農(nóng)業(yè)基站室外自然冷能微熱管陣列式空冷器性能

靖赫然，趙耀華，全貞花，王林成

（綠色建筑環(huán)境與節(jié)能技術(shù)北京市重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，北京工業(yè)大學(xué)，北京100124）

0 引 言

隨著科技的進(jìn)步，傳統(tǒng)農(nóng)業(yè)正在發(fā)生深刻的變革，農(nóng)業(yè)生產(chǎn)正在朝著自動(dòng)化、智能化、信息化、數(shù)據(jù)化的方向發(fā)展，服務(wù)于農(nóng)業(yè)生產(chǎn)的基站內(nèi)的通訊設(shè)備及儲(chǔ)備電源等基礎(chǔ)設(shè)施集成度越來越高，發(fā)熱量日益增大，較高的溫度影響服務(wù)器設(shè)備運(yùn)行的穩(wěn)定性以及蓄電池的性能和使用壽命[1-2]，大大增加空調(diào)系統(tǒng)的負(fù)荷。由于北方過渡季節(jié)及冬季室外溫度較低，合理地利用自然冷卻技術(shù)降低機(jī)房溫度可以明顯降低空調(diào)能耗[3-4]。目前針對(duì)數(shù)據(jù)中心的自然冷卻方式是在冷水機(jī)組與冷卻塔間加裝板式換熱器，當(dāng)環(huán)境溫度較低時(shí)，直接利用冷卻塔與板式換熱器結(jié)合為末端制冷，當(dāng)室外溫度不滿足需求時(shí)開啟冷水機(jī)組制冷，根據(jù)室外不同的環(huán)境溫度自動(dòng)切換運(yùn)行方式，節(jié)能效果顯著[5-6]。但中小型基站設(shè)備散熱量較小，空間較小，大型制冷機(jī)組難以發(fā)揮作用，大多數(shù)基站根據(jù)設(shè)備的發(fā)熱量匹配不同數(shù)量的空調(diào)器進(jìn)行制冷，針對(duì)小型空調(diào)器的節(jié)能改造比較困難?；诖?，國(guó)內(nèi)外學(xué)者針對(duì)基站整個(gè)空間環(huán)境提出了不同形式的輔助式自然冷能散熱系統(tǒng)。其中部分研究采用了直接式新風(fēng)風(fēng)冷散熱系統(tǒng)，系統(tǒng)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單高效，初投資較低，但受空氣潔凈度以及溫濕度影響較大[7-8]。部分學(xué)者研究了不同類型的間接換熱的氣-氣式熱交換器[9-11]，避免了室內(nèi)外空氣的直接摻混，但由于空氣攜帶熱量能力有限，換熱面積較大，同時(shí)受到空間及與建筑較難有效結(jié)合的限制。Tian等[12]提出了分離式熱管換熱系統(tǒng)，得到優(yōu)化后的三級(jí)熱管換熱器最大換熱效率為65%。薛連政等[13]采用了泵驅(qū)動(dòng)的回路熱管機(jī)組來彌補(bǔ)管線較長(zhǎng)導(dǎo)致的蒸汽驅(qū)動(dòng)力不足的問題，但上述分離式熱管系統(tǒng)受到工質(zhì)、充液率、環(huán)境溫度、管線長(zhǎng)度等因素的影響，需對(duì)系統(tǒng)運(yùn)行控制及穩(wěn)定性方面綜合考慮[14-15]。目前以水作為循環(huán)媒介的分離式水冷散熱系統(tǒng)應(yīng)用較為靈活，大多采用室外開式冷卻塔或閉式冷卻塔與室內(nèi)換熱器結(jié)合的散熱形式[16-17]，開式冷卻塔直接散熱效果最佳，室內(nèi)外可利用溫差大，但系統(tǒng)補(bǔ)水量較大，對(duì)水資源要求較高，當(dāng)室外環(huán)境溫度過低時(shí)，冷卻塔及冷卻水池防凍問題對(duì)于單個(gè)基站而言較難克服；閉式冷卻塔可采用防凍液解決上述問題，但是該形式的冷卻管路較長(zhǎng)，循環(huán)阻力較大，涉及的噴淋泵、循環(huán)泵及風(fēng)機(jī)設(shè)備的功耗隨之增加，在節(jié)能方面優(yōu)勢(shì)不明顯。部分學(xué)者研究了不同類型的室外管翅式及板翅式氣-水換熱器等散熱形式[18-21]，該散熱形式的內(nèi)部熱阻主要體現(xiàn)在空氣的對(duì)流換熱過程。針對(duì)該類型換熱器的優(yōu)化是基于換熱器表面?zhèn)鳠崽匦院土鲃?dòng)特性的綜合性問題，Hsieh等[22]提出傳熱因子j和摩擦因子f的概念，并對(duì)平直翅片、波紋翅片、百葉窗翅片的綜合性能指標(biāo)FTEF進(jìn)行了評(píng)價(jià)分析。翅片形式越復(fù)雜對(duì)流體流動(dòng)邊界層的破壞作用越明顯，但同時(shí)伴隨著阻力的增加，得到鋸齒形翅片的傳熱及阻力性能最優(yōu)[23-24]。文獻(xiàn)[25]利用?分析的方法更加全面地分析了板翅式換熱器的可用能在不可逆換熱過程的?效率，并對(duì)換熱器性能的提升進(jìn)行了更全面的評(píng)價(jià)，不同形式的翅片對(duì)換熱性能的影響較大，但由于結(jié)構(gòu)形式的限制，換熱面積有限，可用能轉(zhuǎn)換效率較低。

