戴亞東,孫 紅,馮 威,曹 勇

(1.江蘇永昇空調(diào)有限公司,江蘇 泰州 225300;2.陸裝駐揚州地區(qū)軍代室,江蘇 揚州 225300)

0 引言

我國的水資源非常匱乏,人均水資源占有量僅為世界平均水平的四分之一[1],在工業(yè)領(lǐng)域中,工業(yè)冷卻水占工業(yè)用水總量的70%以上,因此開發(fā)高效的冷卻節(jié)水技術(shù)是工業(yè)用水的重點,也是緩解我國水危機(jī)的重要手段。在這種大背景下,蒸發(fā)式冷凝器憑借其高制冷性能、低耗水[2-4]能力的優(yōu)點,在工業(yè)制冷系統(tǒng)中得到了越來越廣泛的運用,并已成為有效循環(huán)利用冷卻水的重要技術(shù)。國內(nèi)外很多學(xué)者對蒸發(fā)式冷凝器進(jìn)行了研究。

在結(jié)構(gòu)設(shè)計方面,國內(nèi)部分學(xué)者提出了蒸發(fā)式冷凝器不同的理論設(shè)計方法[5-10],如曲線相交法、溫降法等,國外部分學(xué)者設(shè)計了各種新型蒸發(fā)式冷凝器,如磁盤旋轉(zhuǎn)式蒸發(fā)式冷凝器、以內(nèi)部擋板為空氣預(yù)冷的蒸發(fā)冷凝器、水冷與蒸發(fā)冷相結(jié)合的新型蒸發(fā)式冷凝器等[11-17],并通過實驗測試驗證其換熱性能。在噴淋特性與管型方面,主要是通過試驗測試的方法研究了蒸發(fā)式冷凝器制冷量、能耗比等總體性能參數(shù)的變化規(guī)律,難以分析換熱盤管間空氣溫度與水蒸氣的分布規(guī)律,Yin[18]實驗研究了幾種不同管型對蒸發(fā)式冷凝器的影響。在他們的研究中,管的類型包括圓管、橢圓管和扭曲管。Li[19]評估了在低雷諾數(shù)下,對6排水平增強(qiáng)管束的降膜蒸發(fā)進(jìn)行了實驗研究,發(fā)現(xiàn)增強(qiáng)管擁有更好的熱性能。何瑞[20]建立了蒸發(fā)式冷凝器單管性能測試試驗臺,研究發(fā)現(xiàn)冷凝負(fù)荷隨著噴淋密度的增加先上升再下降,最佳噴淋密度為0.078 kg/(m·s)。楊永安[21]通過R 404 A制冷系統(tǒng)測試臺,研究了迎面風(fēng)速與噴淋密度對蒸發(fā)式冷凝器換熱性能的影響?，F(xiàn)階段,蒸發(fā)式冷凝器氣液兩相的傳質(zhì)模擬研究一般建立二維數(shù)值模型,研究單管二維流動,與實際模型相差較大,忽略了縱向管排對換熱性能的影響,單思宇[22]選用VOF兩相流模型,添加傳熱傳質(zhì)控制方程,對蒸發(fā)式冷凝器傳熱傳質(zhì)進(jìn)行建模,研究了迎面風(fēng)速與噴淋密度對換熱性能的影響。Pu[23]建立了不同管型的二維數(shù)值模型,用CFD方法模擬傳熱傳質(zhì)過程,并通過實驗數(shù)據(jù)驗證了模擬的傳熱系數(shù),計算結(jié)果表明扁管具有更好的傳熱性能,三根扁管的平均傳熱系數(shù)分別比圓管高2.2%、4.2%和11.2%。董俐言[24]建立蒸發(fā)式冷凝器內(nèi)冷卻水與空氣熱質(zhì)交換二維數(shù)學(xué)模型,分析干濕球溫度、風(fēng)速、噴淋密度等參數(shù)對換熱性能的影響。Luo[25]建立了液體除濕器二維通道內(nèi)傳熱傳質(zhì)過程的模擬模型,采用滲透傳質(zhì)理論代替雙膜理論,從而可以觀察除濕器的動態(tài)傳熱傳質(zhì)過程,模擬結(jié)果可以預(yù)測不同位置水蒸氣濃度梯度。郭常青[26]編寫了水膜表面張力動量源項、傳質(zhì)源項,基于VOF算法,建立了降膜流動傳熱傳質(zhì)二維計算模型。研究了各種條件下氣液交界面處潛熱與顯熱的相對大小。

