基于轉輪除濕的蒸發式過冷水制取流態冰方法的研究

岳 崢 張小松

(東南大學能源與環境學院 南京 210096)

流態冰由于其良好的熱物理特性[1],被廣泛應用于冰蓄冷、食品保鮮、醫療衛生、工業生產等領域[2]。如何高效、節能地制取流態冰成為當前國內外相關領域研究的熱點,常見的流態冰制取方法有:直接接觸換熱法、壁面刮削法、真空法以及過冷水法。直接接觸換熱法[3]需要消耗大量的制冷劑,且制冷劑與水難以徹底分離;壁面刮削法[4]是目前商業化應用最廣的方法,但刮片需要消耗額外的機械動力;真空法[5]傳熱效率高,但真空泵能耗巨大;而過冷水法制冰原理簡單,幾乎所有的流態冰制取方法都涉及水的過冷狀態,也是目前研究最廣泛的一種流態冰制取方法[6]。但傳統過冷水法存在兩個主要問題,1)過冷水法的過冷度過低,單周期制冰量小使制冰效率低;2)過冷水不穩定,容易在管道中結冰而堵塞,成為制約其進一步發展的瓶頸。

當前過冷水法的研究主要集中于過冷水制冰機理研究、過冷度的控制等幾個方面[7],主要是為了解決過冷水的冰堵問題。近年來,李秀偉等[8-10]結合真空法和過冷法,首次提出了一種新型的蒸發式過冷水制取流態冰的方法,水在低水蒸氣分壓力環境下,無需真空也能夠蒸發過冷,實現了水的管外過冷,避免了傳統過冷法容易出現的冰堵問題,同時直接接觸換熱具有制冰效率高的優點,因此成為一個新的研究方向。殷勇高等[11-12]將溴化鋰吸收式制冷系統與蒸發式過冷水制冰系統相結合,設計了溴化鋰吸收式低壓制冰系統,閆俊海等[13-14]進一步探究了基于溶液深度除濕和基于冷凍除濕的流態冰制取方法,通過理論和初步的實驗研究證明了蒸發式過冷水制取流態冰的獨特優勢。然而上述方法中,溶液除濕型制冰對除濕溶液的要求過高,需要尋求合適配比的濃溶液才能滿足制冰所需的超低含濕量空氣(3 g/(kg干空氣)以下)的要求,此外溶液除濕涉及除濕、再生等多個環節,系統龐大復雜,阻礙了其進一步的商業化推廣,冷凍除濕型制冰同樣容易出現結冰的問題,而轉輪除濕設備簡單,除濕效果良好,很容易將濕空氣除濕至較低含濕量,從而提高水滴的過冷度,提高制冰效率。目前關于轉輪除濕型的制冰方法尚無人研究,因此本文提出了基于轉輪除濕的蒸發式過冷水制取流態冰的方法,利用轉輪除濕提供低含濕量空氣,利用CO2熱泵給除濕后的空氣降溫,同時經過氣體冷卻器側的高溫空氣為轉輪除濕提供再生熱量,實現整個系統能量的綜合利用。并通過模擬分析初步驗證了新型流態冰制取系統的可行性與高效性,研究了主要運行參數對系統性能的影響,為下一步實驗研究做出了有益探索。

1 系統流程

基于轉輪除濕的蒸發式過冷水制取流態冰系統如圖1所示。該系統主要由轉輪除濕模塊、CO2熱泵冷卻再生模塊、蒸發制冰模塊3個模塊組成。轉輪除濕模塊作為提供蒸發條件的模塊,通過除濕轉輪的周期轉動,除去來自蒸發制冰室的水蒸氣,保證水滴在低水蒸氣壓力下持續蒸發降溫;CO2熱泵冷卻再生模塊作為系統的動力來源模塊,一方面對干燥后升溫的空氣降溫冷卻,另一方面加熱再生空氣,滿足轉輪除濕的再生溫度要求;蒸發制冰模塊作為流態冰最終生成的核心模塊,水滴在蒸發制冰室內降溫、過冷、結冰從而形成流態冰。

