祝彪炳， 李洪強(qiáng)*， 劉麗芳， 徐峰

(1.湖南大學(xué)土木工程學(xué)院， 長(zhǎng)沙 410082； 2.湖南科技大學(xué)土木工程學(xué)院， 湘潭 411201； 3.湖南大學(xué)建筑學(xué)院， 長(zhǎng)沙 410082)

隨著中國(guó)城鎮(zhèn)化進(jìn)程的加快和“鄉(xiāng)村振興”戰(zhàn)略的實(shí)施，農(nóng)村地區(qū)人居環(huán)境和生活水平明顯改善。采暖季節(jié)室內(nèi)供暖已成為人們?nèi)粘Ｉ畈豢苫蛉钡囊徊糠郑绕涫窃诮?jīng)濟(jì)發(fā)展較慢、人均可支配收入較低的農(nóng)村地區(qū)，舒適安全且經(jīng)濟(jì)環(huán)保的采暖方式成為農(nóng)村居民的普遍需求。

由于人口密度小、住宅分散以及基礎(chǔ)設(shè)施建設(shè)相對(duì)落后，集中供暖系統(tǒng)并不適用于大部分中國(guó)農(nóng)村地區(qū)[1-2]。因此，農(nóng)村仍然分散采暖方式為主。煤炭具有價(jià)格低易獲得的特點(diǎn)，是農(nóng)村地區(qū)最主要的采暖燃料。據(jù)統(tǒng)計(jì)，2019年中國(guó)農(nóng)村供暖煤炭消耗實(shí)物量約為1.49億t，而農(nóng)村居民獲得的采暖用煤大多是劣質(zhì)散煤[3]。由于民用爐具設(shè)計(jì)不合格并且缺乏污染控制手段，導(dǎo)致煤炭不完全燃燒排放的污染物遠(yuǎn)超工業(yè)鍋爐[4]，因此對(duì)當(dāng)?shù)卦斐蓢?yán)重的空氣污染，用于農(nóng)村地區(qū)供暖的煤炭燃燒被認(rèn)為是霧霾產(chǎn)生的重要原因[5-7]。隨著國(guó)家對(duì)環(huán)境的治理和保護(hù)，散煤的使用將逐漸受到限制。

近年來(lái)，清潔供熱開(kāi)始被重視，隨著“煤改電”和“煤改氣“的穩(wěn)步推進(jìn)，農(nóng)村用電和天然氣采暖需求量迅速上漲，部分地區(qū)出現(xiàn)燃?xì)夂碗娏?yīng)不足的現(xiàn)象。并且一方面由于天然氣管道在農(nóng)村鋪設(shè)困難以及農(nóng)村電網(wǎng)增容改造成本較高，另一方面農(nóng)村居民使用天然氣和電力供暖本身成本相較于煤炭要高，政策補(bǔ)貼不足，就導(dǎo)致了部分天然氣和電力覆蓋區(qū)域的居民無(wú)法負(fù)擔(dān)其采暖支出，轉(zhuǎn)而繼續(xù)使用煤炭等固體燃料取暖[8-10]。