本文以微熱管陣列作為傳熱元件[26-28]，設(shè)計(jì)了結(jié)構(gòu)緊湊的室外微熱管陣列式空冷器，在實(shí)際應(yīng)用時(shí)通過水或防凍液循環(huán)結(jié)合室內(nèi)換熱末端高效散熱，以最大限度提高自然冷能的利用率。該空冷器具有以下3個(gè)優(yōu)點(diǎn)：一是空冷器結(jié)構(gòu)緊湊質(zhì)量輕，占用空間小；二是空冷器采用鋸齒形翅片增大對(duì)流換熱面積，同時(shí)增強(qiáng)氣流擾動(dòng)強(qiáng)化傳熱；三是系統(tǒng)對(duì)補(bǔ)水要求較低，閉式循環(huán)在防凍以及管路布置維護(hù)等方面具有一定優(yōu)勢(shì)。本文利用多功能氣候?qū)嶒?yàn)室模擬不同室外環(huán)境溫度，對(duì)室外微熱管陣列式空冷器的傳熱及阻力特性進(jìn)行分析，以期對(duì)其在基站的應(yīng)用提供依據(jù)。

1 室外微熱管陣列式空冷器及測(cè)試系統(tǒng)

1.1 室外微熱管陣列式空冷器

室外空冷器將微熱管陣列與鋸齒形翅片結(jié)合作為核心傳熱單元，其中微熱管陣列由23個(gè)獨(dú)立工作的微通道組成，如圖1a所示，微通道之間的肋壁結(jié)構(gòu)具有一定的承壓能力。針對(duì)北方地區(qū)實(shí)際環(huán)境條件，結(jié)合本課題組前期研究[29]，工質(zhì)R141b、充液率20%的微熱管陣列性能最優(yōu)。試驗(yàn)用的微熱管陣列尺寸為1 000 mm×80 mm×3 mm。將鋸齒形翅片與微熱管陣列雙面貼合增加空氣對(duì)流換熱面積，其中單個(gè)鋸齒形翅片的齒高12 mm，齒間距3 mm，齒長(zhǎng)4 mm，翅片厚度0.2 mm，如圖1b所示。圖1c中換熱單元的下部無翅片部分為微熱管的蒸發(fā)段，長(zhǎng)度120 mm；上部貼合翅片的部分為微熱管的冷凝段，長(zhǎng)度880 mm，換熱單元的總長(zhǎng)度1 000 mm，寬度80 mm。

