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1、第10卷 第 5 期制 冷 与 空 调 2 0 1 0 年 1 0 月REFRIGERA TION AND AIR CONDITIONING59-62 “十一五”国家科技支撑计划课题降低大型公共建筑空调系统能耗的关键技术研究与示范( 2006BA J01A08) .收稿日期: 2010-06 -01通信作者: 吴俊峰, Email: wjf0120hotmail. com干式风机盘管翅片管换热器流动换热的 数值模拟与试验对比吴俊峰 张秀平 王雷 戴琳 武亚伟( 合肥通用机械研究院压缩机技术国家重点实验室)摘 要 利用 CFD 软件对干式风机盘管翅片管换热器空气侧的流动和换热特性进行数值模拟 。
2、同时 ,将模拟结果与试验数据进行对比分析 ,结果表明数值模拟计算方法是可行的 ,可为干式风机盘管产品的优化设计提供参考 。关键词 干式风机盘管 ; 换热器 ; 流动特性 ; 换热特性 ; 数值模拟Numerical simulation and experiment comparison for the performance of fluidflow and heat transfer of heat exchanger for dry fan-coil unitsWu Junfeng Zhang Xiuping Wang Lei Dai Lin Wu Yawei ( State Key L
3、aboratory for Compressor Technology , Hefei General Machinery Research Institute)ABSTRACT Conducts numerical simulation on fluid flow and heat transfer characteristics on airside of fin heat exchangers for dry fan-coil units with CFD. Compared with the ex-perimental results,it shows that the simulat
4、ion method is reliable , and it s also useful for optimum design of dry fan-coil units.KEY WORDS dry fan-coil units; heat exchanger ; performance of fluid flow ; performance of heat transfer ; numerical simulation目前 ,大型公共建筑通常采用热湿联合处理 的空气调节方式进行室内环境的温湿度调节 , 采用这种调节方式会带来能源浪费、无法适应环境 热湿比变化、差的室内空气品质以及输配系统效
5、率低等问题。普遍认为温湿度独立控制系统可能是一个有效的解决途径 1-2。作为温湿度独立控制 系统显热末端装置 ,干式风机盘管的主要任务是排出室内显热余热 。根据建筑需求和暖通空调设 计的经验 ,温湿度独立控制系统中使用的干式风机盘管的名义供冷量试验条件中的空气侧进口干 球温度、 相对湿球可选为: 干球温度 26 ,相对湿度 50%; 冷水侧的进口温度可选为 16 ; 供冷量 为1 kW 干式风机盘管所对应的风量应不大于 500m3/h 或干式风机盘管供冷量和风量之比不小于 2W/( m3/h) 。这样的要求既可以满足内 、外区最大显热冷量的需求, 又可以保证兼容现有标准型号 风机盘管的风机系列