生物質(zhì)能作為一種相對(duì)經(jīng)濟(jì)環(huán)保的可再生能源可以長(zhǎng)期用于農(nóng)村住宅供暖用于替代化石能源[11]。中國(guó)幅員遼闊，生物質(zhì)資源來(lái)源廣泛、儲(chǔ)量巨大，與農(nóng)村供暖的需求量相匹配。為了降低直接燃燒木柴、秸稈等生物質(zhì)帶來(lái)的環(huán)境污染和資源浪費(fèi)，高效環(huán)保的利用農(nóng)村地區(qū)富余的生物質(zhì)資源，顆粒燃料逐漸受到重視[12]。在政策支持和倡導(dǎo)下，越來(lái)越多的農(nóng)村家庭開(kāi)始使用生物質(zhì)顆粒燃爐采暖[13]。但是目前還沒(méi)有生物質(zhì)顆粒鍋爐的設(shè)計(jì)規(guī)范，現(xiàn)有的顆粒鍋爐設(shè)計(jì)不合理，導(dǎo)致排煙溫度過(guò)高、效率較低[14]。以水為介質(zhì)進(jìn)行供暖時(shí)，生物質(zhì)成型燃料燃燒產(chǎn)生的熱量?jī)H有部分被水吸收，未被利用的煙氣仍有較高溫度，大量熱量隨著煙氣排放而被浪費(fèi)。如果將生物質(zhì)產(chǎn)生的煙氣直接用于室內(nèi)采暖，既可避免與水換熱的熱損失，又能對(duì)煙氣的熱量充分利用。然而在中國(guó)農(nóng)村地區(qū)，以煙氣為介質(zhì)的采暖方式主要為傳統(tǒng)火炕、火墻采暖[15]。研究表明，火炕等傳統(tǒng)的采暖方式不僅難以滿(mǎn)足居民對(duì)室內(nèi)環(huán)境舒適性的要求[16-18]，還會(huì)造成嚴(yán)重的空氣污染[19-20]，引起健康和安全問(wèn)題[21]。為此，提出了一種基于生物質(zhì)成型燃料的戶(hù)式煙氣型采暖系統(tǒng)，以低溫?zé)煔鉃闊嵩催M(jìn)行供暖，降低了生物質(zhì)顆粒燃料的耗量的同時(shí)對(duì)煙氣熱量充分利用。與現(xiàn)代化散熱器相結(jié)合，避免了煙氣對(duì)室內(nèi)的污染。以顆粒成型燃料為熱源，減輕了對(duì)環(huán)境危害，其燃燒產(chǎn)生的煙氣通過(guò)散熱器直接向室內(nèi)傳遞熱量，減少了熱量在傳遞過(guò)程中的熱損失，與水暖散熱器相比設(shè)備更加輕量化。

圖1 生物質(zhì)煙氣型采暖系統(tǒng)流程圖Fig.1 Flow chart of biomass flue gas heating system

基于此，現(xiàn)提出該生物質(zhì)采暖系統(tǒng)的架構(gòu)，簡(jiǎn)述了該系統(tǒng)的組成部分，并基于計(jì)算流體力學(xué)(computational fluid dynamics, CFD)對(duì)采暖系統(tǒng)的散熱關(guān)鍵設(shè)備以及供暖房間進(jìn)行建模，分析室內(nèi)散熱器的折流板間距、折流板寬度和煙氣流速對(duì)散熱器供熱性能的影響以及在特定散熱器結(jié)構(gòu)和煙氣參數(shù)下的供熱效果。為中國(guó)農(nóng)村地區(qū)采暖方式提供新思路，可為類(lèi)似煙氣采暖系統(tǒng)設(shè)計(jì)作為參考。

1 生物質(zhì)煙氣型采暖系統(tǒng)架構(gòu)

生物質(zhì)煙氣型采暖系統(tǒng)主要包括生物質(zhì)燃爐、煙氣處理裝置、室內(nèi)采暖散熱器和煙氣運(yùn)輸裝置4個(gè)部分，如圖1所示。該系統(tǒng)以生物質(zhì)燃料燃燒產(chǎn)生的煙氣為熱載體，通過(guò)采暖散熱器將熱量傳遞給室內(nèi)。

生物質(zhì)燃爐使用生物質(zhì)成型顆粒燃料，以固定床形式在爐膛內(nèi)燃燒，通過(guò)減少生物質(zhì)顆粒供給量將煙氣溫度控制在200 ℃內(nèi)。生物質(zhì)燃爐可以自動(dòng)給料，使系統(tǒng)長(zhǎng)時(shí)間連續(xù)運(yùn)行。

煙氣處理裝置包括煙氣過(guò)濾段、溫度調(diào)控段和送煙段。高溫?zé)煔馔ㄟ^(guò)保溫管道進(jìn)入煙氣處理裝置后首先在緩沖段經(jīng)濾網(wǎng)進(jìn)行過(guò)濾，濾網(wǎng)在系統(tǒng)運(yùn)行一段時(shí)間后可拆除清洗以便重復(fù)使用。煙氣在溫度調(diào)控段與引入的新鮮空氣摻混，根據(jù)室內(nèi)的熱負(fù)荷調(diào)整摻混空氣量從而改變煙氣溫度和流量。在送風(fēng)段，煙氣的溫度和速度達(dá)到送入條件后送入室內(nèi)換熱。