圖1 傳熱組件構(gòu)成Fig.1 Composition of heat transfer components

空冷器利用扁平狀的多孔通道平行水管，如圖2a所示，該水管由22個(gè)細(xì)小通道組成，每個(gè)孔道的尺寸為4.5 mm×4 mm×1.2 mm，孔道之間的肋壁厚度為0.5 mm，這種結(jié)構(gòu)在增大對(duì)流換熱面積的同時(shí)使流體溫度分布更加均勻。進(jìn)出口干管兩側(cè)各設(shè)有混流段，并具有一定高度差便于排氣，該平行水管總長(zhǎng)為822mm，總寬為120mm。將該水管與微熱管陣列傳熱單元單面貼合組成1列換熱組件，實(shí)物如圖2b所示，1列換熱組件共由10個(gè)換熱單元并排組成。將10列換熱組件用不銹鋼板以法蘭形式封裝固定，得到空冷器的總尺寸為822 mm×330 mm×1 000 mm，如圖2c所示?？諝饬飨蚺c水流方向相同時(shí)為順流流程，反之則為逆流流程。

圖2 室外空冷器構(gòu)成Fig.2 Composition of outdoor air cooler

1.2 室外空冷器測(cè)試系統(tǒng)

測(cè)試系統(tǒng)由室外空冷器換熱系統(tǒng)、液體循環(huán)系統(tǒng)、數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)3部分組成，如圖3所示。室外換熱系統(tǒng)主要由空氣處理機(jī)組、空冷器及流量計(jì)組成。液體循環(huán)系統(tǒng)主要由水泵、恒溫水浴、流量傳感器組成。系統(tǒng)工作原理為：空氣處理機(jī)組提供不同溫度的室外冷風(fēng)，室內(nèi)換熱得到較高溫度的熱水通過閉式液體循環(huán)系統(tǒng)傳遞給室外的冷空氣。選取中間列和2個(gè)邊緣列的換熱單元作為研究對(duì)象，中間列和左邊緣列分別布置24個(gè)溫度測(cè)點(diǎn)，由于是對(duì)稱結(jié)構(gòu)，右邊緣僅布置13個(gè)測(cè)點(diǎn)。以左邊緣列換熱單元為例，T01～T06、T10～T15和T19～T24溫度測(cè)點(diǎn)分別監(jiān)測(cè)空氣入口處、中間位置和空氣出口處的微熱管陣列縱向?qū)岱较虻臏囟确植?，各測(cè)點(diǎn)間距為150 mm；T01、T07、T10、T16和T19監(jiān)測(cè)水流方向水管壁面的溫度分布，各測(cè)點(diǎn)間距為160 mm；T03、T08、T12、T17、T21監(jiān)測(cè)空氣流向微熱管陣列壁面的溫度分布，具體測(cè)點(diǎn)布置如圖4所示，利用高精度差壓變送器對(duì)室外空冷器空氣和水的進(jìn)出口壓力損失進(jìn)行測(cè)試。試驗(yàn)測(cè)試用的設(shè)備及參數(shù)如表1所示。

測(cè)試過程中選用水作為循環(huán)媒介，由于水的物性參數(shù)穩(wěn)定且試驗(yàn)過程中不發(fā)生相變，測(cè)得的數(shù)據(jù)更準(zhǔn)確，實(shí)際使用過程中根據(jù)不同的地域可使用防凍液代替。參照北京地區(qū)冬季及過渡季節(jié)的氣象參數(shù)，本試驗(yàn)室外環(huán)境溫度分別設(shè)為-15、-10、-5、0和5℃，常規(guī)基站要求室內(nèi)溫度控制在28℃以內(nèi)，因此試驗(yàn)供水溫度設(shè)定為5、10、15和20℃，空氣流量為500～3 000 m3/h，每500 m3/h為1個(gè)工況，水流量為400～1 200 L/h，每200 L/h為1個(gè)工況，由于變量較多，試驗(yàn)采用控制變量的方法，對(duì)換熱器不同流程（順流和逆流）下的換熱量、?效率以及壓力損失等進(jìn)行測(cè)試，確定主要影響因素，并分析空冷器各個(gè)傳熱過程的溫度分布及傳熱特性，并對(duì)換熱系統(tǒng)進(jìn)行優(yōu)化。

圖3 測(cè)試系統(tǒng)Fig.3 Test system

圖4 測(cè)點(diǎn)布置圖Fig.4 Layout of measuring points

表1 測(cè)試用儀器設(shè)備及參數(shù)Table 1 Parameters of instruments and equipments

2 空冷器系統(tǒng)性能評(píng)價(jià)指標(biāo)