本文首先利用光管蒸發(fā)式冷凝器實驗平臺研究了進(jìn)風(fēng)量、噴淋密度對換熱性能的影響。然后基于VOF模型,利用Lee模型計算氣液兩相雙向傳熱傳質(zhì)過程中的質(zhì)量與能量傳遞,并將其以源項的形式添加到控制方程中,同時考慮氣液剪切力動量源項的影響,最終建立了蒸發(fā)式冷凝器氣液兩相傳熱傳質(zhì)三維數(shù)值模型。并與實驗結(jié)果進(jìn)行了對比。分別對光管與翅片管蒸發(fā)式冷凝器進(jìn)行了數(shù)值模擬,研究了管型、縱向管排、翅片間距、迎面風(fēng)速等因素對十排多管三維流動換熱性能的影響。并提出了結(jié)構(gòu)優(yōu)化方法,提高現(xiàn)有蒸發(fā)式冷凝器的換熱性能。

1 實驗系統(tǒng)介紹

1.1 實驗裝置

實驗裝置如圖1所示,實驗研究對象為江蘇永昇空調(diào)生產(chǎn)的YSZFL-130型順流蒸發(fā)式冷凝器,冷凝負(fù)荷為130 kW,整體外形尺寸為1 900 mm×1 400 mm×2 280 mm(長、寬、高),冷凝器頂部與側(cè)面分別含有一個進(jìn)口。圖2為蒸發(fā)式冷凝器實物圖,冷凝盤管采用叉排銅制圓管,管外徑為15.88 mm,橫向管間距為32.91 mm,縱向管間距為38 mm,管束共10排,每排24根換熱管。本實驗系統(tǒng)是一個完整的壓縮制冷系統(tǒng),主要實驗裝置包括蒸發(fā)式冷凝器、膨脹閥、蒸發(fā)器、壓縮機(jī)。制冷劑為R22,整個流程的制冷原理為:高溫氣態(tài)制冷劑通過冷凝器的換熱盤管,主要通過換熱管外的水膜蒸發(fā)實現(xiàn)冷凝放熱,冷凝后的液態(tài)制冷劑通過膨脹閥進(jìn)入蒸發(fā)器,在蒸發(fā)器中吸收空氣的熱量蒸發(fā)成氣態(tài),然后通過壓縮機(jī)后重新進(jìn)入冷凝器,實現(xiàn)一個制冷循環(huán)。

T-溫度,q-流量,v-風(fēng)速,1-填料,2-膨脹閥,3-蒸發(fā)器,4-壓縮機(jī),5-水泵,6-風(fēng)機(jī),7-水槽,8-擋水板圖1 系統(tǒng)示意圖

1.2 測量儀器

實驗系統(tǒng)采用型號為XMD-2000A 31的具有多點數(shù)字采集功能的溫度巡檢儀,每2.4 s記錄一次數(shù)據(jù)。選用外夾式超聲波流量計CKBX-2000 P進(jìn)行噴淋量的測量,精度為±1%。采用日本加野麥克斯公司生產(chǎn)的KA 23 KANOMAX熱線式風(fēng)速儀進(jìn)行風(fēng)速的測量,精度為±2%。蒸發(fā)器進(jìn)出口空氣干濕球溫度、冷凝盤管進(jìn)出口空氣干濕球溫度由溫濕度記錄儀測量,型號為GM1361,精度為±1%。