煙氣型散熱器采用等間距的折流板設(shè)計(jì)方式，如圖2所示，提高煙氣在內(nèi)部散熱的均衡性以及停留時(shí)間，其內(nèi)表面噴涂耐腐蝕涂料，減小生物質(zhì)煙氣的腐蝕。整個(gè)生物質(zhì)采暖系統(tǒng)可由多個(gè)散熱器通過(guò)并聯(lián)的形式為具有不同熱量需求的房間供熱。

煙氣運(yùn)輸裝置包括煙氣管道和動(dòng)力風(fēng)機(jī)。煙氣管道是金屬柔性鋁箔管，對(duì)暴露于室外部分敷設(shè)保溫材料。引風(fēng)機(jī)設(shè)置在整個(gè)系統(tǒng)的溫度最低處，即排煙煙囪處，利用負(fù)壓抽吸的方式使煙氣流動(dòng)，避免煙氣向室內(nèi)泄露。

圖2 散熱器示意圖Fig.2 Schematic diagram of radiator

2 散熱器供熱性能數(shù)值模擬

生物質(zhì)煙氣型采暖系統(tǒng)，最核心的部分是室內(nèi)采暖散熱器。為了對(duì)散熱器進(jìn)行熱工優(yōu)化并研究其對(duì)室內(nèi)熱環(huán)境的影響，基于CFD平臺(tái)分別建立煙氣型散熱器和供暖房間幾何模型，將散熱器表面溫度模擬值作為房間供暖的邊界條件，從而減少計(jì)算區(qū)域，縮短計(jì)算周期。

2.1 物理模型

散熱器和供暖房間全尺寸三維模型如圖3所示。該模型為散熱器內(nèi)部的流體區(qū)域，其內(nèi)腔尺寸為寬(W)×長(zhǎng)(L)×高(H)=100 mm×1 200 mm×600 mm，煙氣進(jìn)出口直徑D=80 mm，折流板間距δs和折流板寬度δw為變量。以湖南省長(zhǎng)沙市某實(shí)驗(yàn)室為例，模擬采暖房間內(nèi)部尺寸為5 m×3.2 m×3 m，具體材料物性參數(shù)如表1和表2。

圖3 散熱器和供暖房間模型圖Fig.3 The models of radiator and heating room

表1 散熱器模型物性參數(shù)

表2 房間模型物性參數(shù)

模型計(jì)算域內(nèi)的能量傳遞過(guò)程包括煙氣與室內(nèi)散熱器的強(qiáng)制對(duì)流換熱、散熱器外表面與測(cè)試房間墻壁的輻射傳熱和散熱器外表面與房間內(nèi)空氣的自然對(duì)流傳熱，此過(guò)程換熱復(fù)雜，涉及的因素較多。因此，在不影響系統(tǒng)分析結(jié)果的情況下，做出如下假設(shè)：①入口煙氣溫度及流速恒定且不含雜質(zhì)；②散熱末端固體區(qū)域?qū)嵯禂?shù)恒定；③由于煙道內(nèi)部折流板厚度相對(duì)于換熱末端的尺寸較小，折流板厚度忽略不計(jì)；④流體傳熱過(guò)程按穩(wěn)態(tài)進(jìn)行；⑤室內(nèi)空氣為透明輻射介質(zhì)。

2.2 控制方程

采用有限體積法對(duì)空間域和時(shí)間域進(jìn)行離散，將偏微分方程轉(zhuǎn)化為代數(shù)方程組以求解流動(dòng)控制方程。動(dòng)量、質(zhì)量、能量方程的通用格式為

(1)

式(1)中：φ為通用變量；τ為時(shí)間，s；ρ為密度，kg/m3；v為速度，m/s；Γφ為廣義擴(kuò)散系數(shù)，m2/s；Sφ為廣義源項(xiàng)，W/m-3；div和grad分別為散度和梯度運(yùn)算符。