2.1 空冷器的換熱量及熱損失率

本文用熱損失率Δφ來衡量空冷器空氣的換熱量Qa及水的換熱量Qw之間的差異[30]，熱損失率越小，空冷器中空氣與水之間的熱量損失及耗散量越小，各量的計(jì)算如下：

式中c為定壓比熱容，J/(kg·K)；ρ為密度，kg/m3；qv為體積流量，m3/s；tin、tout分別為進(jìn)出口溫度，℃；下標(biāo)a代表空氣，w代表水，max代表最大值。

2.2 微熱管陣列的當(dāng)量導(dǎo)熱系數(shù)

微熱管陣列作為室外空冷器中空氣與水之間的傳熱元件，其傳熱性能決定了換熱器的換熱能力，本文將微熱管陣列的傳熱過程近似為平板的導(dǎo)熱過程，用當(dāng)量導(dǎo)熱系數(shù)評(píng)價(jià)微熱管陣列的傳熱能力，具體表達(dá)如下：

式中λMHPA為微熱管陣列當(dāng)量導(dǎo)熱系數(shù)，W/(m·K)；Q為空冷器總換熱量，W；δMHPA為微熱管陣列蒸發(fā)段中心點(diǎn)到冷凝段中心點(diǎn)的縱向?qū)峋嚯x，即微熱管陣列長(zhǎng)度的一半，取值為500 mm；AMHPA為空冷器內(nèi)部所有微熱管陣列的橫截面積之和，m2；teva,tcon分別為微熱管陣列蒸發(fā)段和冷凝段的平均溫度,℃。

2.3 換熱器的?效率

假設(shè)傳熱及流動(dòng)過程均為穩(wěn)態(tài)過程，物性為常數(shù)，且不考慮黏性阻力產(chǎn)生的?損失，只考慮熱量?在傳遞過程的變化情況，本文用?效率ηe反應(yīng)換熱器不可逆的熱交換過程的能量利用效率[31]，表達(dá)式如下:

式中ΔEa為空氣得到的有效?，kW；ΔEw為水的輸出有效?，kW；t0為環(huán)境溫度，℃；下標(biāo)out代表出口，in代表入口。

2.4 綜合性能評(píng)價(jià)指標(biāo)

針對(duì)空冷器的傳熱與阻力特性，j因子代表對(duì)流換熱性能，f因子代表流體的阻力代價(jià)，在此基礎(chǔ)上，對(duì)綜合性能評(píng)價(jià)指標(biāo)FTEF進(jìn)行分析，從而定性判斷換熱能力的增加是否大于阻力的增加，該指標(biāo)作為無因次物理量，綜合考慮了空氣的對(duì)流換熱面積、溫差、擾動(dòng)強(qiáng)化作用及阻力等多方面因素的影響[32]，具體計(jì)算如下：

1）鋸齒形翅片當(dāng)量直徑[33]

式中D為鋸齒形翅片的當(dāng)量直徑，m；Vfree為單個(gè)完整的翅片單元內(nèi)流體的自由流通體積，m3；Awet為翅片的濕潤(rùn)面積，m2；s為翅片齒內(nèi)距，l為單個(gè)翅片齒長(zhǎng)，h為翅片齒內(nèi)高，t翅片厚度，m。

2）雷諾數(shù)Re和努數(shù)Nu

式中va為空氣流速，m/s；μ為流體動(dòng)力黏度，kg/(m·s)；ha為空氣對(duì)流換熱系數(shù)，W/(m2·K)；λa為空氣導(dǎo)熱系數(shù)，W/(m·K)。

式中Pr為空氣的普朗特?cái)?shù)；ΔP為空氣進(jìn)出口壓差，Pa。

2.5 空冷器等效能效因子

在增大流量提升換熱量的同時(shí)，風(fēng)機(jī)及水泵的功耗逐漸增加，本文將空冷器的換熱量與功耗的比值定義為空冷器的等效能效因子，在一定換熱量的前提下，能效因子越大，空冷器運(yùn)行費(fèi)用越低。

式中τ為等效能效因子，Pa、Pw分別為風(fēng)機(jī)和水泵功率，W。

2.6 誤差分析

試驗(yàn)過程中，由于溫度傳感器、壓力傳感器及流量傳感器等測(cè)試儀器的精度具有一定的限制，對(duì)試驗(yàn)結(jié)果造成不可避免的系統(tǒng)誤差，通過直接測(cè)量數(shù)據(jù)誤差，計(jì)算分析了試驗(yàn)中主要指標(biāo)參數(shù)的相對(duì)不確定度，結(jié)果見表2。