6、的规格 、 结构形式和尺寸 3。笔者利用 CFD 软件对干式风机盘管翅片换热器空 气侧的表面流动和传热进行模拟计算研究, 分析采用3 种不同形式翅片的换热器流动换热规律, 并从产品试验分析的角度研究采用优选翅片形式的 不同管排数的干式风机盘管产品 , 以期为温湿度独立控制系统用干式风机盘管提供设计和应用 指导。1 数值模拟 作为干式风机盘管的核心部件, 换热器的设计计算对于整个产品的设计有着重要的意义 。相 对于水侧而言, 空气侧的流动和传热对换热器的性能影响更大。笔者将重点对换热器空气侧的流 动和传热特性进行研究。 60 制 冷 与 空 调第 10卷 1. 1 几何模型 干式风机盘管与标准风
7、机盘管的不同在于运 行工况的改变, 即在进 、 出水温度大幅度提高的同 时还要满足产品冷量、风量的需求 , 其换热温差低 于标准风机盘管 ,而且无潜热换热 , 须要通过增加 换热器的换热面积来提高冷量 。标准风机盘管一 般采用2 排管翅片管换热器 ,为了增加换热器的换热面积 ,在干式风机盘管设计时应适当增加翅片 管换热器的管排数。笔者采用 3 排管换热器进行 数值模拟,翅片结构示意图如图 1 所示 。换热器基 管材料为紫铜管, 翅片材料为铝合金 , 管内走水 , 翅片厚度为0. 115 mm , 管外径为 7 mm , 管横向 、 纵向间距分别为 18. 2 mm 和 21 mm 。图 1 干
8、式风机盘管换热器结构示意图1. 2 求解模型 1)计算区域网格划分 鉴于翅片管换热器管和翅片排列的周期性和 对称性,取图 1 所示虚线部分为计算区 ,三维模型 如图 2所示。为保证计算过程中出口无回流,在空 气流动的方向上, 入口与出口处分别进行延长。 对计算区域进行网格划分 。图 2 计算模型示意图2)模型简化 翅片管换热器实际传热过程极其复杂 , 精确 模拟整个传热过程目前无法完成, 为了降低求解 难度 ,对模型进行简化,并作如下假设 4-6: 对辐射换热和重力影响忽略不计 ; 空气流动方向与翅片平行; 流动状态为紊流; 忽略翅片与铜管外壁面的接触热阻 , 认为翅片根部温度和铜管外壁面温度
9、相同; 水管壁面的温度假定为固定值。 3)数值求解方法 进口边界设置为速度进口, 给定进风风速。 出口边界为完全发展流动。管内壁面采用第三类 热边界条件,将壁面温度设置为一恒定值, 翅片温 度根据空气与铜管壁面温度耦合求得。对流换热系数采用压力-速度耦合的 SIMPLE 方法 。计算 的控制方程采用三维 、稳态且不可压缩的对流扩散方程 ,翅片与流体之间进行耦合计算 7-8。 1 . 3 不同翅片结构形式的换热和阻力特性 对于平片、 波纹片以及窗片( 如图 1 所示) 3 种 不同形式的翅片换热及流动特性进行数值模拟, 以 确定干式风机盘管换热器的优选翅片形式。设定相 同的工况条件( 空气进气温
10、度 299 K, 翅片管壁温度 291. 5 K) ,分别计算空气在不同风速下流经 3 种翅 片的换热量和压降,计算结果如图3 所示。图 3 不同进风速度下 3种不同结构形式翅片的换热和流动特性第 5期吴俊峰 等 : 干式风机盘管翅片管换热器流动换热的数值模拟与试验对比 61 如图 3( a) 所示, 单翅片的换热量随着空气流 速的增大而增加 。在相同的模拟工况下, 窗片的 换热效果最佳 , 平翅片换热效果最差。在进风速 度为 2 m/ s时 ,窗片的换热量较平片和波纹片分别 提高 30 % 和 11 %,说明采用窗片的换热器可以显 著提高干式风机盘管的换热特性 。图 4 显示了进 风速度为
11、1. 5 m/s 时, 空气分别流经平片和窗片模 型的速度趋势模拟结果。由图可知, 换热特性提高的原因在于采用窗式翅片不仅破坏了连续稳定 的黏性层流层,而且增加了流道中的紊流度 , 从而 使换热系数大大提高 。从图 3( b) 可以看出 , 采用 不同形式结构翅片, 在获得好的热交换特性的同 时 ,不可避免地造成了摩阻的增加 。随着空气进 口速度的提高,压力损失也随之增大 。图 5 所示为 进风速度为 1. 5 m/s 时 ,空气分别流经平片和窗片 模型的压降趋势模拟结果 。图 4 空气流经不同翅片的速度( m/s) 趋势图 5 空气流经不同翅片的压降( Pa) 趋势由上述模拟结果可知 , 对
