水是人类生存不可或缺的基础物质,也是经济发展中无法替代的重要资源。目前,水资源短缺问题已经影响到超过100个国家,其中26个国家处于严重水资源短缺的状态(包括中国)。全球有40%的人口面临水资源短缺的困境,大约有12亿人无法获得干净的饮用水^[1]。面对这些问题,人们迫切需要寻求淡水短缺问题的解决方案。

目前,国内外用于淡水制造的技术包括海水淡化^[2]、空气制水^[3]和雨水收集净化^[4]等。其中,空气制水是一种可以有效解决水资源短缺问题的方案^[5]。这种方法的原理是将环境空气冷却到露点温度以下,并收集冷凝水^[6]。制冷方式可分为空气压缩式制冷、热电制冷或吸附/吸收式制冷^[7]。热电制冷器(thermoelectric cooler,TEC)作为一种固态热泵,利用帕尔帖效应来实现冷却功能^[8],当电流通过N型导体再流经P型导体时,在不同导体的结点处实现一侧释放热量,另外一侧吸收热量。与空气压缩式制冷和吸收式制冷相比,TEC装置是固定的,并且需要较少的维护^[9]。因此,TEC非常适合用于开发简单便携的空气制水系统^[10]。然而,现有的空气制水系统存在功耗高、能效比低等问题^[11],需要考虑不同影响因素下空气制水系统的性能和效率^[12]。

为了解决空气制水过程中面临的性能与效率问题,研究者们探讨了不同因素对利用热电制冷器从潮湿空气中提取水的影响。例如,Vián等^[13]研究了热电制冷器的输入功率、进气温度和湿度对空气制水器性能的影响,并提升了装置的产水效率。Joshi等^[14]研究了带有10个TEC模块的空气制水器的进气流量对制水性能的影响,发现在湿度、温度一定时,存在最佳进气流量使得空气制水器的能效比最大。Bortolini等^[15]进行了不同时间控制策略下的进气流量试验,研究结果显示,空气制水器的性能随时间控制策略变化,当采用年度控制策略时,空气制水器获得最佳产水效率。Milani等^[16]研究了相对湿度变化对饱和温度、功耗、产水效率及在最大热条件下制水经济性的影响,发现当相对湿度为100%时,空气制水系统的各项性能最佳。Tan等^[17]通过试验研究了空气相对湿度对空气制水器产水效率的影响,结果显示当空气相对湿度增加时,空气制水器的产水效率也会增大。此外,Liu等^[18]建造了一个包含两个热电制冷器的小型空气制水器,探究了进口的相对湿度和空气流速对空气制水器产水效率的影响,有效提升了空气制水器的产水效率。Eslami等^[19]研究了不同温度下的最佳TEC数量、通道长度和系统性能,实现了在低输入功率下的空气制水。

通过改变相对湿度、进气流量、输入功率、时间控制策略和TEC数量等参数,现有研究对利用TEC进行空气制水过程进行了不同程度的优化,在一定程度上提高了空气制水器的产水效率。然而,现有空气制水器能耗较高,未能在提高产水效率的同时降低装置的COP和比能耗。为了解决上述问题,本研究设计并搭建了一种基于热电制冷技术的空气制水装置,并研究了输入电压和散热翅片面积对系统比能耗、COP和产水效率的影响。

空气制水器模块的结构示意图见图1,空气制水系统中的空气制水器模块由一个铝制散热翅片、一个铝制水冷散热器(40 mm×40 mm×12 mm)和一个TEC(TEC1-12706)组成。铝由于其良好的导热性和经济性,在传热设备中被广泛应用。本研究采用铝制散热翅片以增加空气制水器的传热面积并有效传导TEC冷端释放的制冷量。同时,铝制的水冷散热器与TEC的热端相连接,用于移除TEC热端的热量,以确保TEC冷端的温度足够低。在散热翅片与TEC及TEC与水冷散热器之间涂有导热系数为0.026 7 W/(m·K)的银导热硅脂,以减少接触面的热损失。

