隨著人民生活水平的提升,房間空調(diào)器已經(jīng)遍及千家萬(wàn)戶(hù),且目前我國(guó)空調(diào)器的年產(chǎn)量迅速增加[1]。房間空調(diào)器的能效標(biāo)準(zhǔn)評(píng)價(jià)體系也在逐步完善。GB21455—2019《轉(zhuǎn)速可控型房間空調(diào)器能效限定值及能效等級(jí)》[2]要求采用“全年能源消耗效率”代替僅考慮單一工況的“單點(diǎn)能效”和考慮制冷季節(jié)的“季節(jié)能效”作為評(píng)價(jià)空調(diào)器能效的指標(biāo),這對(duì)空調(diào)器提出了更高的設(shè)計(jì)要求。換熱器是房間空調(diào)器中重要的換熱部件,應(yīng)用較為廣泛的換熱器形式有翅片管式、板翅式、微通道、管殼式等[3-7]。翅片管式換熱器的傳熱性能好、環(huán)境適應(yīng)能力強(qiáng)、結(jié)構(gòu)堅(jiān)固、價(jià)格適中,因此被廣泛應(yīng)用于房間空調(diào)器[8]。翅片管式換熱器的空氣側(cè)熱阻占總傳熱熱阻的80%左右,故強(qiáng)化空氣側(cè)換熱是改進(jìn)換熱器換熱性能的重要手段。翅片表面開(kāi)窗或改變翅片表面的形狀可以提高對(duì)流傳熱系數(shù)并強(qiáng)化空氣側(cè)傳熱性能[9]。常用的強(qiáng)化傳熱翅片種類(lèi)包括波紋翅片、百葉窗翅片以及橋縫翅片等[10]。

對(duì)于不同翅片結(jié)構(gòu)對(duì)翅片性能的影響,學(xué)者已經(jīng)做了大量的研究。朱珊云等[11]探究百葉窗翅片的翅片間距和相對(duì)開(kāi)窗高度對(duì)5mm管徑翅片管式換熱器空氣側(cè)傳熱與阻力特性的影響。研究表明,當(dāng)翅片間距在.30~1.50mm內(nèi)時(shí),空氣側(cè)努塞爾數(shù)Nu和阻力系數(shù)f均隨翅片間距的增加而減小;當(dāng)Re在457~2907內(nèi),相對(duì)開(kāi)窗高度對(duì)百葉窗翅片管式換熱器傳熱性能的影響與R_e有關(guān),減小相對(duì)開(kāi)窗高度可以改善空氣側(cè)阻力性能和對(duì)流傳熱性能,且傳熱熱阻主要集中在空氣側(cè),可以適當(dāng)提高迎面風(fēng)速?gòu)?qiáng)化空氣側(cè)傳熱性能。DuY.J.等[12]對(duì)管徑為7.52~10.34mm的百葉窗翅片管式換熱器傳熱與阻力特性的特征數(shù)關(guān)聯(lián)式進(jìn)行了擬合。YanW.M.等[13]對(duì)包括平翅片、百葉窗翅片和波紋翅片在內(nèi)的36種翅片管式換熱器展開(kāi)了試驗(yàn)研究,結(jié)果表明:雷諾數(shù)相同的情況下,百葉窗翅片的表面?zhèn)鳠嵋蜃觠和阻力系數(shù)f大于平翅片和波紋翅片的;3種類(lèi)型翅片中,百葉窗翅片單位溫差和單位容積下的傳熱性能最佳。KongY.Q.等[14]采用數(shù)值模擬方法探究了不同橫、縱向管間距下平翅片和百葉窗翅片管式換熱器的傳熱和壓降特性,結(jié)果表明,相對(duì)平翅片而言,百葉窗翅片管式換熱器的傳熱性能得到了改善,但產(chǎn)生的壓降較高;管間距不會(huì)對(duì)阻力系數(shù)f產(chǎn)生太大影響,而管間距的增加會(huì)導(dǎo)致Nu數(shù)有所下降,因此減小橫、縱向管間距有利于改善對(duì)流傳熱性能。A.Erek等[15]用數(shù)值模擬方法研究了翅片幾何形狀的變化對(duì)翅片管式換熱器換熱和壓降的影響,結(jié)果表明,翅片間距改變時(shí)空氣側(cè)壓降明顯變化。

筆者以現(xiàn)有的一款應(yīng)用于7mm管徑翅片管式換熱器的百葉窗翅片作為設(shè)計(jì)參考,尋求應(yīng)用于5mm管徑翅片管式換熱器的百葉窗翅片方案。