圖1 系統流程圖

3個模塊又可以細分為以下幾個具體循環:

循環1為水循環。首先來自供水池中的常溫水在水泵的作用下,通過蒸發制冰室頂部的噴嘴,將其霧化成細小的水滴,水滴在下落的過程中與周圍低溫低含濕量的空氣發生劇烈的傳熱傳質,水滴溫度迅速降至0 ℃以下至過冷狀態。然后同傳統過冷水法類似,過冷的水滴通過撞擊底部的過冷解除裝置,過冷狀態被打破,在一定過冷度的驅動下,重新回到0 ℃,而一部分水滴轉變為冰晶。由于水滴是在空曠的環境中過冷,不會出現管道的冰堵,因此沒必要依舊遵循傳統過冷水法中2 ℃的過冷度限制,水滴在一定溫度與含濕量的條件下可以達到更大的過冷度,從而大幅提高了單周期循環的制冰量。最后蒸發制冰室底部生成的冰水混合物進一步通過冰水分離器,固體冰晶送入儲冰池,未結冰的水再一次進行循環蒸發冷卻。

循環2為冷凍空氣循環。從蒸發制冰室出來的低溫濕空氣在風機的抽吸下,進入除濕轉輪的除濕區,水蒸氣在經過除濕區各狹小通道過程中,被通道周圍的吸附劑逐漸吸收,同時水蒸氣凝結釋放潛熱。與溶液除濕不同的是,此時的潛熱大部分轉移至除濕空氣,使除濕后的空氣溫度提高較多,升溫的空氣首先經過空-空換熱器與常溫的環境空氣進行充分換熱降溫,以減少冷卻能耗,然后送入CO2熱泵的蒸發器進行冷卻降溫。為最大可能提高蒸發制冰室內水滴的過冷度,在保證蒸發器不析出水分結冰的情況下,將空氣降溫至最低,即對應含濕量空氣下的露點溫度。蒸發器出來的低溫、低含濕量空氣從蒸發制冰室的底部進入,在溫差下,霧化下落的水滴與周圍空氣進行充分逆流換熱,同時在水蒸氣分壓力差下,發生潛熱換熱,在顯熱和潛熱的共同作用下,水滴溫度不斷下降,空氣溫度升高,含濕量增大,從而再次送入除濕區進行下一次循環。

循環3為再生空氣循環。再生空氣的來源為環境空氣,常溫下的環境空氣首先經過CO2熱泵的氣體冷卻器,對跨臨界條件下的CO2冷卻?？缗R界壓力下的CO2不會發生相變,因此可以產生較大的溫度滑移,從而與空氣溫度的上升相匹配,保證了在較小傳熱溫差下將環境空氣加熱至所需的再生溫度。高溫再生空氣進入除濕轉輪的再生區,通道內的吸附劑在高溫下釋放水分,從而重新恢復除濕能力。系統在再生空氣的循環中還引入了其他能量輸入模塊,可以根據再生溫度要求,靈活補充太陽能、工業余熱、廢熱等,進一步減少制冰能耗。

循環4為CO2熱泵循環。CO2在低壓下蒸發吸熱,在跨臨界壓力下被氣體冷卻器冷卻,循環中設置回熱器,以降低進入節流閥之前的溫度,減少節流損失;壓縮機選擇最優排氣壓力,以實現性能系數的最大。相比于一般熱泵,CO2熱泵可以在維持較低蒸發溫度的同時,提供高溫熱源,這恰好契合了本系統的要求:既需要低溫冷源承擔冷卻空氣的顯熱負荷,也需要高溫熱源承擔再生的潛熱負荷。