2 數(shù)值計算模型

2.1 幾何模型及網(wǎng)格劃分

綜合考慮計算速度、計算資源與計算的準(zhǔn)確性,對計算模型進(jìn)行簡化,模擬選取的幾何結(jié)構(gòu)為叉排管束的一個獨立單元,相鄰兩列縱排管各取半周,如圖3所示,模型長30 mm、寬19 mm、高386 mm,空氣與噴淋水沿著y軸方向向下流動。圖4為翅片管模型,翅片厚度為0.2 mm,翅片間距分別為30 mm、20 mm、10 mm、5 mm、3 mm,其他尺寸均與光管一致。

圖3 計算模型

圖4 翅片管模型

網(wǎng)格分布如圖5所示,采用結(jié)構(gòu)網(wǎng)格,網(wǎng)格數(shù)量為274501,網(wǎng)格最小網(wǎng)格尺寸為0.1 mm,網(wǎng)格質(zhì)量在0.7以上。管壁面曲率較大,采用了O網(wǎng)格進(jìn)行處理,管壁附近為水膜流動區(qū)和氣液交界面處,網(wǎng)格進(jìn)行加密處理。

圖5 網(wǎng)格分布

2.2 控制方程

蒸發(fā)式冷凝器換熱管束間的氣液兩相流動遵循質(zhì)量守恒、動量守恒、能量守恒[27]。

2.2.1 質(zhì)量守恒方程

對于液相和氣相,方程為

(1)

(2)

式中S——由相變引起的質(zhì)量源項[28-29];

α——體積分?jǐn)?shù);

下標(biāo)L、G——液相和氣相。

(3)

式中r——蒸發(fā)系數(shù);

T——計算單元內(nèi)的相界面處溫度;

Ts——水蒸氣飽和溫度。

2.2.2 動量守恒方程

(4)

式中F——動量源項;

動量源項F可以表示為剪切力動量源項FLG

(5)

δ——水膜厚度;

fLG——氣液界面的摩擦系數(shù)[30-31]

(6)

2.2.3 能量守恒方程

(7)

Sh=hLGS

(8)

式中Sh——能量源項;

hLG——水膜的氣化潛熱。

2.3 制冷量Q0

Q0=q1×ρa×Δh1

(9)

式中q1——蒸發(fā)器空氣的流量/m3·h-1;

ρa——空氣的密度/kg·m-3;

Δh1——蒸發(fā)器空氣進(jìn)出口焓差/kJ·kg-1。

2.4 潛熱量Q3

Q3=Q1-Q2

(10)

式中Q3——潛熱量[32];

Q1——空氣總換熱量;

Q2——顯熱量

Q1=q2Δh2

(11)

Q2=cq2ΔT

(12)

式中c——冷凝器換熱管外空氣的比熱容;

q2——換熱管外空氣的質(zhì)量流量;

ΔT——水管束進(jìn)出口空氣的溫度差;

Δh2——水管束進(jìn)出口空氣的焓差。

2.5 數(shù)值求解設(shè)置

采用瞬態(tài)VOF多相流模型,空氣與噴淋水進(jìn)口邊界條件均采用速度進(jìn)口(velocity-inlet),空氣溫度為29 ℃,空氣濕球溫度為24.4 ℃,噴淋水溫度為35 ℃,出口采用壓力出口(pressure-outlet)。換熱管壁設(shè)置為壁面邊界,恒壁溫,前四排壁面溫度為42 ℃,后六排壁溫為35 ℃。其余面均設(shè)置為對稱面,管壁面無滑移。時間步長設(shè)置為10-4s。通過自定義函數(shù)UDF將質(zhì)量源項、能量源項、動量源項調(diào)用到FLUENT中,當(dāng)流場計算收斂后,再進(jìn)行氣液兩相傳熱傳質(zhì)計算。