12、于干式风机盘管, 为 了获得好的换热效果 , 应采用换热系数大的窗式 翅片 。同时, 由于窗片管换热器的阻力较平片换 热器大,在进行窗片管换热器设计时 ,宜选用迎风 面积较大的结构形式, 以减少管排数 ,降低窗片管 换热器的空气阻力。 1. 4 不同翅片间距对换热和阻力特性的影响 利用上述数值模拟方法,为了设计更合理的换 热器结构,笔者模拟了设计风量分别为680 m3/h和 1 020 m3/h 的 2 个型号的 3 排管干式风机盘管换 热器( 分别定义为 A 型和 B 型) ,在不同翅片间距下 ,换热器的总长和翅片宽度不变的情况下 , 换热 器换热性能的变化以及系统阻力的变化, 用以干 式风
13、机盘管换热器的优化 。主要对 6 种不同翅片 间距的风机盘管进行研究, 不同翅片间距下换热 器的翅片数见表 1。表 2 列出了数值模拟的相关 边界条件。表 1 不同翅片间距下换热器的翅片数代号123456 翅片间距/mm1. 41. 61. 82. 02. 22. 4翅片数A 型529463411370336308 B型689603536483439402表 2 边界条件设置型式进风条件水温设置参数 进风干球温度/ 进风湿球温度/ 风速/( m/s)进水温度/ 出水温度/ 铜管壁面温度/ 翅片壁面温度/ A 型2618. 71. 2924162118. 5耦合B 型2618. 71. 4058
14、162118. 5耦合 62 制 冷 与 空 调第 10卷 图6 图8 分别为 A 型和B 型这 2个型号换热器的计算模拟结果,分别表示翅片间距对单翅片换 热量、 换热器总换热量及其风阻特性的影响,其中单翅片换热量由进 、 出风焓值之差乘以质量流量计算 得出。由图 6 和图 7可知 ,随着翅片间距的增大,单个翅片的换热性能有所增强,A 型产品的换热器在翅片间距为 2. 2 mm 时总换热量达到最大 ; B 型产 品的换热器在翅片间距为 2. 0 mm 时总换热量达到最大; 对于 A 型干式风机盘管,当翅片间距大于 2. 2 mm 时,虽然单翅片的换热量仍然增加,但翅片间距的增大又导致单位长度上
15、的翅片数目减少,总换热 面积减少,换热器的总换热量也随之减小。虽然翅片间距采用 2. 0 mm 的换热器比设计的翅片间距为 1.6 mm 的换热器的换热量仅增加了 2. 17%,但是从图8 可以看出, 盘管段的风阻力降低了 4. 86 Pa, 翅片数量减少了 93 片 。B 型干式风机盘管的模拟趋势与 A 型的基本相同。 因此,对于干式风机盘管, 在相同的工况下,适度地增大翅片间距有利于换热性能的改善。同时, 换热器风阻力的降低和翅片数的减少,不但可以降低加工成本 ,也可以降低系统阻力引起的噪声。图 6 翅片间距对单翅片换热量的影响图 7 翅片间距对换热器总换热量的影响图 8 翅片间距对换热器
16、风阻特性的影响2 试验分析为了验证数值模拟方法的可行性, 以翅片间 距为 1. 8 mm 的 A 型和 B 型干式风机盘管, 以表 3所示工况下的试验结果为例 , 与数值模拟结果进 行比较( 见表 4) 。表 3 测试工况工况项目1#2#3# 进水温度161616出水温度202121. 5回风干球温度262626 湿球温度18. 718. 718. 7表 4 模拟结果与试验结果的对比型式A 型B 型 出风干球温度/ 试验19. 42 19. 75 20. 14 19. 00 19. 60 20. 00 模拟19. 36 19. 75 19. 96 19. 10 19. 70 20. 10 出水湿球温度/ 试验15. 60 16. 56 16. 70 16. 40 16. 62 16. 80模拟15. 80 16. 59 16. 68 16. 38 16. 57
