馮夢(mèng)怡，曾煒杰，谷 波

（上海交通大學(xué)，上海 200240）

符 號(hào)

NDIS——水路數(shù)

NV——垂直氣流方向的管排數(shù)

Qi——單元體的換熱量，kW

Q——換熱量，kW

Vai——單元體的循環(huán)風(fēng)量，m3/h

Va——循環(huán)風(fēng)量，m3/h

α——傳熱系數(shù)，W/（m2·K）

j——j因子

GC——最小流通面積處的質(zhì)量流量，kg/s

Cp——比定壓熱容，kJ/（kg·K）

Pr——普朗特?cái)?shù)

ΔPad——干工況下空氣測(cè)壓降，Pa

A——表面粗糙度的修正系數(shù)，本文中粗糙表面A=0.0113，光滑表面A=0.007

L——表冷器管長(zhǎng)，mm

Deq——當(dāng)量直徑，mm

ρ——空氣密度，kg/m3

wmax——最小迎風(fēng)面積處風(fēng)速，m/s

ΔPaw——濕工況下空氣測(cè)壓降，Pa

ξ——吸濕系數(shù)

Nuw——水側(cè)努賽爾數(shù)

Rew——水側(cè)雷諾數(shù)

Prw——水側(cè)普朗特?cái)?shù)

f——摩擦因子

μ——?jiǎng)恿︷ざ龋琍a·s

Le——有效管長(zhǎng)，mm

di——表冷器內(nèi)徑，mm

μs——按壁溫計(jì)算的動(dòng)力黏度，Pa·sΔP——水側(cè)壓降，Pa

ω——水流速，m/s

ρw——水側(cè)密度，kg/m3

1 前言

目前，針對(duì)常規(guī)工況下表冷器內(nèi)空氣的傳熱和流動(dòng)性能已有大量研究［1～8］，而對(duì)高換熱量、大風(fēng)量工況下表冷器的性能研究仍有所欠佳。例如，人口稠密的公共場(chǎng)所，夏季熱濕負(fù)荷大，煙霧廢氣需要大量的新風(fēng)帶出，空調(diào)箱往往作為首選的空氣處理裝置［9］。基于空調(diào)箱的應(yīng)用需求，表冷器可分為半回路、全回路和雙回路表冷器。本文以空調(diào)箱中表冷器的模型為基礎(chǔ)，對(duì)表冷器的性能進(jìn)行分析，同時(shí)對(duì)模型的正確性及準(zhǔn)確性進(jìn)行試驗(yàn)驗(yàn)證。重點(diǎn)研究進(jìn)風(fēng)量、水流量、進(jìn)風(fēng)干球溫度、翅片間距對(duì)不同回路結(jié)構(gòu)表冷器換熱性能的影響，可為空調(diào)箱表冷器的結(jié)構(gòu)優(yōu)化及性能分析提供參考。

2 模型建立

以8排管表冷器為例，半回路表冷器是從第一排隔一根管道送水，在盤(pán)管內(nèi)流經(jīng)16次后進(jìn)入出水集管；全回路表冷器是從第一排的每根管道進(jìn)水，在盤(pán)管內(nèi)流經(jīng)8次后進(jìn)入出水集管；雙回路表冷器是從前兩排的每根管道進(jìn)水，在盤(pán)管內(nèi)流經(jīng)4次后進(jìn)入出水集管，具體如圖1所示。

圖1 表冷器結(jié)構(gòu)示意

從不同回路結(jié)構(gòu)的8排管表冷器可以看出，回路結(jié)構(gòu)的差異體現(xiàn)在水路數(shù)的不同。水路數(shù)是表冷器計(jì)算單元體的劃分依據(jù)。