表2 主要參數(shù)不確定度分析Table 2 Uncertainty of main parameters

3 結(jié)果與分析

3.1 微熱管陣列式空冷器的熱損失率

由圖5可知，當(dāng)入口水溫為10℃時(shí)，隨著室外環(huán)境溫度的逐漸升高，熱損失率逐漸減小，而改變水流量對(duì)空冷器的熱損失率影響較小。當(dāng)水流量為1 200 L/h時(shí)，隨著空氣流量由500 m3/h逐漸增大到3 000 m3/h，鋸齒形翅片的擾動(dòng)作用增強(qiáng)，空氣阻力逐漸增大，對(duì)風(fēng)管的密封性要求較高，熱損失逐漸增大。整個(gè)試驗(yàn)過程的熱損失率始終在11%以內(nèi)，試驗(yàn)測(cè)量誤差以及熱損失都處于較低水平。

圖5 不同流量下熱損失率Δφ隨室外環(huán)境溫度的變化Fig.5 Variation of heat loss rate Δφ under different outdoor environment temperature at different flow rates

3.2 順流與逆流工況下的換熱量

由圖6可知，入口水溫為10℃和水流量為1 200 L/h時(shí)，不同室外環(huán)境溫度下，空冷器的逆流換熱量明顯優(yōu)于順流，并且冷熱流體的進(jìn)口溫差越大，逆流的換熱量增加幅度越大。當(dāng)室外環(huán)境溫度為-15℃時(shí)，逆流的最大換熱量為7.5 kW，相較于順流增加了16.9%。同時(shí)，隨著空氣流量由500 m3/h增大到1 000 m3/h，鋸齒形翅片的擾動(dòng)作用強(qiáng)化了傳熱，換熱量增幅較明顯，隨著空氣流量繼續(xù)增大，換熱量增大的斜率減小，基本呈線性增加。

如圖6b所示，保持空氣流量為2 500 m3/h不變，隨著水流量的增大，換熱量的增加幅度較小，由于流速較小，管內(nèi)流動(dòng)為層流狀態(tài)，對(duì)流換熱系數(shù)變化不大，但隨著流量增加，平均進(jìn)出口水溫增加，換熱量小幅度增加后逐漸趨于平緩。后期研究可以改變內(nèi)壁面的形式來增強(qiáng)擾動(dòng)，以增大對(duì)流換熱系數(shù)，也可增大水的對(duì)流換熱面積來強(qiáng)化對(duì)換熱。

圖6 逆流與順流工況下空冷器的換熱量曲線Fig.6 Heat transfer rate curves of air cooler under countercurrent and downstream flow conditions

3.3 微熱管陣列組件的傳熱性能

選取逆流工況的空冷器中間列中部截面的換熱單元為研究對(duì)象，對(duì)熱管的溫度分布及導(dǎo)熱能力進(jìn)行了分析，結(jié)果見圖7。

圖7 微熱管陣列的溫度分布Fig.7 Temperature distribution of micro heat pipe array

由圖7可知，室外環(huán)境溫度-10℃、供水溫度10℃、空氣流量2 500 m3/h、水流量1 200 L/h工況下，中間列、左邊緣列對(duì)應(yīng)的微熱管陣列冷凝段最大溫差分別為1.03和1.02℃，平均溫度分別為-5.65和-6.23℃，溫差較小，均溫性良好。中間列蒸發(fā)段與冷凝段的換熱溫差較小，傳熱熱阻較小，由于氣流組織分配存在不均勻，中間列換熱組件的空氣流速較大，換熱充分，性能較優(yōu)。同時(shí)，中部斷面中間列換熱單元的蒸發(fā)段溫度為1.24℃，蒸發(fā)段與冷凝段的溫差為6.96℃，微熱管陣列的當(dāng)量導(dǎo)熱系數(shù)達(dá)到了1.72×104W/(m·K)。