2 系統模型

2.1 蒸發制冰模型

蒸發制冰室內水滴的蒸發降溫、過冷是系統制冰的關鍵環節,水滴的傳熱傳質效果、水滴所能達到的過冷度,直接影響產冰量;此外通入空氣與水的比例、空氣的溫升與含濕量的變化又影響除濕能耗及冷卻能耗?，F有水滴蒸發模型[15-16]大部分是在單個水滴的基礎上進行的,僅考慮水滴溫度的變化,將周圍空氣視為無限量。而對本系統而言,空氣參數的變化情況同樣至關重要,因此建立蒸發制冰室內有限量空氣與有限量水的傳熱傳質模型是十分必要的。

蒸發制冰室中空氣與水熱質交換的一維模型如圖2所示,取水滴下落高度dy的微元控制體來研究制冰室內霧化水滴與空氣的熱質交換關系。

圖2 蒸發制冰室一維模型

2.1.1 傳質方程

水滴的單位時間蒸發量:

(1)

水滴直徑隨時間的變化:

(2)

根據水滴和空氣傳質守恒可得:

dmw=Mw,e=madda

(3)

化簡可得空氣含濕量的變化:

(4)

2.1.2 能量方程

水滴與空氣的顯熱交換量為:

Qc=hc(Ta-Td)A

(5)

水滴與空氣的潛熱交換量為:

Qe=Mw,eLw=Lwhm(da,s-da)A

(6)

水滴與空氣之間總的換熱量等于單位時間內水滴內能的變化量:

mwcp,wdTd=Qc+Qe=hc(Ta-Td)A+Lwhm(da,s-da)A

(7)

水滴溫度的變化為:

(8)

根據水滴和空氣能量守恒得:

madha=cp,wmwTd-cp,w(mw-dmw)(Td-dTd)

≈cp,wmwdTd+cp,wTddmw

(9)

推導可得空氣的焓值變化為:

(10)

由濕空氣焓值計算公式可得空氣溫度變化為:

(11)

2.2 轉輪除濕模型

2.2.1 模型假設

本文選取轉輪除濕中常用的硅膠作為吸附劑,硅膠吸附劑以正弦壁面包圍著空氣共同構成轉輪的流動通道。取除濕轉輪中的一個氣流通道作為研究對象,可用其在一個轉動周期內不同時刻(或不同位置)的狀態描述整個轉輪在同一時刻的工作狀態。為簡化計算,模型進行如下假設:

1)氣流的流動、傳質和傳熱是一維的;

2)忽略軸向熱傳導和質量擴散,并假設熱量和質量的交換只通過對流來完成;

3)多孔介質的熱物性、顆粒直徑和孔隙率等參數在空間上處處相等。

2.2.2 控制方程

空氣中水分質量平衡方程為:

(12)

空氣能量平衡方程為:

(13)

吸附劑中水分質量平衡方程為:

(14)

吸附劑中能量平衡方程為:

(15)

2.3 CO2熱泵冷卻再生模型

2.3.1 數學模型建立

CO2熱泵循環如圖3所示。

圖3 CO2熱泵系統T-s圖

對于蒸發器:

Qeva=mr(h6-h5)=macp,a(Ta,in-Ta,out)

(16)

對于壓縮機:

ηall=-0.002 1rp2-0.015 5rp+0.732 5

(17)

h2=h1+(h2s-h1)/ηall

(18)

WC=h2-h1

(19)

對于氣體冷卻器:

Qgas=mr(h2-h3)=mz,acp,a(Tz,a,in-Tz,a,out)

(20)

對于回熱器:

(21)

對于節流閥:

h5=h4

(22)

2.3.2 模型優化

相比于一般熱泵,跨臨界CO2熱泵具有一個重要特性:即在相同的氣體冷卻器出口溫度下,存在一個最優的氣體冷卻壓力使循環的COP(coefficient of performance)達到最大值,該壓力也被稱為最優排氣壓力(或最優高壓壓力),因此在確定氣體冷卻器進、出口溫度條件下,如何選取合適的排氣壓力對系統性能的影響至關重要。此外氣體冷卻器由于夾點溫差[17]的存在,使得系統實際性能與理論模擬相差較大,因此模型優化主要圍繞是否滿足夾點溫差與是否滿足最優排氣壓力兩個因素進行,模型優化流程如圖4所示。