對(duì)于新設(shè)計(jì)的適用于5mm管徑翅片管式換熱器的百葉窗翅片,分別改變換熱管縱向管間距和百葉窗翅片開(kāi)窗角度,通過(guò)數(shù)值模擬研究不同結(jié)構(gòu)對(duì)空氣側(cè)性能的影響。

1、數(shù)值模型

1.1物理模型本文研究對(duì)象為百葉窗翅片,其物理模型如圖1所示。7mm管徑的翅片結(jié)構(gòu)參數(shù)見(jiàn)表1。

翅片在換熱器中周期性排布,且翅片單元之間是相互對(duì)稱(chēng)關(guān)系,在考慮計(jì)算機(jī)計(jì)算能力與效率后,選定換熱器2列換熱管中間的空氣流通區(qū)域作為數(shù)值模擬區(qū)域。如圖2所示,數(shù)值模擬區(qū)域的高度為Pt/2;為避免計(jì)算過(guò)程中產(chǎn)生回流現(xiàn)象,計(jì)算區(qū)域進(jìn)口段向翅片區(qū)域上游延長(zhǎng)2倍管外徑距離,出口段向翅片區(qū)域下游延長(zhǎng)4倍管外徑距離,故數(shù)值模擬區(qū)域的長(zhǎng)度為2Pl+6Dc。數(shù)值模擬區(qū)域的寬度取Fp,且翅片布置在數(shù)值模擬區(qū)域正中間1/2Fp位置處。

1.2邊界條件及控制方程

1.2.1邊界條件

邊界條件設(shè)置如下:空氣進(jìn)口設(shè)置為速度進(jìn)口,風(fēng)速vin為1~5m/s,溫度為35℃;空氣出口設(shè)置為自由出流邊界;將與翅片表面平行的2個(gè)空氣域平面設(shè)置為周期性邊界;由于翅片單元具有對(duì)稱(chēng)性,將垂直于翅片表面的2個(gè)空氣域平面設(shè)置為對(duì)稱(chēng)邊界;將管壁設(shè)置為45℃的恒溫壁面。

1.2.2控制方程空氣被認(rèn)為是連續(xù)性的不可壓縮流體,并假定其流動(dòng)是三維穩(wěn)態(tài)湍流。采用標(biāo)準(zhǔn)湍流k-ε方程和增強(qiáng)壁面函數(shù)相結(jié)合的求解方法,在計(jì)算域內(nèi)對(duì)不同結(jié)構(gòu)百葉窗翅片的傳熱和空氣流動(dòng)特性進(jìn)行仿真研究,忽略銅管與鋁翅片之間的接觸熱阻,并假定管壁溫度不變。采用SIMPLE算法對(duì)控制方程進(jìn)行離散,實(shí)現(xiàn)壓力與速度的耦合計(jì)算。

連續(xù)性、動(dòng)量和能量的控制方程[16]如下所示:

1)連續(xù)性方程

2)動(dòng)量方程

式中:ρ為空氣密度(kg/m³);u_i,u_j和u_k為空氣速度分量(m/s);u_l為平均速度分量(m/s);p為空氣壓力(P_a);μ為空氣的動(dòng)力黏度(Pa.s);δ_ij為平均應(yīng)變率;μ_t為湍流動(dòng)力黏度(P_a.s);k為空氣湍流動(dòng)能(m²/s²)。

3)湍流動(dòng)能k和湍流耗散率ε方程

式中:ε為湍流耗散率(m²/s³);σ_k為湍流動(dòng)能的湍流普朗特?cái)?shù);σε為湍流耗散率的湍流普朗特?cái)?shù);ν為空氣運(yùn)動(dòng)黏度(m2/s);C₁,C₂,C_1ε,C_3ε為模型常數(shù);G_k為由于平均速度梯度產(chǎn)生的湍流動(dòng)能生成項(xiàng)(J);G_b為浮力引起的湍流動(dòng)能生成項(xiàng)(J);YM為可壓縮湍流脈動(dòng)膨脹對(duì)總耗散率的貢獻(xiàn)值(J);S_k和S_ε為用戶(hù)定義的源項(xiàng)。

4)能量方程

式中:E為總能量(J);λ為空氣導(dǎo)熱系數(shù)(W/(m.K));c_p為定壓比熱容(J/(kg.K))。

翅片中的能量傳遞方程:

式中k_f為翅片的導(dǎo)熱系數(shù)(W/(m.K))。

1.3數(shù)據(jù)處理

計(jì)算模型只考慮空氣側(cè)的流動(dòng)與換熱,不考慮翅片與銅管的接觸熱阻以及銅管的導(dǎo)熱熱阻,利用效能-傳熱單元數(shù)法計(jì)算空氣側(cè)的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)。由于管壁面溫度被設(shè)為定值,即管壁面的比熱容可以認(rèn)為無(wú)限大,不引起管壁溫度的變化,因此將效能εh與傳熱單元數(shù)NTU之間的關(guān)系簡(jiǎn)化為[17]:

式中:tain為空氣入口溫度(℃);taout為空氣出口溫度(℃);tw為銅管管壁溫度(℃)。

式(8)中的傳熱單元數(shù)NTU可由下式計(jì)算得到:

式中:qm為空氣質(zhì)量流量(kg/s);η0為翅片管式換熱器的翅片效率(%);h0為換熱器空氣側(cè)表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)(W/(m².K));A0為換熱器翅片和銅管總表面積(m²)。

翅片效率η0的計(jì)算由Schmid近似準(zhǔn)則[18]得到:

式中:A_f為換熱器翅片表面積(m²);m和φ為與翅片結(jié)構(gòu)參數(shù)相關(guān)的常量;D_c為銅管的直徑(m)。

利用上述方程,通過(guò)迭代求解空氣側(cè)傳熱系數(shù)和翅片效率。此外,數(shù)值模擬中需要計(jì)算的換熱器流動(dòng)與傳熱的無(wú)量綱參數(shù)如下:

式中:u_max為換熱器最小流動(dòng)截面處空氣流速(m/s);A_c為最小流動(dòng)截面面積(m2);Δp為空氣側(cè)壓降(Pa)。

1.4數(shù)學(xué)模型驗(yàn)證

1.4.1網(wǎng)格無(wú)關(guān)性驗(yàn)證

使用FluentMeshing劃分網(wǎng)格,在可行的情況下優(yōu)先選擇結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格,即六面體網(wǎng)格。為保證數(shù)值方法的準(zhǔn)確性和可靠性,對(duì)網(wǎng)格獨(dú)立性進(jìn)行驗(yàn)證。采用89萬(wàn)個(gè)、117萬(wàn)個(gè)、157萬(wàn)個(gè)、185萬(wàn)個(gè)、201萬(wàn)個(gè)和235萬(wàn)個(gè)網(wǎng)格單元進(jìn)行計(jì)算,空氣側(cè)壓降和熱流密度如圖3所示。當(dāng)網(wǎng)格數(shù)量從201萬(wàn)個(gè)增加到235萬(wàn)個(gè)時(shí),熱流密度變化0.9%,而壓降只變化0.04%,這表明當(dāng)網(wǎng)格數(shù)量超過(guò)201萬(wàn)個(gè)后,網(wǎng)格數(shù)量的增加對(duì)空氣側(cè)壓降和熱流密度計(jì)算結(jié)果的影響可忽略不計(jì),因此認(rèn)為201萬(wàn)個(gè)網(wǎng)格單元具有網(wǎng)格獨(dú)立性。

1.4.2計(jì)算模型驗(yàn)證

為驗(yàn)證百葉窗翅片管式換熱器計(jì)算模型的正確性和可靠性,將仿真計(jì)算結(jié)果與WangC.C.等[19]經(jīng)過(guò)大量試驗(yàn)總結(jié)出的關(guān)聯(lián)式進(jìn)行比較。圖4所示為傳熱因子j(簡(jiǎn)稱(chēng)j因子)和阻力系數(shù)f(簡(jiǎn)稱(chēng)f因子)的數(shù)值模擬結(jié)果和關(guān)聯(lián)式之間的對(duì)比?？梢钥闯?在低雷諾數(shù)(Re<1000)時(shí),仿真計(jì)算得到的j因子和f因子與根據(jù)試驗(yàn)關(guān)聯(lián)式計(jì)算的結(jié)果偏差較大,最大為14.6%;在高雷諾數(shù)(Re>1000)時(shí),仿真計(jì)算得到的j因子和f因子與根據(jù)試驗(yàn)關(guān)聯(lián)式計(jì)算的結(jié)果偏差較小,在±15%之內(nèi)。因此,本文中的百葉窗翅片管式換熱器模型是可靠的。

