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基于能耗考虑的交叉流显热换热器性能评价方法
清华大学 张舸 张寅平
摘要：提出了根据实验数据和ε-NTU关系式求解交叉流板式显热换热器各种通道形式 对流传热关联式的方法。考虑到换热器会给空调系统带来阻力损失,建议用回收热量与风机 有效功率的比值来评价换热器的节能性能,并对两种通道形式的交叉流板式显热换热器进行 了性能比较。
关键词：交叉流 换热器 传热 性能 评价
0 引言
为了满足人们呼吸新鲜空气的需要以及控制室内挥发性有机物、CO2、颗粒、微生物等污染物的浓度,避免室内人员患上病态建筑综合症(SBS), 空调房间需由通风空调系统引入一定量的新风。 在冬夏两季,由于室内外温差大,新风负荷占空调负荷的比例相当大。在新风与排风之间加上板式、转轮式等热回收装置,可以达到减小新风负荷的目的。其中交叉流板式显热换热器(以下简称叉流板换)具有热回收效率高、能耗低、结构紧凑等优点, 得到了广泛的研究和应用。很多学者应用对流传热关联式和有限差分方法对叉流板换的性能进行了数值计算[1-2],其中对流传热关联式的正确选用是保证计算精度的基础。
本文对叉流板换的对流传热关联式和节能性能评价方法进行了研究。在叉流板换中,新风、排风的温度都是变化的,各点的传热温差也不均匀,换热器内部的空气处于流动和传热未充分发展的层流状态,努塞尔数Nu与雷诺数Re有关。
曾有学者以Nu=f(Re)的形式回归了Nu与Re的关系[3-4],但是没有考虑入口段的影响。本文通过计算发现入口段的影响不能忽略,而且不同 通道形式的Re对Nu的影响也不相同,因此提出了先根据实验数据和ε-NTU关系式计算出表面 传热系数,再以Sieder-Tate公式回归对流传热关 联式,用于计算叉流板换传热性能的方法。目前常用的板式换热器的性能指标是热回收效率和 阻力损失,本研究还提出了直接用回收热量Q与 风机有效功率N的比值来评价叉流板换节能性能的观点。文中以三角形通道和平板通道为例进行了计算,发现平板通道的节能性能在低风速下远远优于三角形通道,在风速高时(>6 m/s) 二者的节能性能趋于相同。
1 计算原理
换热器的效能ε是常用的传热性能指标,其定 义为[5]
式中 t′,t″分别为空气质量流量G(kg/s)与比热 容c(J/(kg·K))乘积较小的一侧的出、入口温 度,℃;t1′,t2′分别为热空气和冷空气的入口温 度,℃。
当两侧空气的热容量Gc值相等时,不论何种 通道形式,交叉流(非混合流体)空气-空气显热换 热器的效能ε与传热单元数NTU之间存在如下 关系[6]:
其中传热单元数NTU的定义为：
式中 K为总传热系数,W/(m2·K);F为传热面 积,m2。
在空调领域,空气的比热容c可近似取常数1.005 kJ/(kg·K)。对叉流板换而言,由于两侧空气流道形状相同,若两侧空气质量流量G相同,则可认为两侧的流动状态及表面传热系数相同,换热器总传热系数的表达式可以写为
式中 αh,αc分别为热空气和冷空气的表面传热系 数,W/(m2·K);δ为换热板的厚度,m;λp为换热 板的传热系数,W/(m·K);α为表面传热系数, W/(m2·K)。
针对某一型号的叉流板换,在不同的风量下进 行实验,可以测出一系列的效能值ε,根据式(2)~ (4),可计算出对应的表面传热系数α,进而求出该 状态下的Nu。
对于均匀壁温换热,对流传热关联式可采用 Sider-Tate公式[5]:
式中 Pr为普朗特数;L为换热器长度,m;de为 通道当量直径,m;μf,μw分别为按空气平均温度和 壁温计算的空气动力黏度,kg/(m·s)。
叉流板换两侧空气的温度是不断变化的,不满足Sider-Tate公式的应用条件。本研究将根据叉流板换的性能测试数据重新回归对流传热关联式。由于叉流板换通道内温差较小,空气动力黏度和 Pr的变化均可忽略(例如,取Pr为0.7,在-20~ 50℃的温度范围内,近似误差小于2%)。因此可假设叉流板换的对流传热关联式为
式中的参数a和b的值通过实验回归得到。
在工程计算中,换热器的压力损失被认为是风 速的指数函数[7]。本研究中也根据这一规律和实 验数据对压力损失进行回归,得到的关联式为
式中Δp为换热器压力损失,Pa;v为板式换热器 进口处的迎面风速,m/s;c和k为常数。