圖4 模型優化求解流程圖

2.4 模型驗證

蒸發制冰室中通過高壓霧化噴嘴形成的液滴直徑非常小,很難進行單個微小水滴的實驗研究。因此將本文建立的蒸發制冰模型與單個大水滴的實驗數據[15]進行對比,對比結果如圖5所示。在不同工況參數條件下,模擬計算得到的水滴在蒸發過冷階段的溫度變化與實驗結果的變化趨勢基本一致,驗證了模型的有效性。

圖5 蒸發制冰模型驗證圖

將本文建立的轉輪除濕模型與余卓雷等[18]開展的除濕轉輪的傳熱傳質特性研究實驗數據進行對比,在相同進口工況下,計算了不同轉輪再生溫度對處理空氣進出口含濕量變化和進出口溫度變化的影響。驗證結果如圖6所示,其中處理空氣進出口含濕量和溫度的誤差絕大部分均在15%以內,因此可以利用本模型分析和預測轉輪除濕出口空氣的含濕量和溫度。

圖6 轉輪除濕模型驗證圖

將本文建立的CO2熱泵冷卻再生模型與文獻中的實驗[19]進行對比,在實驗工況下計算了熱泵制冷COP,并與實驗值進行了對比。驗證結果如圖7所示,模型的誤差幾乎在10%以內,驗證了建立的CO2熱泵模型的準確性。

圖7 CO2熱泵模型驗證圖

3 系統性能分析

3.1 性能評價指標

新型的流態冰制取方法是在傳統過冷水法原理基礎上改進的,將兩者進行性能對比是十分有價值的。本文引入兩個對比評價指標:單周期制冰量mice和制冰性能系數CCIPP。

定義單周期制冰量為制冰系統循環一次所產生的制冰量。在循環中,當過冷度為ΔT的水滴打破過冷狀態,一部分水滴形成冰晶,而其余部分水滴則回到0 ℃,形成冰水混合物。此時產生的制冰量為:

mice=cp,wmwΔT/rf

(23)

定義制冰性能系數為單周期制冰量與整個制冰的系統輸入總能量之比:

CCIPP=mice/W總

(24)

對于傳統過冷水法,假設水的初始溫度為Tw,in,進水質量流量為mw,系統制冷系數為COP,而傳統過冷水法的過冷度ΔT一般為定值,受過冷度限制一般取為2 ℃,則系統單周期制冰量、總能耗和制冰性能系數分別為:

mice,1=cp,wmwΔT/rf

(25)

W總,1=cp,wmw(Tw,in+ΔT)/COP

(26)

(27)

對于新型的流態冰制取方法,在進水質量流量mw相同下,mice主要取決于水滴的過冷度ΔT,而水滴過冷度與水滴在蒸發制冰室中的降溫效果相關,因此ΔT非定值,而微小水滴在快速冷卻下的最大過冷度可以達到10 ℃以上[20-21]。假設水滴降溫最終所達到的溫度為Td,end,則ΔT=273-Td,end。新系統需要的能量輸入主要分為三部分:1)轉輪除濕模塊再生端需要的再生熱量輸入Qz;2)CO2熱泵冷卻再生模塊冷卻空氣所需要的能量輸入WC;3)系統水循環和空氣循環中水泵和風機的能耗,由于流量較小,該部分能耗占比不到10%,本研究中總能耗W總可忽略水泵與風機能耗。同時,新系統高溫端的能量輸出為Qgas。若Qgas

(28)

則新型流態冰制取系統單周期制冰量和制冰性能系數分別為:

mice,2=cp,wmw(273-Td,end)/rf

(29)

(30)

3.2 系統主要參數對性能的影響

新型流態冰制取系統的性能表現與轉輪除濕、CO2熱泵的運行參數以及水與空氣的初始參數密切相關。例如,對于轉輪除濕,再生溫度越高,除濕后空氣的含濕量越低,水滴的過冷度越大,但同時對CO2熱泵的熱量需求也增大;減少除濕轉輪再生角度,可以有效降低再生溫度,但又會影響除濕效果;不同的氣水比和水滴直徑同樣對系統性能影響較大。因此本文重點研究了以上幾個系統主要參數對制冰性能系數的影響,探究系統運行的最優工況條件。