半回路表冷器水路數(shù)：

全回路表冷器水路數(shù)：

雙回路表冷器水路數(shù)：

換熱量及進(jìn)風(fēng)量按水路數(shù)均分至每一個(gè)表冷器單元體，對(duì)每一單元體而言，換熱量為：

進(jìn)風(fēng)量為：

以表冷器單元體為研究對(duì)象，采用穩(wěn)態(tài)集中參數(shù)法建立仿真模型，為了簡(jiǎn)化研究，做出以下假設(shè)：

（1）表冷器工作在穩(wěn)定工況，水側(cè)和空氣側(cè)各參數(shù)的變化與時(shí)間無(wú)關(guān)；

（2）表冷器管壁吸熱或散熱均勻；

（3）不考慮表冷器管壁和水的軸向?qū)幔?/p>

（4）表冷器與環(huán)境的輻射換熱忽略不計(jì)。

2.1 空氣側(cè)模型

2.1.1 空氣側(cè)傳熱系數(shù)

表冷器表面幾何因素對(duì)空氣側(cè)換熱系數(shù)有直接影響，表冷器的翅片可以破壞空氣邊界層的發(fā)展，增加擾動(dòng)，強(qiáng)化換熱。本文采用Colbum和Hougen 總結(jié)出的關(guān)聯(lián)式［10］：

根據(jù)機(jī)器露點(diǎn)溫度和空氣進(jìn)口溫度的關(guān)系，表冷器外側(cè)的換熱類(lèi)型分為干工況模式和濕工況模式。不同的工況模式對(duì)應(yīng)相應(yīng)的j因子關(guān)聯(lián)式。

2.1.2 空氣側(cè)壓降

空氣在表冷器的翅片間流動(dòng)時(shí)，翅片表面的粗糙度對(duì)空氣有擾流的作用，空氣側(cè)壓降受粗糙度的影響很大。對(duì)平直片而言，表冷器的壓降為：

2.2 水側(cè)模型

2.2.1 水側(cè)傳熱系數(shù)

以雷諾數(shù)為劃分依據(jù)，水側(cè)傳熱系數(shù)分3個(gè)區(qū)間求取。

當(dāng)Rew＞10000時(shí)，管內(nèi)流動(dòng)處于充分發(fā)展的紊流階段，水側(cè)換熱的努賽爾系數(shù)為：

當(dāng)2300＜Rew＜10000時(shí)，管內(nèi)流動(dòng)屬于過(guò)渡區(qū)。在過(guò)渡區(qū)內(nèi)水側(cè)換熱的努賽爾系數(shù)為：

其中f=（0.79lnRew－ 1.64）－2

當(dāng)Rew＜2300時(shí)，管內(nèi)流動(dòng)處于層流階段，水側(cè)換熱的努賽爾系數(shù)為：

2.2.2 水側(cè)壓降

管內(nèi)水側(cè)阻力由沿程阻力和局部阻力兩部分組成，其中局部阻力又分為彎頭局部阻力和進(jìn)出口局部阻力。水側(cè)壓降按下式計(jì)算：

2.3 計(jì)算邏輯流程

針對(duì)表冷器單元體，首先假設(shè)水流量的上限和下限，根據(jù)水側(cè)能量方程，計(jì)算制冷量及表冷器壁面溫度。其次根據(jù)空氣進(jìn)口溫度和機(jī)器露點(diǎn)溫度的關(guān)系選用合適的工況模型，進(jìn)而計(jì)算空氣出風(fēng)狀態(tài)。最后判斷制冷量的收斂公式是否成立。若成立，迭代結(jié)束；否則，調(diào)整水流量的上限或下限，重新計(jì)算直至收斂。

3 試驗(yàn)驗(yàn)證

為驗(yàn)證模型，在焓差實(shí)驗(yàn)室中進(jìn)行空調(diào)箱表冷器性能測(cè)試。試驗(yàn)臺(tái)如圖2所示。測(cè)試儀器如表1所示。表冷器選用半回路結(jié)構(gòu)，銅管鋁翅，沿氣流方向管排數(shù)為8排，垂直于氣流方向的管排數(shù)為28排，平直片，方向管間距25 mm，翅片間距2.5 mm，翅片厚度為 0.12 mm，成正三角形排列。驗(yàn)證時(shí)保證進(jìn)風(fēng)干球溫度為27℃，濕球溫度為19.5℃，進(jìn)水溫度為 7℃，進(jìn)風(fēng)量從 2000 m3/h變化到8000 m3/h。