當(dāng)φ=1時(shí)，等式為連續(xù)性方程；當(dāng)φ=溫度T時(shí)，等式為能量方程；當(dāng)φ=速度v時(shí)，等式為動(dòng)量方程。

2.3 邊界條件

采用SIMPLE算法對(duì)壓力和速度進(jìn)行耦合，差分格式采用二階迎風(fēng)格式對(duì)動(dòng)量、能量、湍動(dòng)能和湍流耗散率進(jìn)行離散。湍流模型選擇Standardk-ε模型，壁面采用增強(qiáng)壁面函數(shù)。收斂準(zhǔn)則對(duì)連續(xù)性和速度分量曲線殘差達(dá)到10-3，能量殘差曲線達(dá)到10-6。模擬計(jì)算不考慮煙氣和空氣參與輻射的情況。

在生物質(zhì)煙氣型采暖系統(tǒng)運(yùn)行采暖的過(guò)程中，散熱器通過(guò)壁面與圍護(hù)結(jié)構(gòu)內(nèi)表面的輻射以及與室內(nèi)空氣自然對(duì)流的方式向室內(nèi)傳遞熱量。

其中，散熱器表面的對(duì)流換熱系數(shù)hc計(jì)算公式為

(2)

式(2)中：Nu為自然對(duì)流換熱時(shí)空氣的Nusselt數(shù)；λ為定性溫度下空氣導(dǎo)熱系數(shù)，W/(m·K)；H為散熱器高度，m。

Nu=C(GrPr)n

(3)

式(3)中：C和n為通過(guò)實(shí)驗(yàn)確定的常數(shù)；Gr為定性溫度下Grashof數(shù)；Pr為定性溫度下空氣的Prandtl數(shù)。

(4)

式(4)中：g為重力加速度，m/s2；αv為體積膨脹系數(shù)，1/K；ΔT為自然對(duì)流換熱溫差，K；ν為定性溫度下空氣運(yùn)動(dòng)黏度，m2/s;

結(jié)合對(duì)流換熱牛頓冷卻公式，散熱器表面輻射換熱系數(shù)為

(5)

式(5)中：hr為輻射換熱系數(shù)，W/(m2·K)；Cb為黑體輻射系數(shù)，取值為5.67 W/(m2·K4)；ε為換熱面與各圍護(hù)結(jié)構(gòu)內(nèi)表面的發(fā)射率；Tw、Tenv為散熱面外表面和各圍護(hù)結(jié)構(gòu)內(nèi)表面溫度，K；Tam為室內(nèi)空氣溫度，K。

將換熱面與圍護(hù)結(jié)構(gòu)內(nèi)表面輻射換熱以及與室內(nèi)空氣自然對(duì)流換熱的綜合效果等效為復(fù)合換熱系數(shù)hm：

hm=hc+hr

(6)

模擬過(guò)程中散熱器和房間邊界條件中的溫度均通過(guò)實(shí)驗(yàn)測(cè)量獲得。其中，散熱器模型壁面采用復(fù)合換熱系數(shù)，自由流體溫度為15 ℃；入口采用速度入口，出口為自由出流邊界條件。房間模型內(nèi)墻、內(nèi)門(mén)采用第一類(lèi)邊界條件，其中兩面內(nèi)墻的壁面溫度為14 ℃，內(nèi)門(mén)表面溫度為14.8 ℃；由于模擬房間上下相鄰的房間均為空調(diào)房間，因此地面和樓板為絕熱邊界條件；外窗和兩面外墻采用對(duì)流換熱邊界條件，外墻與空氣對(duì)流換熱系數(shù)為0.75 W/(m2·K)，外窗與空氣對(duì)流換熱系數(shù)為2.5 W/(m2·K)，自由流體溫度均為5 ℃；采暖散熱器的表面溫度以散熱器模擬值為輸入條件。