2.6 模型驗證

如圖6所示,隨著噴淋密度Γ的增大,出口水蒸氣質(zhì)量分?jǐn)?shù)的模擬值與實驗值具有相同的變化規(guī)律,都隨噴淋密度的增加而增大,誤差范圍在4%以內(nèi),誤差在允許范圍內(nèi)。產(chǎn)生誤差的原因主要是本模擬主要考慮了噴淋密度的影響,保證模擬與實驗的噴淋密度一樣,但忽略了噴淋方式的影響,模擬與實驗采用的噴淋方式不同。

圖6 模擬潛熱值與實驗潛熱值對比

3 結(jié)果分析

首先利用光管蒸發(fā)式冷凝器實驗平臺,獲得了制冷量在不同進(jìn)風(fēng)量、噴淋密度下的變化規(guī)律。然后對光管式蒸發(fā)式冷凝器進(jìn)行了數(shù)值模擬,驗證模型的準(zhǔn)確性,并在光管模型的基礎(chǔ)上加入翅片,分析管型、翅片間距、縱向管排、迎面風(fēng)速對換熱特性的影響。

3.1 實驗結(jié)果分析

3.1.1 噴淋密度的影響

空氣干濕球溫度分別為29 ℃、24.4 ℃,制冷量隨噴淋密度的變化規(guī)律如圖7所示,當(dāng)風(fēng)量為13 065 m3/h時,隨著噴淋密度的增加,制冷量增加了7.94%。當(dāng)風(fēng)量為19 478 m3/h時,制冷量增加了3.35%。一方面是由于隨著噴淋密度的增加,換熱管表面的水膜覆蓋面積增大,增大了換熱面積,另一方面,噴淋密度的增加使水膜的流速加快,水膜的湍流強(qiáng)度增強(qiáng),氣液交界面處的水膜波動幅度增大,強(qiáng)化了傳質(zhì)。但是當(dāng)噴淋密度大于0.071時,水膜熱阻明顯增大,制冷量增加幅度較小。

圖7 制冷量隨噴淋密度變化規(guī)律

3.1.2 進(jìn)風(fēng)量的影響

噴淋密度固定在0.064 kg/(m·s),從小到大依次改變風(fēng)量,實驗結(jié)果如圖8所示。當(dāng)風(fēng)量從13 065 m3/h增加到16 272 m3/h,即迎面風(fēng)速從2.0 m/s增加到2.5 m/s,此時制冷量從69.87 kW快速升高到95.12 kW,這主要是因為隨著風(fēng)量的增加,風(fēng)速變快,增強(qiáng)了氣液界面的擾動,且此時主流空氣中水蒸氣更替增快,濃度較低,強(qiáng)化了水膜與空氣之間的蒸發(fā)潛熱。但是當(dāng)風(fēng)量從16 272 m3/h增加到19 478 m3/h,即迎面風(fēng)速從2.5 m/s增加到3.0 m/s時,制冷量反而降低,原因在于風(fēng)速過快,熱質(zhì)交換時間太短,水膜與空氣之間的傳熱傳質(zhì)不充分,且在高風(fēng)速下,部分水膜被吹落,無法形成較好的連續(xù)水膜狀,所以制冷量反而有所下降。對比圖7與圖8可以發(fā)現(xiàn),風(fēng)量對制冷量的影響要遠(yuǎn)大于噴淋密度的影響。

圖8 制冷量隨迎面風(fēng)速變化規(guī)律

3.2 模擬結(jié)果分析

翅片管與光管選取相同的工況,風(fēng)量為10 221.920 m3/h(對應(yīng)光管時的最佳風(fēng)速2.5 m/s)、噴淋密度為0.077 kg/(m·s),空氣溫度為29 ℃,水蒸氣的質(zhì)量分?jǐn)?shù)為0.012 63(對應(yīng)的空氣相對濕度為50%),噴淋水溫度為35 ℃,其他模擬參數(shù)設(shè)置均與前文中一致。且定義無量綱位置參數(shù)Z*為z坐標(biāo)與管軸向長度的比值。