圖2 試驗(yàn)臺(tái)示意

表1 測(cè)試儀器精度

制冷量、水流量的計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果比較如圖3所示。

圖3 模型計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果的比較

從圖可見(jiàn)，制冷量的計(jì)算值與試驗(yàn)值的最大偏差為9%，平均偏差為2.8%；水流量的計(jì)算值與試驗(yàn)值的最大偏差為2%，平均偏差為0.5%。計(jì)算值與試驗(yàn)值能夠良好吻合，適用于空調(diào)箱中表冷器的模擬仿真。

4 表冷器性能影響因素分析

性能分析選用的表冷器的參數(shù)：銅管鋁片，銅管為 9.52×0.35 mm，垂直氣流方向管排數(shù)為28排，沿氣流方向管排數(shù)為6排，平直片，翅片厚度0.11 mm，垂直氣流方向管間距25 mm，沿氣流方向管間距21.65 mm。模擬工況如表2所示。

表2 模擬工況

4.1 進(jìn)風(fēng)干球溫度的影響

圖4列出了進(jìn)風(fēng)干球溫度對(duì)不同回路結(jié)構(gòu)表冷器的影響。在不同回路結(jié)構(gòu)的表冷器之間，制冷量的差異平均可達(dá)18%，顯冷量的差異為10%，空氣側(cè)阻力的差異為3%。從曲線趨勢(shì)可以看出，進(jìn)風(fēng)干球溫度從23℃增加到27℃時(shí)，制冷量變化趨勢(shì)平緩，顯冷量上升趨勢(shì)明顯，空氣側(cè)阻力顯著下降。

圖4 進(jìn)風(fēng)干球溫度對(duì)不同回路結(jié)構(gòu)的影響

分析上述現(xiàn)象出現(xiàn)的原因，保證濕球溫度相同，當(dāng)干球溫度增大時(shí)，相對(duì)濕度會(huì)減小，顯冷量會(huì)呈上升趨勢(shì)，同時(shí)潛熱量在逐漸降低。半回路表冷器因其結(jié)構(gòu)布置的特殊性，使其具有較高的空氣側(cè)阻力。同時(shí)半回路表冷器水流速較大，增強(qiáng)了冷卻水與空氣的換熱，從而使制冷量得到提高。

4.2 水流量的影響

圖5所示為水流量對(duì)不同回路結(jié)構(gòu)的表冷器特性的影響。

圖5 水流量對(duì)不同回路結(jié)構(gòu)的影響

從圖可見(jiàn)，水流量增加1倍時(shí)，半回路表冷器制冷量增大23%，水側(cè)阻力增大169%，空氣側(cè)阻力增大4.6%；全回路表冷器制冷量增大26%，水側(cè)阻力增大104%，空氣側(cè)阻力增大5.9%；雙回路表冷器制冷量增大31%，水側(cè)阻力增大24%，空氣側(cè)阻力增大7.3%。出口干球溫度的變化趨勢(shì)相同，空氣側(cè)阻力的差距縮小。半回路表冷器的水側(cè)阻力曲線陡峭，且其增長(zhǎng)幅度和增長(zhǎng)速度都明顯高于全回路和雙回路表冷器。水側(cè)阻力曲線的變化率和水流量的變化率遠(yuǎn)大于制冷量的變化率，從經(jīng)濟(jì)性能考慮，半回路表冷器很少選擇調(diào)節(jié)水流量來(lái)提高換熱性能。表冷器的除濕能力與水流量密切相關(guān)，低負(fù)荷小流量時(shí)，表冷器除濕能力會(huì)顯著下降。