2、翅片結(jié)構(gòu)對(duì)空氣側(cè)性能的影響

2.1百葉窗開(kāi)窗角度

劉妮等[20]對(duì)百葉窗翅片開(kāi)窗角度為20°~40°時(shí)空氣側(cè)性能進(jìn)行研究,結(jié)果表明百葉窗開(kāi)窗角度大于35°時(shí)空氣側(cè)性能較差。因此,筆者將百葉窗開(kāi)窗角度的研究范圍定為10°~30°:以現(xiàn)有的開(kāi)窗角度25.3°的百葉窗翅片作為基準(zhǔn),對(duì)開(kāi)窗角度為10.0°,15.0°,20.0°,25.3°和30.0°的翅片進(jìn)行數(shù)值研究。y=0.4mm截面上空氣溫度分布如圖5所示,可以看出,增大開(kāi)窗角度可以提高后排管空氣的平均溫度,這是由于增大開(kāi)窗角度增強(qiáng)了對(duì)空氣流動(dòng)的擾動(dòng),減小了換熱管后的空氣尾流區(qū)域,同時(shí)也增大了空氣側(cè)壓降。

通過(guò)數(shù)值模擬計(jì)算了5種入口風(fēng)速(1.0m/s,2.0m/s,3.0m/s,4.0m/s和5.0m/s)下的換熱特性,對(duì)比了相同風(fēng)速條件下不同開(kāi)窗角度的空氣側(cè)換熱量和表面?zhèn)鳠嵯禂?shù),以此分析開(kāi)窗角度對(duì)空氣側(cè)傳熱性能的影響,模擬結(jié)果如圖6所示。

從圖6可以看出,在相同風(fēng)速下,換熱量和空氣側(cè)表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)都隨著開(kāi)窗角度的增大而增大,但當(dāng)開(kāi)窗角度大于20°時(shí),提升幅度降低。另外,迎面風(fēng)速為3.0m/s時(shí),開(kāi)窗角度由10°增加到20°和30°后,傳熱系數(shù)分別增加了25.5%和26.2%,計(jì)算得出風(fēng)機(jī)功率從5.242W分別增加至9.361W和12.337W,說(shuō)明當(dāng)開(kāi)窗角度大于20°時(shí),繼續(xù)增大開(kāi)窗角度空氣側(cè)傳熱系數(shù)略有提升,但風(fēng)機(jī)功率的增幅更大。

2.2換熱管縱向管間距

對(duì)于換熱器換熱性能的優(yōu)化,其中一種方法是減小換熱管的縱向管間距,實(shí)現(xiàn)在有限的縱向空間中排布更多的換熱管,從而增大換熱面積;縮小換熱管的管間距可以增強(qiáng)空氣流過(guò)前后排管的混合程度,增強(qiáng)換熱能力。筆者以百葉窗開(kāi)窗角度20°為基準(zhǔn),研究換熱管縱向管間距變化(15.0mm,16.0mm,17.1mm,18.2mm和19.0mm)對(duì)空氣側(cè)性能的影響。

迎面風(fēng)速為5.0m/s時(shí),5種管間距的空氣側(cè)性能計(jì)算結(jié)果見(jiàn)表2?？梢钥闯?空氣側(cè)的壓降隨著管間距的增大逐漸減小,當(dāng)管間距大于17.1mm時(shí)變化幅度低于0.6%,即可以認(rèn)為壓降隨管間距的變化可以忽略。出現(xiàn)這種現(xiàn)象的主要原因是,管間距減小使得空氣側(cè)流過(guò)管排的最小截面處的流速增大,流動(dòng)阻力增大。

由圖7可見(jiàn),在相同迎面風(fēng)速下,隨著管間距的減小,空氣側(cè)表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)有所上升,換熱量有所增加。當(dāng)管間距小于17.1mm時(shí)換熱量增加幅度不明顯。

綜合考慮換熱量、風(fēng)機(jī)功率、翅片效率、空氣側(cè)傳熱系數(shù)和換熱器總體成本等因素后,確定百葉窗開(kāi)窗角度為20°,管間距為17.1mm時(shí),翅片管式換熱器空氣側(cè)性能最優(yōu)。

3、結(jié)論

筆者通過(guò)CFD仿真研究了百葉窗翅片的開(kāi)窗角度和換熱管管間距對(duì)空氣側(cè)性能的影響,研究結(jié)論如下:

1)在相同的迎面風(fēng)速下,空氣側(cè)的換熱量和表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)均隨著百葉窗開(kāi)窗角度的增大有所提升,但當(dāng)開(kāi)窗角度大于20°時(shí),提升幅度降低,且繼續(xù)增大開(kāi)窗角度會(huì)引起風(fēng)機(jī)功率的大幅增加。所以開(kāi)窗角度較為合理的設(shè)計(jì)為20°。

2)在開(kāi)窗角度為20°的基礎(chǔ)上,空氣側(cè)的壓降隨著管間距的增大而逐漸減小,當(dāng)管間距大于17.1mm時(shí)壓降隨管間距的變化可以忽略;換熱量隨著管間距的減小而增大,且當(dāng)管間距小于17.1mm時(shí),換熱量增加幅度不明顯。

故綜合考慮換熱量、風(fēng)機(jī)功率、空氣側(cè)表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)等因素后,確定管間距為17.1mm時(shí)性能最優(yōu)。

參考文獻(xiàn)

[1] 馬國(guó)遠(yuǎn),高磊,劉帥領(lǐng),等.制冷空調(diào)用換熱器研究進(jìn) 展[J].制冷與空調(diào),2023,23(4):88-100. 