3.2.1 光管與翅片管換熱性能對比分析

Z*為0.5截面的水蒸氣分布如圖9所示,翅片管水蒸氣在y方向上的變化速率均遠(yuǎn)大于光管,隨著翅片間距的減小,水蒸氣在y方向上的變化速率加快,當(dāng)間距由10 mm減小為5 mm時,出口水蒸氣明顯增大,間距由5 mm減小為3 mm時,雖然換熱面積增大,但是間距過小,導(dǎo)致相同風(fēng)量時,風(fēng)速增加過大,影響管外水膜的形成,最終出口水蒸氣基本不變。從圖10可以看出,翅片管空氣溫度在y方向上的變化速率均遠(yuǎn)大于光管,隨著翅片間距的減小,空氣溫度在y方向上的變化速率加快。當(dāng)翅片間距從5 mm減小到3 mm時,空氣溫度沿著y方向上的變化速率基本一致,此時翅片間距的變化對傳熱效果的影響較小。從水蒸氣與空氣溫度的分析中得出,最佳翅片間距為5 mm。

圖9 不同管型下的水蒸氣分布

圖10 不同管型下的空氣溫度分布

3.2.2 間距對換熱性能的影響

從圖11可以看出,在不同的進(jìn)風(fēng)濕度下,當(dāng)翅片間距從30 mm減小到10 mm時,導(dǎo)致?lián)Q熱量小幅度增加,增加了4 kW左右。當(dāng)間距從10 mm減小到5 mm時,換熱量快速增加了13 kW。當(dāng)間距從5 mm減小到3 mm時,換熱量減小了1.5 kW。由此得出,當(dāng)翅片間距為5 mm時,蒸發(fā)式冷凝器會取得最佳的換熱量。分析其原因,隨著翅片間距的減小,換熱面積增大,導(dǎo)致?lián)Q熱量增加,當(dāng)間距從10 mm減小到5 mm時,風(fēng)速增加到2.91 m/s,風(fēng)速增加了8.2%,在高風(fēng)速下,水膜快速蒸發(fā),當(dāng)間距由5 mm減小到3 mm時,間距過小,風(fēng)速達(dá)到3.26 m/s,此時風(fēng)速過大,管外水膜容易在剪切力作用下被空氣吹散,水膜覆蓋狀態(tài)受到破壞,導(dǎo)致?lián)Q熱量減小。從圖12可以看出,間距對顯熱量的影響很小,只有當(dāng)間距從10 mm減小到5 mm時,顯熱量增加了1 kW。結(jié)合圖11與圖12得出,換熱量中的顯熱量占比遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于潛熱量,當(dāng)間距為5 mm間距時,潛熱量占比達(dá)到最大值84.2%。

圖11 間距對換熱量的影響

圖12 間距對顯熱量的影響

5 mm間距下的水蒸氣質(zhì)量分?jǐn)?shù)隨Z*的變化如圖13所示,各流動距離下的水蒸氣質(zhì)量分?jǐn)?shù)不沿著z坐標(biāo)變化。主要是因為在5 mm間距下,換熱面積增加較大,強(qiáng)化傳質(zhì),同時水蒸氣在z坐標(biāo)方向上所需擴(kuò)散的距離較小,可以很快的達(dá)到間距的中間區(qū)域(Z*=0.5區(qū)域),使中間區(qū)域的水蒸氣與翅片表面的水蒸氣很快趨于一致。