4.3 進(jìn)風(fēng)量的影響

從圖6可看出，進(jìn)風(fēng)量從12000 m3/h 增加到18000 m3/h 時(shí)，半回路表冷器的制冷量平均比雙回路高16%，出風(fēng)干球溫度高6.7%，空氣側(cè)阻力高3.8%。進(jìn)風(fēng)量增加50%時(shí)，制冷量增加15%，顯冷量增加20%，空氣側(cè)阻力增加93%。制冷量的差異增大，出風(fēng)干球溫度的差異縮小，空氣側(cè)阻力的差異無(wú)明顯變化。顯冷量的變化率高于制冷量的變化率，空氣的除濕作用隨風(fēng)量的增大而增強(qiáng)。悶熱的夏季，房間冷量負(fù)荷大，增大風(fēng)量能夠保證較好的冷卻除濕效果，滿(mǎn)足人體對(duì)舒適度的需求。同時(shí)考慮到室內(nèi)對(duì)換氣量的要求，進(jìn)風(fēng)量也不宜過(guò)小。以半回路表冷器為例，大風(fēng)量工況下?lián)Q熱明顯增強(qiáng)，又因冷卻水的流程較長(zhǎng)，表冷器結(jié)構(gòu)布置特殊，其阻力增幅也明顯。調(diào)節(jié)回路結(jié)構(gòu)、調(diào)高換熱性能須結(jié)合阻力情況綜合考慮。

圖6 風(fēng)量對(duì)不同回路結(jié)構(gòu)的影響

5 結(jié)論

（1）空調(diào)箱表冷器的模型與試驗(yàn)值吻合良好，制冷量的偏差平均值為2.8%，水流量偏差平均偏差為0.5%，從對(duì)比結(jié)果可以看出，該模型能夠準(zhǔn)確地預(yù)測(cè)空調(diào)箱表冷器的傳熱與流動(dòng)性能。

（2）進(jìn)風(fēng)干球溫度增大，顯冷量增大，潛冷量降低，全冷量保持不變。半回路表冷器在相同條件下可以滿(mǎn)足更大的冷量負(fù)荷，同時(shí)具有較高的空氣側(cè)阻力及水側(cè)阻力。

（3）水流量變化時(shí)，半回路表冷器水側(cè)阻力變化率大于水流量變化率。調(diào)節(jié)雙回路表冷器的水流量來(lái)提高換熱性能是可行的。風(fēng)量較大的工況下，半回路表冷器具有更高的制冷量和更低的出風(fēng)干球溫度。

［1］張杰，谷波，方繼華.受限空間中翅片管換熱器的性能分析［J］.制冷學(xué)報(bào)，2014，35（2）：36－43.

［2］Jingcheng Liu，Shu－you Zhang，Xin－yue Zhao，Guodong Yi，Zhi－yong Zhou.Influence on fluid flow and heat transfer caused by different fin arrangements in inlet of plate－fin heat exchanger［J］.Journal of Zhejiang University－Science A，2015，16（4）：279－294.

［3］韓維哲，丁國(guó)良，胡海濤，等.濕工況下翅片管換熱器空氣側(cè)熱質(zhì)傳遞的數(shù)值模型［J］.上海交大學(xué)報(bào)，2013，47（3）：385－391.

［4］李闖，谷波，郝源成.空調(diào)箱表冷器性能仿真與結(jié)構(gòu)優(yōu)化［J］.流體機(jī)械，2012，40（3）：71－75.

［5］王磊，谷波，馮夢(mèng)怡.組合式空調(diào)箱中盤(pán)管熱回收 的 性 能 分 析［J］.流 體 機(jī) 械，2016，44（7）：63－69.

［6］李文，馮毅，涂盛輝.球突翅片強(qiáng)化換熱性能的數(shù)值研究［J］.壓力容器，2016，33（12）：20－27.

［7］盧芳，苗剛，張向南，等.翅化比對(duì)扁管翅片管性能的影響［J］.壓力容器，2015，32（6）：61－64.

［8］Zhang Z，Mehendale S，Tian J J.Fluid flow distribution and heat transfer in plate－fin heat exchangers［J］.Heat Transfer Engineering，2015，36（9）：806－819.

［9］劉剛，劉華清.組合式空調(diào)機(jī)組現(xiàn)狀與節(jié)能研究［J］.東華大學(xué)學(xué)報(bào)，2003，29（4）：28－31.

［10］A.Vardhan，P.L.Dhar.A new procedure for performance prediction of air conditioning coils.International Journal of Refrigeration，1998，21（1）：77－83.