系統基本參數設置如表格1所示。在保持其他參數不變的條件下,分別改變轉輪再生溫度、再生角度、水滴直徑和氣水比的變化范圍,研究不同參數對制冰性能的影響。

3.2.1 不同再生溫度

圖8所示為轉輪的不同再生溫度對制冰性能的影響。由圖8(a)可知,在70～100 ℃范圍內,CCIPP先迅速增大,然后緩慢增至最大;當再生溫度超過100 ℃繼續提高時,CCIPP反而逐漸下降。CCIPP升高是因為再生溫度越高,除濕越充分,水滴蒸發過冷度越大,使單周期制冰量越大。而CCIPP降低的原因來自于兩方面:1)再生溫度越高,CO2熱泵氣體冷卻器的出口溫度越高,COP的降低促使壓縮機功耗增加;2)由圖8(b)可知,隨著再生溫度的提高,轉輪所需的再生熱量不斷提高,當CO2熱泵的熱量小于再生熱量時,需要額外的壓縮機作功才能保證再生要求。因此雖然再生溫度的提高使制冰量增加,但此時系統能量輸入的增加量更大,導致CCIPP下降。為盡可能利用其他低品位熱源,增加系統再生端熱源利用靈活性,本系統選取再生溫度為90 ℃作為最佳運行工況條件。

圖8 再生溫度對制冰性能的影響

3.2.2 不同轉輪再生角度

圖9所示為不同轉輪再生角度對制冰性能的影響。選取3種常規的轉輪再生角度進行模擬分析,結果顯示:當轉輪再生角度從90°變為135°時,CCIPP提高了1.8倍,而當轉輪再生角度從135°變為180°時,CCIPP提高了5.6%。由此可知,增大轉輪再生角度可以有效提高CCIPP。此外在3種轉輪再生角度下,CO2熱泵的熱量均高于轉輪再生熱量,且再生角度越小,剩余的熱量越大,證明了在3種工況下,本系統均可以滿足再生熱量的需求。為充分利用多余的CO2熱泵熱量,本系統選取轉輪再生角度為180°作為最佳運行工況條件。

表1 系統基本參數

圖9 轉輪再生角度對制冰性能的影響

3.2.3 不同水滴直徑

圖10所示為不同水滴直徑對制冰性能的影響。蒸發制冰室的進水在高壓噴嘴下,霧化形成直徑非常小的水滴,如何選取噴嘴形成一定直徑大小的水滴從而提高水滴降溫效果具有重要意義。由圖10(a)可知,隨著水滴直徑的不斷降低,系統CCIPP不斷升高,當水滴直徑小于200 μm時,CCIPP基本保持不變。圖10(b)表明不同水滴直徑對CO2熱泵和轉輪再生區的熱量影響較小,且系統均可以滿足再生熱量的需求。為降低對霧化噴嘴的要求,本系統選取水滴直徑為200 μm作為最佳運行工況條件。

圖10 水滴直徑對制冰性能的影響

3.2.4 不同氣水比

圖11所示為不同氣水比對制冰性能的影響。蒸發制冰室內通入的空氣與水進行逆流換熱,空氣與水的比例不僅決定著水滴的蒸發降溫效果,也決定著系統冷卻空氣需要的能耗。由圖11(a)可知,CCIPP隨著氣水比的增大先快速增大然后緩慢下降。這是因為蒸發制冰室內水滴的不斷蒸發會使空氣含濕量增大,當氣水比較小時,空氣含濕量快速增加,從而影響蒸發降溫效果,導致制冰量降低。然而氣水比并非越大越好,空氣流量越大,需要轉輪除濕的空氣越多,CO2熱泵將空氣冷卻至對應露點溫度的能耗也越大。圖中顯示,當氣水比為4時,CCIPP反而為負數,說明此時工況已不能滿足將水滴降溫至0 ℃以下而結冰。當氣水比為6時,制冰性能系數達到最大,且由圖11(b)可知,此時系統完全可以滿足再生熱量的需求。因此本系統選取氣水比為6作為最佳運行工況條件。