圖13 水蒸氣質(zhì)量分?jǐn)?shù)隨Z*的變化

從圖14可以看出,隨著翅片間距的減小,空氣壓降不斷增大,且增大速率不斷升高。當(dāng)間距從30 mm減小到5 mm時,空氣壓降增加了20 Pa。當(dāng)間距從5 mm減小到3 mm時,空氣壓降增加了35.3 Pa,上升幅度75.4%。原因是隨著翅片間距的減小,翅片壁面面積增大,空氣的沿程摩擦阻力增大,且空氣流速不斷增大,空氣的慣性作用增大,空氣繞管壁流動時的速度與流向變化導(dǎo)致大量的動量損失,間距從5 mm減小到3 mm時,迎面風(fēng)速達(dá)到最大值3.29 m/s,慣性阻力與沿程摩擦阻力達(dá)到最大值,壓降快速增加。

圖14 間距對空氣壓降的影響

3.2.3 管排對換熱性能的影響

進(jìn)風(fēng)空氣濕度50%下的換熱量隨管排變化如圖15所示,隨著管排增加,三種管型的換熱量均不斷增加,總體上呈現(xiàn)出一種增加幅度減小的趨勢,在第9排換熱管后,換熱量基本保持不變。這主要是因為,隨著管排的增加,空氣的含濕量不斷增加,導(dǎo)致氣液兩相之間的傳質(zhì)越來越弱。間距5 mm翅片管的換熱量比光管提高了22.1%,此時前六排換熱量為114.9 kW,占據(jù)了總換熱量的82.3%,而10排光管(無翅片)的換熱量為114.24 kW,因此可將10排光管減少為6排翅片管。

圖15 換熱量隨管排的變化

由圖11與圖12得知換熱量主要來自于潛熱,因此每排換熱管的潛熱大小近似表征著此排換熱管的換熱強(qiáng)弱。為了找到最佳的換熱區(qū)域,進(jìn)一步分析每排換熱管潛熱量的變化規(guī)律,且由圖15得知,光管與翅片管的換熱量主要集中在前四排,所以此時僅對第一、二、三排的潛熱量進(jìn)行分析。進(jìn)風(fēng)空氣濕度50%下的每排換熱管潛熱量分布如圖16所示,在不同的翅片間距下,第三排換熱管的潛熱量均小于前兩排。隨著翅片間距不斷減小,第一排換熱管的潛熱量越來越大,當(dāng)翅片間距由30 mm減小到20 mm時,第二排的潛熱量大于第一排,最佳換熱區(qū)域在第二排。而當(dāng)翅片間距小于20 mm后,第一排的潛熱量要大于第二排,最佳換熱區(qū)域在第一排,且第一排的潛熱量的占比也越來越大。這主要是因為隨著翅片間距的減小,翅片數(shù)量增加,導(dǎo)致氣液接觸面積不斷增加,強(qiáng)化了管外傳熱傳質(zhì),空氣流過第一排后水蒸氣增加的幅度變大,引起第一排潛熱量的增大。

圖16 每排換熱管潛熱量分布

3.2.4 迎面風(fēng)速對換熱性能的影響

前文中得出最佳翅片間距為5 mm,本節(jié)選取5 mm間距的翅片管,模擬研究最佳間距下的翅片管在1.91 m/s、2.41 m/s、2.91 m/s、3.41 m/s四種不同的風(fēng)速下的換熱量變化規(guī)律。噴淋密度、噴淋水溫、空氣進(jìn)口干濕球溫度均與前文中保持一致。從圖17可以看出,隨著迎面風(fēng)速的增大,空氣質(zhì)量流量不斷增加,導(dǎo)致顯熱量不斷增大,從14.96 kW增加到25.63 kW。