空气制水系统的原理图见图2,系统由空气制水器、散热模块、电源和温度检测模块组成。空气制水器模块的热端使用循环水进行散热。循环水从水箱中抽取并通过泵送入铝制水冷散热器,在与空气制水器的热端进行充分的热交换后,被加热的循环水经过水排散热器进行冷却,然后重新回到水箱中。散热翅片与空气制水器的冷端之间进行充分的热交换,从中获得低温环境,并与空气中的水蒸气进行热交换,以实现水蒸气的冷凝。空气制水系统实物图见图3。

图1 空气制水器模块的结构示意图
Fig.1 Structure diagram of air water generator module

图2 空气制水系统的原理图
Fig.2 Schematic diagram of air water generator system

图3 空气制水系统实物图
Fig.3 Physical diagram of air water generator system

本系统采用直流电源(MAISHENG,MP3030D)驱动; 采用多功能温度监测器(JK4016),共使用4个温度探头来测量TEC冷端、TEC热端、空气制水器的翅片和水箱中循环水的温度。系统组件的相关参数见表1。测量仪器的精度、范围和误差范围见表2。

表1 组件的相关参数
Table 1 Relevant parameters of components

表2 测量仪器的精度、范围和误差范围
Table 2 Precision, range, and error range of measuring instruments

为保证试验结果的准确性和可靠性,本研究在实验室环境下对空气制水器的性能进行研究,实验室相对湿度设置为60%。基于理论分析,采用控制变量法对影响空气制水装置的输入电压、循环水流速、散热翅片面积及空气温度等因素进行试验研究。每次试验结束后,记录产水量、各测点的温度、系统的电压和电流等相关数据。试验的变量设置如下。

1)空气制水器输入电压的影响试验:实验室温度恒定在24.5 ℃,循环水流速为1 L/min,选取翅片面积为10 160 mm²的散热翅片进行试验,空气制水器的输入电压分别为2、3、4、5、6、7、8、9、10、11、12 V。

2)循环水流速的影响试验:实验室温度恒定在24.5 ℃,选取翅片面积为12 700 mm²的散热翅片进行试验,并保持空气制水器输入电压为4 V,在此基础上改变循环水的流速,分别为0.1、0.2、0.3、0.4、0.5、0.6、0.7、0.8 L/min。

3)散热翅片面积的影响试验:实验室温度恒定在24.5 ℃,循环水流速为0.3 L/min,空气制水器的输入电压为4 V,改变散热翅片面积进行试验,散热翅片面积分别为10 160、12 700、15 240、17 780、20 320、22 860、25 400 mm²。

4)空气温度的影响试验:循环水流速为0.3 L/min,空气制水器输入电压为4 V,散热翅片面积为20 320 mm²,在21、24.5、28 ℃空气温度下进行试验。

不同环境下的露点温度T_d的计算公式^[20]如下:

式(1)中:U为相对湿度,T为干球温度(空气温度)。

本研究选用的热电模块为TEC1-12706,其电堆数为127,最大电流为6 A,最大电压为15.4 V,最大功率为56.5 W,冷热端最大温差为68 ℃。其热导率(K_m)、塞贝克系数(α_m)和电阻率(R_m)^[21]分别为:

式(2)中:ΔT_max为最大温差; I_max为最大电流; V_max为最大电压; T_h为TEC热端的温度。

热电模块的制热量(Q_h)和制冷量(Q_c)^[22]分别为:

式(3)中:I为输入TEC的电流; T_c为TEC冷端的温度; ΔT为TEC冷热端之间的温差。

热电模块的消耗功率

P_TEC=Q_h-Q_c=α_mIΔT+I²R_m。 (4)

热电模块的制冷能效比

空气制水器的性能会受到输入电压的影响,因此,为了提高空气制水器的产水效率并降低其能耗,本研究对空气制水器输入电压进行了研究。

输入电压对空气制水器的COP和制冷量的影响如图4所示。由图4可知,随着输入电压的升高,空气制水器的COP呈下降趋势,这是因为在装置通电的过程中,随着输入电压的增大,半导体制冷器两端的温差也逐渐增大,进而导致COP逐渐降低。另外,当输入电压从2 V增加至12 V时,空气制水器的制冷量先增大后减少。在输入电压为10 V时,空气制水器的制冷量达到最大值。这是因为在这个输入电压下,由于帕尔贴效应产生的热量从TEC冷端不断传递到热端,但同时也会产生不可逆的焦耳热、傅里叶热和汤姆逊热。随着输入电压的增大,热量逐渐从TEC热端转移到冷端,从而减少了空气制水器的制冷量^[23]。