3.4 空冷器的阻力特性及能效因子

阻力特性是評(píng)價(jià)空冷器性能的重要指標(biāo)，阻力的大小決定了動(dòng)力設(shè)備的功耗與選型。如圖8a所示，隨著空氣流量的增大，壓力損失逐漸增加，且增加幅度越來越明顯，當(dāng)空氣流量最大為3 000 m3/h時(shí)（對(duì)應(yīng)流速為3.1 m/s），阻力損失的最大值為345.5 Pa，在試驗(yàn)過程中，平均壓力損失為164.9 Pa。由于鋸齒形翅片復(fù)雜的形狀加劇了對(duì)空氣的擾動(dòng)，空氣壓降變化幅度較大。同時(shí)，隨著空氣流量的增大，風(fēng)機(jī)的功耗基本上呈線性趨勢(shì)逐漸增加，由109 W逐漸增加到467.8 W。

如圖8b所示，隨著水流量的增大，壓力損失逐漸增加。當(dāng)水的流量為1 200 L/h（對(duì)應(yīng)單孔流速為0.08 m/s）時(shí)，壓力損失最大為8.92 kPa；在試驗(yàn)過程中，水流的平均壓力損失為7.96 kPa。沿程所受阻力較小，在管路干管與支干管的局部連接處，局部阻力較大，同時(shí)，隨著水流量的增大，水泵功耗由43.6 W逐漸線性增加到128.3 W。綜上，空冷器的壓力損失處于較低水平，可為后期實(shí)際應(yīng)用的風(fēng)機(jī)及水泵選型提供理論依據(jù)。

圖8 不同空氣和水流量下空冷器的壓降與功耗Fig.8 Pressure drop and power consumption under different air and water flow rates of air cooler

雖然增大空氣及水的流量可以提升空冷器的換熱能力，但同時(shí)伴隨著風(fēng)機(jī)及水泵等動(dòng)力設(shè)備能耗的增加。本文利用能效因子τ的等值圖綜合分析了不同水流量及空氣流量下?lián)Q熱量與阻力之間的變化關(guān)系。選取具有代表性的冬季室外環(huán)境溫度-10℃的情況進(jìn)行分析。從圖9中可以看出，隨著空氣流量的增大，能效因子先增大后減小，隨著水流量的增大，能效因子呈小幅度增加趨勢(shì)，對(duì)空冷器換熱性能影響較小。當(dāng)空氣流量為1 000 m3/h左右、水流量在800～1 200 L/h時(shí)，能效因子達(dá)到最高水平，最大值為21.6。試驗(yàn)條件下，當(dāng)空氣流量在700～2 500 m3/h時(shí)，能效因子平均值在17.2以上，空冷器處于性能較優(yōu)的運(yùn)行狀態(tài)。當(dāng)空氣流量繼續(xù)增大至3 000 m3/h，換熱量的增加幅度明顯小于阻力的增加幅度。

圖9 能效因子等值線圖Fig.9 Isogram of energy efficiency factor

3.5 空冷器的?損失及?效率

如圖10所示，保持入口水溫10℃、水流量1 200 L/h不變，隨著室外環(huán)境溫度的逐漸升高，換熱量逐漸減小，空氣的溫差變化幅度小于水的進(jìn)出口溫差變化幅度，即水的輸入能量降低幅度大于空氣的輸出能量降低幅度，導(dǎo)致?效率逐漸降低，當(dāng)空氣流量為500 m3/h時(shí)，?效率由試驗(yàn)過程中的最大值38.8%逐漸降低到27.7%。同時(shí)，隨著空氣流量由500 m3/h逐漸增大到3 000 m3/h，?效率逐漸減小，并且減小幅度越來越明顯。隨著空氣流量的增大，熱量損失增加，可用能的比例逐漸減小，當(dāng)空氣流量為2 500 m3/h時(shí)，平均?效率為15.9%?？梢钥闯?，實(shí)際可用能還有很大的提升潛力，后期可以將多孔通道平行流管雙面貼合微熱管陣列單元，盡量提升微熱管陣列的蒸發(fā)段接觸面積，減小傳熱熱阻，同時(shí)增加空氣擾動(dòng)，強(qiáng)化對(duì)流換熱的能力，提升可用能的轉(zhuǎn)化，減小?損失。

圖10 不同空氣流量下?效率隨室外環(huán)境溫度的變化Fig.10 Change of exergy efficiency with outdoor environment temperature under different air flow rates