2.4 散熱器模擬結(jié)果分析

在改變散熱器內(nèi)部結(jié)構(gòu)增大換熱能力的同時(shí)往往會(huì)導(dǎo)致設(shè)備流通阻力增加，因此為了綜合評(píng)價(jià)相同流量下?lián)Q熱能力的增加是否大于阻力的增加，采用j/f作為綜合換熱性能的評(píng)價(jià)指標(biāo)，其中，j為傳熱因子，f為壓力損失系數(shù)。

(7)

式(5)中：hg為煙氣側(cè)平均對(duì)流換熱系數(shù)，W/(m2·K)；um為特征流速，m/s；ρg為煙氣密度，kg/m3；cp為煙氣定壓比熱容，J/(kg·K)。

(8)

式(8)中：Δp為煙氣進(jìn)出口壓降，Pa；de為散熱末端內(nèi)部流道的當(dāng)量直徑，m；L為通道長(zhǎng)度，m。

煙氣進(jìn)出口壓降Δp的計(jì)算公式為

Δp=pout-pin

(9)

式(9)中：pout為煙氣出口處的壓力，Pa；pin為煙氣入口處的壓力，Pa。

當(dāng)系統(tǒng)運(yùn)行達(dá)到穩(wěn)定狀態(tài)時(shí)，煙氣在散熱器中釋放的熱量為

(10)

2.4.1 折流板間距對(duì)供熱性能影響

在煙氣與散熱器換熱的過(guò)程中，折流板間距決定了煙氣換熱的流程與換熱時(shí)間，同時(shí)其大小也會(huì)對(duì)煙氣流動(dòng)的阻力產(chǎn)生影響。因此折流板間距是影響散熱器供熱性能的主要參數(shù)。

分析在特定參數(shù)下(折流板寬度為50 mm，入口煙氣溫度為120 ℃，入口煙氣流速為3 m/s)，折流板間距對(duì)散熱器供熱性能的影響。圖4為散熱器的散熱量、流通阻力和綜合評(píng)價(jià)指標(biāo)隨折流板間距的變化情況。隨著折流板間距增加，散熱量和流通阻力均減小，但減小趨勢(shì)有所不同。當(dāng)折流板間距從60 mm增加至300 mm時(shí)，散熱量從819 W減小至628 W，減小了23.3%，流通阻力從22.4 Pa減小至8.1 Pa，減小了63.8%。

圖4 折流板間距對(duì)供熱性能影響Fig.4 The influence of baffle spacing on heating performance

綜合評(píng)價(jià)指標(biāo)隨著折流板間距增大呈現(xiàn)出先增大后減小的趨勢(shì)，在100 mm處達(dá)到最大值2.16×10-3。當(dāng)折流板間距從60 mm增加至100 mm時(shí)，散熱量減小至788 W，流通阻力減小至13.0 Pa，其中散熱量減小了3.8%，而流通阻力減小了42.0%，因此在此過(guò)程中間距的增加導(dǎo)致流通阻力的減小程度遠(yuǎn)大于散熱器換熱能力的減弱。當(dāng)折流板間距從100 mm增加至240 mm的過(guò)程中，流通阻力減小開(kāi)始放緩，而散熱量的變化率基本不變，使得間距增大導(dǎo)致散熱量的減小程度大于流通阻力的減小程度。

圖5為散熱器散熱面平均溫度和出口煙氣溫度隨折流板間距的變化。當(dāng)折流板間距為60 mm時(shí)，散熱面平均溫度為58.5 ℃，出口煙氣溫度為64.3 ℃。當(dāng)折流板間距為300 mm時(shí)，散熱面平均溫度為50.9 ℃，出口煙氣溫度為74.6 ℃，與折流板間距為60 mm相比散熱面平均溫度降低了7.6 ℃，出口煙氣溫度升高了10.3 ℃。當(dāng)折流板間距為100 mm時(shí)，散熱面平均溫度降低至57.3 ℃，與60 mm間距相比降低了1.2 ℃，出口煙氣溫度升高至66.6 ℃，增加了2.3 ℃，兩者的變化幅度均較小。

圖5 折流板間距對(duì)散熱器溫度影響Fig.5 The influence of baffle spacing on the temperature of radiator