圖17 顯熱量隨迎面風(fēng)速的變化

從圖18可以看出,當(dāng)迎面風(fēng)速從1.91 m/s增加到2.91 m/s時,潛熱量從103.45 kW增加到120.06 kW,增加了16.1%。當(dāng)迎面風(fēng)速從2.91 m/s增加到3.41 m/s時,潛熱量從120.06 kW減小到116.44 kW,減小了3.3%。這主要是因為隨著風(fēng)速的增大,主流空氣中的水蒸氣更替較快,水蒸氣含量減少,傳質(zhì)驅(qū)動力更大,促進(jìn)水膜的蒸發(fā),所以潛熱量增大,當(dāng)風(fēng)速大于2.91 m/s時,管外部分水膜被吹落,影響了傳質(zhì)效果,潛熱量下降。在潛熱量與顯熱量的共同影響下,隨著迎面風(fēng)速的增加,換熱量先增加了20.4%,然后基本保持不變。

4 結(jié)論

本文通過實驗測試與數(shù)值模擬相結(jié)合的方法,對光管蒸發(fā)式冷凝器換熱特性進(jìn)行研究,并進(jìn)行了結(jié)構(gòu)優(yōu)化。首先通過蒸發(fā)式冷凝器測試平臺研究了進(jìn)風(fēng)量與噴淋密度對換熱性能的影響,然后建立氣液兩相傳熱傳質(zhì)三維數(shù)值模型,利用FLUENT軟件進(jìn)行數(shù)值模擬,得到以下結(jié)論。

(1)通過光管蒸發(fā)式冷凝器測試平臺實驗研究發(fā)現(xiàn),最佳噴淋密度為0.071 kg/(m·s),制冷量隨噴淋密度的增加先增大然后保持不變;最佳進(jìn)風(fēng)量為16 272 m3/h,制冷量隨風(fēng)量的增加先增大再減小;

(2)通過對光管與翅片管氣液兩相傳熱傳質(zhì)數(shù)值模擬發(fā)現(xiàn),翅片管水蒸氣、空氣溫度在y方向上的變化速率均遠(yuǎn)大于光管,翅片間距由5 mm減小為3 mm時,水蒸氣與空氣溫度分布基本一致。

(3)出口水蒸氣質(zhì)量分?jǐn)?shù)的仿真與實驗數(shù)據(jù)相差4%;隨著間距的減小,換熱量先增大再減小,顯熱量基本不變。最佳間距為5 mm,潛熱量占比達(dá)到最大值84.2%,換熱量比光管提高了22.1%,各流動距離下的水蒸氣質(zhì)量分?jǐn)?shù)不沿著z坐標(biāo)變化;隨著縱向管排的增加,換熱量的上升幅度越來越小,5 mm間距下的前六排換熱量占據(jù)了總換熱量的82.3%,與10排光管的換熱量均為114 kW左右,因此可將10排光管減少為6排翅片管;當(dāng)翅片間距大于20 mm時,最佳換熱區(qū)域在第二排,當(dāng)翅片間距小于20 mm時,最佳換熱區(qū)域在第一排;空氣壓降不斷增加,且增加幅度越來越大,當(dāng)間距從5 mm減小到3 mm時,增加了75.4%。

(4)在最佳翅片間距下,當(dāng)風(fēng)速從1.91 m/s增加到2.91 m/s時,潛熱量增加了16.1%,換熱量增加了20.4%,風(fēng)速從2.91 m/s增加到3.41 m/s時,潛熱量減小了3.3%,換熱量基本不變,因此最佳間距下的最佳迎面風(fēng)速為2.91 m/s,對應(yīng)的風(fēng)量與光管最佳迎面風(fēng)速2.5 m/s時的風(fēng)量一致。

符號說明

Δh——進(jìn)出口空氣的焓差,kJ/kg

Q0——制冷量,kW

Q1——空氣換熱量,kW

Q2——顯熱量,kW

Q3——潛熱量,kW

q——流量,m3/h

T——溫度,℃

v——風(fēng)速,m/s

Z*——換熱管軸向無量綱位置,0

α——體積分?jǐn)?shù)

ρa——空氣密度,kg/m3

?！獓娏苊芏?kg/(m·s)

下角標(biāo)

L——液相

G——氣相