圖11 氣水比對制冰性能的影響

3.3 系統性能對比

在已經確定系統主要參數最佳運行工況條件的基礎上,進一步研究了新型流態冰制取方法相比于傳統過冷水法的性能表現。系統最佳運行參數設置如表2所示。

表2 系統最佳運行參數

在最佳運行參數設置下,圖1所示新型流態冰制取系統中各循環具體運行參數變化如下:循環1水循環中,25 ℃常溫水進入蒸發制冰室,通過霧化噴嘴,霧化成平均直徑為200 μm的水滴,然后與入口低溫低含濕量空氣(溫度為-10.9 ℃,含濕量為1.5g/(kg干空氣))進行充分逆流換熱,水滴快速冷卻至-10.6 ℃,經過過冷解除裝置,一部分水滴形成冰晶。循環2冷凍空氣循環中,蒸發制冰室出口的高濕空氣(溫度為8.8 ℃,含濕量為7.1 g/(kg干空氣))進入轉輪除濕,含濕量重新降低為1.5 g/(kg干空氣),經過空-空換熱器與蒸發器冷卻,溫度重新降至-10.6 ℃,從而滿足制冰需求。循環3再生空氣循環中,含濕量為14 g/(kg干空氣)、溫度為25 ℃的環境空氣首先進入氣體冷卻器升溫至90 ℃,再進入轉輪除濕的再生區,溫度降低為63 ℃,含濕量升為20.5 g/(kg干空氣),再次排回環境空氣中。循環4 CO2熱泵循環中,低溫CO2在蒸發器側將除濕空氣冷卻至-10.9 ℃,高溫CO2在氣體冷卻器側將再生空氣加熱至90 ℃。

圖12進一步對比了傳統過冷水法和新型流態冰制取方法的性能。由圖12可知,本系統在最佳運行工況條件下,相比于傳統過冷水法,CCIPP提高了25.9%,在減少制冰能耗的同時避免了過冷水法容易出現的冰堵問題;此外本系統突破了傳統過冷水法中對過冷度的限制,水滴在快速降溫下的過冷度大幅提高,單周期制冰量mice提高了4.3倍,從而極大提高了制冰效率。通過系統性能的對比,進一步證明了本文提出的基于轉輪除濕的蒸發式過冷水制取流態冰方法的可行性與高效性。

圖12 兩種制冰方法的性能對比

4 結論

本文在蒸發式過冷水制取流態冰的基礎上,提出了一種新型的基于轉輪除濕的流態冰制取方法,通過理論模擬對系統制冰性能進行綜合分析,得到以下結論:

1)通過轉輪除濕營造低水蒸氣分壓力環境,實現水滴的管外過冷,既避免了傳統過冷水法的冰堵問題,又不需要維持真空所需要的大量能耗;與其他溶液除濕型流態冰制取方法相比,系統設備簡單且除濕效果更好,實現了水滴更大的過冷度,且依靠系統自身的冷凝熱即可滿足轉輪再生需求。

2)轉輪的再生溫度并非越大越好。系統制冰性能系數隨再生溫度的升高先增大然后降低,當再生溫度為90 ℃時,系統具有較好的制冰性能,且可以靈活利用其他低品位熱源,進一步減少能耗。

3)轉輪的再生角度越大,系統制冰性能越好。在滿足除濕空氣需求前提下,盡可能增大轉輪再生區的面積以提高制冰性能,當選取再生角度為180°時,系統具有更高的制冰性能系數。