2.4.2 折流板寬度對(duì)供熱性能影響

分析散熱器在特定參數(shù)下(折流板間距為100 mm，入口煙氣溫度為120 ℃，入口煙氣流速為3 m/s)，折流板寬度對(duì)散熱器供熱性能的影響。

圖6為散熱器的散熱量、流通阻力和綜合評(píng)價(jià)指標(biāo)隨折流板寬度的變化情況。隨著折流板寬度的增加，散熱量和流通阻力均增加。流通阻力在折流板寬度為65 mm時(shí)流通阻力的增加速率加快。而采暖末端散熱量隨著折流板寬度線性增加，但是增加幅度較小。當(dāng)折流板寬度從50 mm增加至85 mm時(shí)，散熱量從788 W增加至888 W，增加了12.7%，流通阻力從13.0 Pa增加至56.3 Pa，增加了333.1%。由此可見(jiàn)，折流板寬度對(duì)流通阻力的影響較大。

綜合評(píng)價(jià)指標(biāo)隨著折流板寬度增大先平緩增加后急劇減小，在折流板寬度為65 mm時(shí)達(dá)到最大值2.22×10-3。當(dāng)折流板寬度為65 mm時(shí)，散熱量為825 W，流通阻力為17.5 Pa，與折流板寬度為50 mm相比散熱量增加了4.7%，流通阻力增加4.5 Pa。折流板寬度繼續(xù)增加會(huì)導(dǎo)致散熱器流通阻力迅速增大，其增大的幅度大于散熱量增大幅度。由此說(shuō)明當(dāng)折流板寬度為65 mm時(shí)，散熱器的綜合換熱性能較好。

圖6 折流板寬度對(duì)供熱性能影響Fig.6 The influence of baffle width on heating performance

圖7為散熱器表面平均溫度隨折流板寬度的變化情況。隨著折流板間距從50 mm增大至85 mm，散熱器表面平均溫度在57.3～62.8 ℃變化，出口煙氣溫度在59.8～66.6 ℃區(qū)間變化。當(dāng)折流板寬度為65 mm時(shí)，散熱器表面平均溫度為59.2 ℃，出口煙氣溫度為63.8 ℃。

圖7 折流板寬度對(duì)散熱器溫度影響Fig.7 The influence of baffle width on the temperature of radiator

圖8 入口流速對(duì)供熱性能影響Fig.8 The influence of inlet flow rate on heating performance

2.4.3 入口流速對(duì)供熱性能的影響

煙氣是該采暖系統(tǒng)的熱源，煙氣的流速與溫度是供暖的關(guān)鍵參數(shù)，對(duì)采暖系統(tǒng)的能耗和供熱效果有重要影響。分析煙氣散熱器在特定參數(shù)下(折流板間距為100 mm，折流板寬度為65 mm，煙氣入口溫度為120 ℃)，不同的煙氣輸入流速(2.0、2.5、3.0、3.5、4.0 m/s)對(duì)散熱器供熱性能的影響。

圖8為在不同輸入煙氣流速的情況下，散熱器散熱量和流通阻力的變化情況。當(dāng)煙氣入口流速在區(qū)間2.0～4.0 m/s變化時(shí)，散熱器的散熱量從648 W增加至958 W，增加幅度為47.8%。而流通阻力從8.2 Pa增加至34.4 Pa，增加幅度為319.5%。由此可見(jiàn)，增大煙氣的入口流速雖然可以顯著提高散熱器的散熱量，但流通阻力的增加幅度遠(yuǎn)大于散熱量的增大幅度。

圖9為隨著煙氣入口流速改變，散熱器表面平均溫度及出口溫度的變化情況。當(dāng)散熱器煙氣入口流速在區(qū)間2.0～4.0 m/s變化時(shí)，散熱器表面平均溫度從51.5 ℃增加至65.5 ℃，升高了14 ℃。與此同時(shí)，煙氣出口溫度從53.8 ℃增加至71.3 ℃，升高了17.5 ℃。煙氣入口流速的增大使得散熱器內(nèi)部換熱系數(shù)增大，增加了煙氣與散熱器壁面的換熱，但減少了煙氣在散熱器內(nèi)部的換熱時(shí)間，使其還未充分換熱就被排放。

