流速，反之亦然。
这是尽量增大输送的产出空气冷却能力的一个优化问题。
本文提出的方法扩展了在降低产出空气温度方面，蒸发冷却在建筑冷却利用的潜能。
这相同的原理可以应用到以水为基础的冷却系统，利用蒸发冷却将热量排到大气中（例如，冷却塔）。
间接蒸发冷却的这种方法不仅限于应用在建筑物冷却，同样也可以应用到其他工业冷却。
鸣谢
作者要感谢芬兰学院资助一个博士后的这项研究。
参考文献
（略）
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