3.6 空冷器綜合性能指標(biāo)FTEF

試驗(yàn)過程中空氣流量的變化范圍為500～3 000 m3/h，計(jì)算得到空氣的雷諾數(shù)在140～900之間，如圖11所示，隨著Re的增大，空冷器的傳熱因子j和f都呈指數(shù)減小趨勢(shì)，j因子變化較為平緩，平均約為0.026，而摩擦因子f在Re小于400時(shí)減小的幅度較大，由0.23減小到0.12，隨后逐漸趨于平緩，針對(duì)試驗(yàn)工況取得的數(shù)據(jù)擬合得到空冷器的傳熱因子和摩擦因子的關(guān)系式，如式（13）～（15）所示，表征了鋸齒形翅片在小雷諾數(shù)范圍內(nèi)的傳熱及阻力特性。在此基礎(chǔ)上，對(duì)綜合性能評(píng)價(jià)指標(biāo)FTEF進(jìn)行了分析。從圖11中可以看出，隨著雷諾數(shù)Re的增大，F(xiàn)TEF值也呈指數(shù)小幅度減小趨勢(shì)，整個(gè)過程的平均值在0.049左右，說明隨著流速的增加，空冷器的阻力增加程度要大于傳熱能力。

式中e為常數(shù)，取為2.718；R2為擬合誤差。

Hsieh等[22]對(duì)幾百種不同尺寸的平直形翅片式板翅換熱器進(jìn)行了數(shù)值模擬研究，得到了Re＜2 000范圍內(nèi)表征平直翅片流動(dòng)的定性j和f，并推導(dǎo)出FTEF經(jīng)驗(yàn)關(guān)系式，如式（16）所示。

將其與本文研究進(jìn)行對(duì)比可知，在翅片翅厚、齒高、齒間距相同的條件下，當(dāng)雷諾數(shù)小于200時(shí)，鋸齒形翅片的綜合性能與平直翅片相差不大，隨著雷諾數(shù)的繼續(xù)增大，鋸齒形翅片的擾動(dòng)作用增強(qiáng)，試驗(yàn)條件下的平均綜合評(píng)價(jià)指標(biāo)FTEF提升了36.1%。

圖11 因子j、f和FTEF隨Re變化Fig.11 Change of factor j,f and FTEFwith Re

4 結(jié) 論

本文對(duì)農(nóng)業(yè)基站室外微熱管陣列式空冷器在順流與逆流工況下的傳熱、阻力及綜合性能進(jìn)行了分析與研究，得出以下主要結(jié)論：

1）試驗(yàn)條件下，空冷器的熱損失較小，逆流工況下空冷器的換熱性能相較于順流工況增加了16.9%；相較于開式冷卻塔，空冷器的適用室外溫度范圍更廣，當(dāng)室外溫度達(dá)到-15℃時(shí)，最大換熱量為7.5 kW。

2）空冷器的微熱管陣列組件冷凝段最大溫差為1.03℃；換熱過程中核心組件的當(dāng)量導(dǎo)熱系數(shù)達(dá)到1.72×104W/(m·K)以上，具有優(yōu)良的溫度均勻性及導(dǎo)熱性能。

3）室外溫度為-10℃時(shí)，空冷器的能效因子平均值在17.2以上，空氣壓降小于345.5 Pa，水的壓降小于8.92 kPa，風(fēng)機(jī)及水泵的功耗處于較低水平，可為后期實(shí)際應(yīng)用提供指導(dǎo)。

4）空冷器的最大?效率為38.8%，可用能存在很大的提升潛力。擬合得到了表征鋸齒形翅片流動(dòng)特性和阻力特性的傳熱因子和摩擦因子的關(guān)系式，可為空冷器的設(shè)計(jì)計(jì)算及模型仿真提供理論指導(dǎo)。

5）相同尺寸條件下，與平直翅片的板翅換熱器相比，平均綜合性能評(píng)價(jià)指標(biāo)提升了36.1%。

在今后強(qiáng)化換熱過程研究中，不能單純?cè)龃罅髁考霸黾映崞瑥?fù)雜程度，還應(yīng)綜合考慮動(dòng)力設(shè)備能耗和可用能的高低問題。