圖9 入口流速對(duì)散熱器溫度影響Fig.9 The influence of inlet flow rate on the temperature of radiator

2.5 室內(nèi)熱環(huán)境模擬結(jié)果分析

散熱器結(jié)構(gòu)和運(yùn)行參數(shù)的變化最終影響的是采暖房間熱環(huán)境。本研究將采暖房間的室內(nèi)溫度為評(píng)價(jià)指標(biāo)，分析煙氣型散熱器在特定參數(shù)下(折流板間距為100 mm，折流板寬度為65 mm，煙氣入口溫度為120 ℃，煙氣入口流速為3 m/s)的室內(nèi)溫度分布。

以煙氣型散熱器表面溫度模擬結(jié)果為邊界條件進(jìn)行室內(nèi)熱環(huán)境計(jì)算。散熱器表面溫度為59.2 ℃的條件下，采暖房間不同水平高度(z=0.1、0.6、1.2、1.8 m)水平面溫度云圖溫度分布情況如圖10所示。由于受到散熱器溫度影響，靠近散熱器部分空氣溫度相對(duì)較高，溫度梯度較大，距散熱器0.5 m處空氣溫度最高可達(dá)31.3 ℃。隨著與散熱器水平距離的增大，空氣溫度逐漸下降。在遠(yuǎn)離散熱器的位置，不同水平面溫度分布較為均衡，溫度梯度小于1 ℃/m，且空氣溫度仍能保持在15.0 ℃以上，可見(jiàn)散熱器表面溫度為59.2 ℃時(shí)，可以保證房間內(nèi)部4/5的區(qū)域滿(mǎn)足室內(nèi)要求(15 ℃)[22]。

圖11為供暖房間中心軸線上豎直平面的溫度分布云圖。房間豎直平面上僅有小部分區(qū)域的空氣溫度低于15.0 ℃，并且房間內(nèi)大部分區(qū)域溫度梯度均小于3 ℃/m，滿(mǎn)足熱舒適性要求。

3 實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證

實(shí)驗(yàn)地點(diǎn)位于湖南省長(zhǎng)沙市某實(shí)驗(yàn)室(28.18°N、112.95°E)。測(cè)試房間尺寸長(zhǎng)5 m，寬3.2 m，高度為3 m。整個(gè)生物質(zhì)煙氣型采暖系統(tǒng)包括顆粒燃爐、煙氣型散熱器、保溫管道、軸流風(fēng)機(jī)、紅外成像儀以及煙氣分析儀。實(shí)驗(yàn)開(kāi)始后，調(diào)整顆粒燃爐給料量并保證其均勻給料，使用煙氣分析儀測(cè)量，從而使散熱器煙氣入口處的溫度保持在115～125 ℃。調(diào)節(jié)實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)排煙口處風(fēng)機(jī)流量，控制散熱器煙氣入口處流速穩(wěn)定在2.9～3.1 m/s。在采暖系統(tǒng)運(yùn)行穩(wěn)定后，利用紅外成像儀測(cè)量散熱器兩側(cè)散熱面上的測(cè)點(diǎn)溫度和室內(nèi)各測(cè)點(diǎn)溫度。實(shí)驗(yàn)中所用儀器匯總于表3。

圖10 不同水平面溫度分布云圖Fig.10 Temperature distribution cloud map of different horizontal planes

圖11 垂直高度溫度分布云圖Fig.11 Temperature distribution cloud map of vertical height

表3 實(shí)驗(yàn)儀器

為了保證測(cè)量的準(zhǔn)確性，選取散熱器側(cè)面不同高度測(cè)點(diǎn)取平均值。散熱器測(cè)點(diǎn)分布如圖12所示。

圖13為采暖房間測(cè)點(diǎn)布置情況，取豎直方向上取z=0.1 m、z=0.6 m、z=1.2 m、z=1.8 m，分別對(duì)應(yīng)室內(nèi)人員腳踝、工作時(shí)腹部區(qū)域高度、工作時(shí)呼吸區(qū)高度、站立狀態(tài)下頭部高度。在各水平面上分別取9個(gè)測(cè)點(diǎn)，并且各平面上對(duì)應(yīng)測(cè)點(diǎn)位置相同。