图4 输入电压对空气制水器的COP和制冷量的影响
Fig.4 Effect of different voltages on COP and cooling capacity of air water generator

不同输入电压对TEC的冷端温度和冷热端温差的影响如图5所示。随着输入电压的增大,TEC的冷热端温差也逐渐增大,并在12 V时达到最大温差44.9 ℃。这是因为随着输入电压的增大,TEC的输入功率变大,提升了TEC的制冷能力,从而产生更大的温差。与此同时,TEC的冷端温度随着输入电压的增大而下降,并在5 V时降至0 ℃以下。因此,在本研究中将TEC输入电压设置为4 V,以保证空气制水器的冷端温度在0 ℃以上,并拥有较高的COP。

图5 不同输入电压对TEC的冷端温度和冷热端温差的影响
Fig.5 Effect of different voltages on cold end temperature and temperature difference of TEC

不同输入电压对空气制水器的产水效率与比能耗的影响如图6所示。当输入电压从2 V增大到12 V时,产水效率增加了189.2%(从1.48 mL/h增大到4.28 mL/h)。这是因为TEC冷端的制冷量随着输入电压的增大而增大,导致产水效率增加。当输入电压从2 V增大到12 V时,装置的比能耗出现逐渐增大的趋势。这表明输入电压对装置的比能耗影响较大,需要对装置的输入电压进行优化,以降低比能耗。

图6 不同输入电压对空气制水器的产水效率与比能耗的影响
Fig.6 Effect of different voltages on water production efficiency and specific energy consumption of air water generator

循环水流速对空气制水器的冷端温度和产水效率的影响如图7所示。随着循环水流速的增大,冷端温度呈先下降后平稳的趋势,其中在0.3 L/min时达到较低稳定值。这是因为随着循环水流速的增大,空气制水器热端产生的热量能够被水冷散热器移除得更多,并在0.3 L/min时被完全移除。与此同时,空气制水器的制水量也呈先增加后逐渐平稳的趋势。在后续试验中,统一将水冷散热器中循环水流速设置为0.3 L/min,以保证空气制水器的热端热量被充分移除。

图7 循环水流速对空气制水器的冷端温度和产水效率的影响
Fig.7 Effect of circulating water flow rate on cold end temperature and water production efficiency of air water generator

在空气制水系统中,空气制水器的散热翅片与空气的总传热面积被认为会对系统的运行性能产生影响^[24]。因此,为了研究系统最大产水效率所对应的最佳结构尺寸,本研究通过改变散热翅片的长度来改变不同散热翅片的面积,从而达到系统优化的目的。散热翅片面积为散热翅片正面与空气接触的面积。不同面积的散热翅片实物图见图8。

图8 不同面积的散热翅片实物图
Fig.8 Physical diagram of heat sink fins with different areas

翅片面积对空气制水器的冷端温度和产水效率的影响如图9所示,随着翅片面积的增大,冷端温度呈逐渐上升的趋势。这是因为在TEC输入电压和水冷散热器中循环水流速保持一致的条件下,空气制水器的散热翅片换热面积增大会显著影响翅片与空气之间的换热,并使得翅片表面温度升高,从而使冷端温度逐渐升高。当翅片面积从10 160 mm²增加到25 400 mm²时,空气制水器的产水效率呈先上升后下降的趋势。这是因为随着翅片面积的增大,空气制水器与空气之间的总换热面积增大,从而加快空气制水器从空气中冷凝水的速度^[25]; 但随着散热翅片面积的增大,翅片表面温度会升高,从而减少空气制水器与空气之间的换热,使得空气制水器从空气中冷凝水的速度降低。在翅片面积为20 320 mm²时,系统与空气之间的换热效率达到最高,系统的产水效率也达到最大值2.56 mL/h。