由式(6)和(7)可以看出,换热器的传热性能和 阻力都随着风速的增加而增加,不同换热器的变化 趋势不同。为比较不同形式换热器不同风速下的 性能,本文建议用回收热量Q与风机用于克服流 动阻力的功率N的比值来评价换热器性能:
式中ρ为空气密度,kg/m3;Δt为新风侧的进出 口温差,℃。
2 实验数据
某公司的两种形式的换热器如图1所示。一种为常见的三角形通道,长、宽、高分别为250, 250,360 mm,传热板为耐腐蚀的铝板,支撑用的波纹板为PVC材料,板间距3.2 mm,波纹底边边长 10 mm。另一种是以直接在传热铝板上冲压出的 凸出圆锥体作支撑的平板通道,可近似认为是无限大平板通道,长、宽、高分别为300,300,800 mm, 板间距3 mm。
本文的实验数据来自某公司的产品测试报告,其测试实验台符合《全热交换器》(GB/T21087— 2007)的规定。测试风量由变频风机调节,并用精 度为0.2 mm的斜管微压计测量。两侧空气的温 度用精度为0.1℃的玻璃水银温度计测量。
两种换热器的传热和流动阻力性能实验曲线 如图2所示。在实验风速范围内,二者的显热交换 效率随风速的变化趋势基本相同,但流动阻力特性 有明显差别。
3 结果评价
应用上述Nu的计算方法和Re的定义式计算 出的两种换热器的Nu和Re变化规律如表1和表 2所示。可以看出,两种换热器的Nu和Re都随 风速的增大而增大。
利用式(6)对表1和表2中的数据进行回归, 得到的对流传热关联式为
根据式(7)对表1和表2中的数据进行回归, 得到的对流传热关联式为
对比式(11)和(12),可以看出平板通道的阻力 损失受风速的影响更大。这是因为在流速较低时, 空气在平板通道中的流动接近于平稳的层流。当 流速增大后,在凸点周围会出现更为明显的扰流, 造成的流动阻力损失更大。
为比较两种通道形状的优劣,假设两种通道的 换热器规格(长×宽×高)均为300 mm× 300 mm×800 mm,板间距为3 mm。由式(9)~ (12)得出的这两种换热器在不同风速下的传热性 能模拟曲线、阻力性能模拟曲线和Q/N曲线如图 3~5所示。从图3可知,两种换热器在相同风速 下的换热能力差别并不大,尤其是在小风速情况 下,二者的换热能力更为接近。但从图4可知,三 角形通道换热器的阻力远远大于平板通道换热器, 因此前者带来的风机能耗高于后者。
图5显示的是利用式(8)计算的两种换热器的 Q/N值。从总体上看,平板通道换热器的Q/N大 于三角形通道换热器。但是前者的Q/N随风速的 增加减小很快,在低风速的情况下,前者的Q/N可 达后者的3~5倍,节能效果显著。
4 结论
根据实验数据和ε-NTU关系式建立各种通道 形式叉流板换的对流传热关联式,可以比较准确地 反映叉流板换的性能,为建立叉流板换的数值计算 模型提供可靠的基础。用回收热量与风机有效功 率的比值Q/N来评价叉流板换的性能更为合理。 本文对三角形通道和平板通道两种叉流板换的换热性能和阻力性能进行了比较。研究发现,在换热 器尺寸相同时,三角形通道的换热性能略好于平板 通道,但是前者的流动阻力损失大大高于后者。经 比较可知,平板通道换热器的Q/N值总是大于三 角形通道换热器,更加值得推广。
参考文献:
[1] 苏铭,闵敬春.通道构型对全热换热器性能的影响 [J].清华大学学报:自然科学版, 2006, 46 (8): 1485-1488
[2] 张伟伟.板式全热交换器的热湿传递性能及其节能 性的研究[D].天津:天津大学, 2005
[3] 陈賞,徐邦裕,庞志庆.板式空气-空气热交换器热 工性能实验研究[J].热能动力工程, 1991,6(2): 81-85
[4] 张立志.交叉三角形波纹板流道在过渡流状态下的 传热与阻力特性[J].工程热物理学报, 2006,27 (5): 859-861
[5] 杨世铭,陶文铨.传热学[M].4版.北京:高等教育 出版社, 2006
[6] Incropera F P, Dewitt D P, Bergman T L, et al. Fundamentals of
heat and mass transfer[M]. New York: Wiley, 2006
[7] 陆耀庆.实用供热空调设计手册[M].北京:中国建 筑工业出版社, 2002
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