圖12 散熱器測(cè)點(diǎn)位置Fig.12 The location of the measuring points of radiator

圖13 供暖房間測(cè)點(diǎn)位置Fig.13 The location of the measuring points of heating room

為了驗(yàn)證本文數(shù)值模型的準(zhǔn)確性，采用相對(duì)均方根誤差將實(shí)驗(yàn)?zāi)Ｐ蜏y(cè)得的數(shù)據(jù)與數(shù)值模型模擬得到的數(shù)據(jù)進(jìn)行比較。當(dāng)相對(duì)均方根誤差rRMSE≤10%時(shí)，可以認(rèn)為模型是可靠的。

(11)

圖14為散熱器和采暖房間模擬結(jié)果與實(shí)測(cè)結(jié)果對(duì)比圖。散熱器側(cè)面溫度和出口溫度模擬值與實(shí)測(cè)值均方根誤差為4.5%、3.2%，供暖房間空氣溫度模擬值與實(shí)測(cè)值的均方根誤差為3.7%。因此，實(shí)驗(yàn)中各個(gè)測(cè)點(diǎn)的溫度數(shù)值模擬得到的數(shù)據(jù)較吻合，誤差在可接受的范圍內(nèi)，說(shuō)明數(shù)值模型的可靠性。

圖14 實(shí)測(cè)數(shù)據(jù)與模擬數(shù)據(jù)對(duì)比Fig.14 Comparison of experimental data with simulated data

4 結(jié)論

提出了一種針對(duì)農(nóng)村地區(qū)的生物質(zhì)煙氣型采暖散熱器及系統(tǒng)，該散熱器結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、安裝拆卸方便。使用CFD軟件對(duì)該系統(tǒng)的室內(nèi)采暖散熱器和采暖房間建立了數(shù)值模型，通過(guò)搭建實(shí)驗(yàn)臺(tái)驗(yàn)證了數(shù)值模型的準(zhǔn)確性，分析了不同折流板間距、折流板寬度和煙氣流速對(duì)采暖散熱器換熱性能的影響特性以及在特定參數(shù)下對(duì)室內(nèi)環(huán)境供熱性能的影響，得到如下結(jié)論。

(1)隨著折流板間距的增加，煙氣型散熱器的散熱量和流通阻力均減小。當(dāng)折流板間距從60 mm增加至300 mm時(shí)，散熱量減小了23.3%，流通阻力減小了63.8%。散熱器表面平均溫度在區(qū)間50.9～58.5 ℃內(nèi)變化。出口煙氣溫度位于區(qū)間64.3～74.6 ℃。綜合考慮散熱量和流通阻力，折流板間距取100 mm最佳。

(2)隨著折流板寬度的增加，煙氣型散熱器的散熱量和流體阻力均增加。但散熱器散熱量對(duì)折流板寬度的變化不夠敏感，當(dāng)折流板寬度從50 mm增加至85 mm時(shí)，散熱量減小12.7%。而流通阻力隨著折流板寬度變化有顯著增加，增加幅度為333.1%。散熱器表面平均溫度位于區(qū)間57.3～62.8 ℃。出口煙氣溫度位于區(qū)間59.8～66.6 ℃。綜合考慮散熱量和流通阻力，折流板寬度取65 mm最佳。

(3)散熱器入口煙氣流速對(duì)散熱量和流通阻力都有明顯影響，但隨著入口流速的增大，散熱量的增加量逐漸變小，流通阻力的增加量逐漸變大。隨著入口流速變化，散熱器表面平均溫度位于區(qū)間51.5～65.5 ℃，煙氣出口溫度位于區(qū)間53.8～71.3 ℃。

(4)在折流板間距為100 mm、寬度為=65 mm時(shí)，采用入口溫度為120 ℃和入口流速為3 m/s的煙氣供暖效果明顯。室內(nèi)人體工作區(qū)域均滿(mǎn)足供暖要求。