4)霧化水滴的直徑越小,系統制冰性能越好。但隨著直徑的進一步降低,性能系數提高的越來越少。為降低對噴嘴壓力的要求,選取霧化水滴的直徑為200 μm。

5)通入空氣和水的質量流量比例對系統性能影響較大。系統制冰性能系數隨著氣水比的增大先增大后降低,當氣水比為6時,系統具有最大制冰性能系數。

6)在最佳運行工況條件下,新型制冰系統的性能系數比傳統過冷水法提高了25.9%,單周期制冰量提高了4.3倍。

符號說明

A——水滴的總傳質面積,m2

CCIPP——制冰性能系數,kg/kJ

COP——系統制冷系數

COPheat——系統制熱系數

cp,w——水比定壓熱容,kJ/(kg·K)

cp,a——空氣比定壓熱容,kJ/(kg·K)

ctot——吸附劑固體綜合比熱,kJ/(kg·K)

da,s——水滴表面飽和邊界層的空氣含濕量,kg/(kg干空氣)

da——流動空氣的含濕量,kg/(kg干空氣)

Dc——氣體二元擴散系數,m2/s

Dd——水滴直徑,m

Dh——蜂窩通道的當量直徑,m

fcv——控制體cv與整個氣體冷卻器的換熱量之比

fd——吸附劑質量占固體基體質量比例

h1～h6——不同制冷劑狀態點焓值,kJ/kg

ha——空氣的焓值,kJ/kg

hc——水滴與空氣間對流傳熱表面傳熱系數,kW/(m2·K)

hm——水滴與空氣間單位面積傳質速率,kg/(m2·s)

hr,cv——控制體cv處制冷劑焓值,kJ/kg

kc——空氣與吸附劑間對流傳熱表面傳熱系數,kW/(m2·K)

km——空氣與吸附劑間傳質系數,m/s

Lw——蒸發潛熱,kJ/kg

ma——空氣的質量流量,kg/s

mice——制冷劑流量,kg/s

mw——進水質量流量,kg/s

mr——制冷劑流量,kg/s

mz,a——再生空氣流量,kg/s

Mw,e——水滴的單位時間蒸發量,kg/s

Nu——努塞爾數

p2——2點制冷劑壓力,Pa

Qc——水滴與空氣的顯熱交換量,kW

Qcv——微元控制體cv內換熱量,kW

Qe——水滴與空氣的潛熱交換量,kW

Qeva——蒸發器制冷量,kW

Qgas——氣體冷卻器排熱(即提供轉輪再生熱量),kW

Qz——再生熱量輸入,kW

qst——吸附熱,kJ/kg

rf——水的凝固潛熱,kJ/kg

rp——壓縮機壓比

Sh——舍伍德數

t——時間,s

T1、T2——空氣、吸附劑固體的溫度,K

ΔT——水滴的過冷度,K

ΔTcv,min——控制體cv處最小夾點溫差,K

ΔTpp——夾點溫差,K

Ta——空氣的溫度,K

Td——水滴的溫度,K

Ta,in、Ta,out——冷凍空氣進、出口溫度,K

Td,end——水滴降溫最終所達到的溫度,K

Tr,1～6——不同制冷劑狀態點溫度

Tw,in——水的初始溫度,K

Tz,a,in、Tz,a,out——氣體冷卻器進、出口空氣溫度(即再生空氣溫度),K

Tz,a,cv——控制體cv處再生空氣溫度,K

u——空氣的流動速度,m/s

W——吸附量,kg/kg吸附劑

WC——壓縮機總功耗,kJ

w1、w2——外部空氣的含濕量、吸附劑孔隙內的含水量,kg/kg

W總——制冰系統總能耗,kJ

ρa——空氣的密度,kg/m3

ρd——吸附劑固體的密度,kg/m3

ρw——水的密度,kg/m3

εd——吸附劑固體的孔隙率

ηall——壓縮機總效率

ηIHX——回熱器換熱效率

λa——空氣傳熱系數,kW/(m2·K)

下標

a—— 空氣

cv——微元控制體

d——單個水滴

w——水

v——水蒸氣

in——進口

out——出口

z,a——再生空氣