[2] 中國(guó)國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)化管理委員會(huì).轉(zhuǎn)速可控型房間空調(diào)器 能效限定值及能效等級(jí):GB21455—2019[S].北京:中國(guó)標(biāo)準(zhǔn)出版社,2019. 

[3] 郭夢(mèng)茹,蔡姍姍,陳煥新,等.翅片管式冷凝器性能分 析及多目標(biāo)優(yōu)化[J].制冷與空調(diào),2018,18(4):93-98. 

[4] 馬迪,譚裕鋒,呂根貴,等.房間空調(diào)器小管徑室外換 熱器流路優(yōu)化[J].西安交通大學(xué)學(xué)報(bào),2024,58(5):179-189. 

[5] 余鑫泉,盛健,張華,等.空調(diào)用翅片管式換熱器腐蝕 及防護(hù)研究進(jìn)展[J].制冷學(xué)報(bào),2022,43(1):1-10. 

[6] 朱傳輝,李保國(guó),楊會(huì)芳.微通道換熱器研究及應(yīng)用進(jìn) 展[J].熱能動(dòng)力工程,2020,35(9):1-9. 

[7] 靳自霞.翅片管式換熱器百葉窗結(jié)構(gòu)參數(shù)優(yōu)化[J].制 冷與空調(diào),2023,23(7):9-13,17. 

[8] 丁國(guó)良.制冷空調(diào)用換熱器的高效傳熱技術(shù)[J].制冷 與空調(diào),2023,23(4):57-66. 

[9] WU G M,YUB,REN T,etal.Modelingandexperimentalinvestigationoncomprehensiveperformanceof perforatedwavyfinsforheatpumptypeairconditionersatfrostingandnon-frostingconditions[J].Energy andBuildings,2020,225:110342. 

[10]李璐璐,劉中良,李艷霞,等.不同翅片類(lèi)型對(duì)換熱器 性能影響的模擬計(jì)算[J].節(jié)能,2020,39(6):62-65. 

[11] 朱珊云,戴源德,曹杰,等.小管徑開(kāi)縫翅片管式換熱 器空氣側(cè)傳熱綜合性能研究[J].流體機(jī)械,2022,50(5):68-75. 

[12] DU YJ,WANGCC.Anexperimentalstudyofthe airsideperformanceofthesuperslitfin-and-tubeheat exchangers[J].InternationalJournalof Heatand MassTransfer,2000,43(24):4475-4482. 

[13] YAN W M,SHEEN PJ.Heattransferandfriction characteristicsoffin-and-tubeheatexchangers[J].InternationalJournalof Heatand Mass Transfer,2000,43(9):1651-1659.

[14] KONGYQ,YANGLJ,DUXZ,etal.Air-sideflow andheattransfercharacteristicsofflatandslotted finnedtubebundleswithvarioustubepitches[J].InternationalJournalof Heat and Mass Transfer,2016,99:357-371. 

[15] EREK A,ZERDEM B,BILIRL,etal.Effectofgeometricalparametersonheattransferandpressure dropcharacteristicsofplatefinandtubeheatexchangers[J].Applied ThermalEngineering,2005,25(14-15):2421-2431. 

[16] LIU X Q,WANG M,LIU H H,etal.Numerical analysisonheattransferenhancementofwavyfin-tube heatexchangersforair-conditioningapplications[J].AppliedThermalEngineering,2021,199:117597. 

[17]陶文銓.傳熱學(xué)[M].北京:高等教育出版社,2019:470-472. 

[18] WONGWISES S,CHOKEMAN Y.Effectoffin pitchandnumberoftuberowsontheairsideperformanceofherringbonewavyfinandtubeheatexchangers[J].EnergyConversionand Management,2005,46(13-14):2216-2231. 

[19] WANG C C,LEE C J,CHANG C T,etal.Heat transferandfrictioncorrelationforcompactlouveredfinand-tubeheatexchangers[J].InternationalJournalof HeatandMassTransfer,1999,42(11):1945-1956. 

[20]劉妮,李歡,單小豐,等.百葉窗翅片管換熱器空氣側(cè) 傳熱和流動(dòng)特性數(shù)值模擬[J].熱能動(dòng)力工程,2021,36(6):70-77.

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