图9 翅片面积对空气制水器的冷端温度和产水效率的影响
Fig.9 Effect of fin length on cold end temperature and water production efficiency of air water generator

翅片面积对空气制水器的比能耗和COP的影响如图 10所示。当翅片面积从10 160 mm²增至25 400 mm²时,空气制水器的比能耗呈先下降后上升的趋势,并在20 320 mm²时取得最小值2 135.27 kW·h/m³,远低于现有空气制水系统的比能耗(表3)。相对于现有空气制水系统,本空气制水装置在较低相对湿度条件下进行空气制水,具有更加突出的比能耗优势。

当翅片面积从10 160 mm²增至25 400 mm²时,空气制水器的COP会逐渐增加。这是因为随着翅片面积的增大,空气制水器的冷端温度逐渐上升,从而导致冷热端温差减小,这使得空气制水器的COP逐渐增加。因此,改变散热翅片的面积不仅可以显著改变系统的产水效率,也会对系统的比能耗和COP产生影响。

图 10 翅片面积对空气制水器比能耗和COP的影响
Fig.10 Effect of fin area on specific energy consumption and COP of air water generator

表3 不同空气制水器装置性能的比较
Table 3 Comparison of performance of different air water generator systems

在空气温度为28 ℃时,空气制水器冷热端温度与翅片和循环水温度随时间变化如图 11所示。当直流电源通电60 s时,空气制水器的热端温度迅速上升至30 ℃左右,同时空气制水器的冷端温度从25 ℃急剧下降至10 ℃。产生这种现象的原因是,开始阶段由于帕尔贴效应,冷端的热量不断被转移到空气制水器的热端,导致热端的温度上升,冷端的温度下降。由图 11可以看出,随着时间的变化,空气制水器冷热端温度逐渐达到稳定值,温差稳定在20 ℃,同时散热翅片表面温度也趋于稳定但略高于冷端温度。这是由于在热量传递过程中,空气制水器冷端产生的制冷量传递到翅片时存在热损失。

空气温度的变化会影响空气制水器的产水过程^[26]。不同空气温度对空气制水器产水量的影响如图 12所示。当空气温度为21 ℃时,空气制水器在3 h内的产水量为7.09 mL,产水效率为2.36 mL/h; 当空气温度为24.5 ℃时,空气制水器在3 h内的产水量为8.1 mL,产水效率为2.7 mL/h; 当空气温度为28 ℃时,空气制水器在3 h内的产水量为8.82 mL,产水效率为2.94 mL/h。由此可见,空气制水器在不同空气温度下,产水量会受到显著影响,且在一定空气温度范围内,提高空气温度会提升空气制水器的产水性能。

图 11 空气温度为28 ℃时空气制水器冷热端温度与翅片和循环水温度随时间变化
Fig.11 Time dependent changes in temperatures of cold and hot ends, fins, and circulating water of air water generator at room temperature of 28 ℃

图 12 不同空气温度对空气制水器产水量的影响
Fig.12 Effect of different room temperatures on water production of air water generator

本研究设计并搭建了基于热电制冷的空气制水装置,有效降低了从空气中制水的能耗,提高了TEC的COP。装置的比能耗和COP受到TEC的输入电压和散热翅片面积的影响,当TEC的输入电压增加时,空气制水器的比能耗逐渐上升,空气制水器的COP逐渐下降。随着散热翅片面积的增加,空气制水器的比能耗呈先下降后上升的趋势,空气制水器的COP呈逐渐增加的趋势。当输入电压为4 V、循环水流速为0.3 L/min、翅片面积为20 320 mm²时,空气制水器的比能耗最低,为2 135.27 kW·h/m³,此时系统的COP为2.7。相对于现有研究,本试验通过对空气制水装置输入电压和散热翅片面积等参数的优化,将从空气中制水的能耗有效降低了13.8%。但该空气制水装置仍存在一定的改进空间,如没有针对翅片形状进行试验优化,同时未对装置的运行进行有限元热分析等,这需要进一步的研究。