生物質(zhì)煙氣型農(nóng)村住宅散熱器供熱性能研究

祝彪炳， 李洪強*， 劉麗芳， 徐峰

(1.湖南大學土木工程學院， 長沙 410082； 2.湖南科技大學土木工程學院， 湘潭 411201； 3.湖南大學建筑學院， 長沙 410082)

隨著中國城鎮(zhèn)化進程的加快和“鄉(xiāng)村振興”戰(zhàn)略的實施，農(nóng)村地區(qū)人居環(huán)境和生活水平明顯改善。采暖季節(jié)室內(nèi)供暖已成為人們?nèi)粘Ｉ畈豢苫蛉钡囊徊糠?，尤其是在?jīng)濟發(fā)展較慢、人均可支配收入較低的農(nóng)村地區(qū)，舒適安全且經(jīng)濟環(huán)保的采暖方式成為農(nóng)村居民的普遍需求。

由于人口密度小、住宅分散以及基礎設施建設相對落后，集中供暖系統(tǒng)并不適用于大部分中國農(nóng)村地區(qū)[1-2]。因此，農(nóng)村仍然分散采暖方式為主。煤炭具有價格低易獲得的特點，是農(nóng)村地區(qū)最主要的采暖燃料。據(jù)統(tǒng)計，2019年中國農(nóng)村供暖煤炭消耗實物量約為1.49億t，而農(nóng)村居民獲得的采暖用煤大多是劣質(zhì)散煤[3]。由于民用爐具設計不合格并且缺乏污染控制手段，導致煤炭不完全燃燒排放的污染物遠超工業(yè)鍋爐[4]，因此對當?shù)卦斐蓢乐氐目諝馕廴荆糜谵r(nóng)村地區(qū)供暖的煤炭燃燒被認為是霧霾產(chǎn)生的重要原因[5-7]。隨著國家對環(huán)境的治理和保護，散煤的使用將逐漸受到限制。

近年來，清潔供熱開始被重視，隨著“煤改電”和“煤改氣“的穩(wěn)步推進，農(nóng)村用電和天然氣采暖需求量迅速上漲，部分地區(qū)出現(xiàn)燃氣和電力供應不足的現(xiàn)象。并且一方面由于天然氣管道在農(nóng)村鋪設困難以及農(nóng)村電網(wǎng)增容改造成本較高，另一方面農(nóng)村居民使用天然氣和電力供暖本身成本相較于煤炭要高，政策補貼不足，就導致了部分天然氣和電力覆蓋區(qū)域的居民無法負擔其采暖支出，轉而繼續(xù)使用煤炭等固體燃料取暖[8-10]。

生物質(zhì)能作為一種相對經(jīng)濟環(huán)保的可再生能源可以長期用于農(nóng)村住宅供暖用于替代化石能源[11]。中國幅員遼闊，生物質(zhì)資源來源廣泛、儲量巨大，與農(nóng)村供暖的需求量相匹配。為了降低直接燃燒木柴、秸稈等生物質(zhì)帶來的環(huán)境污染和資源浪費，高效環(huán)保的利用農(nóng)村地區(qū)富余的生物質(zhì)資源，顆粒燃料逐漸受到重視[12]。在政策支持和倡導下，越來越多的農(nóng)村家庭開始使用生物質(zhì)顆粒燃爐采暖[13]。但是目前還沒有生物質(zhì)顆粒鍋爐的設計規(guī)范，現(xiàn)有的顆粒鍋爐設計不合理，導致排煙溫度過高、效率較低[14]。以水為介質(zhì)進行供暖時，生物質(zhì)成型燃料燃燒產(chǎn)生的熱量僅有部分被水吸收，未被利用的煙氣仍有較高溫度，大量熱量隨著煙氣排放而被浪費。如果將生物質(zhì)產(chǎn)生的煙氣直接用于室內(nèi)采暖，既可避免與水換熱的熱損失，又能對煙氣的熱量充分利用。然而在中國農(nóng)村地區(qū)，以煙氣為介質(zhì)的采暖方式主要為傳統(tǒng)火炕、火墻采暖[15]。研究表明，火炕等傳統(tǒng)的采暖方式不僅難以滿足居民對室內(nèi)環(huán)境舒適性的要求[16-18]，還會造成嚴重的空氣污染[19-20]，引起健康和安全問題[21]。為此，提出了一種基于生物質(zhì)成型燃料的戶式煙氣型采暖系統(tǒng)，以低溫煙氣為熱源進行供暖，降低了生物質(zhì)顆粒燃料的耗量的同時對煙氣熱量充分利用。與現(xiàn)代化散熱器相結合，避免了煙氣對室內(nèi)的污染。以顆粒成型燃料為熱源，減輕了對環(huán)境危害，其燃燒產(chǎn)生的煙氣通過散熱器直接向室內(nèi)傳遞熱量，減少了熱量在傳遞過程中的熱損失，與水暖散熱器相比設備更加輕量化。

圖1 生物質(zhì)煙氣型采暖系統(tǒng)流程圖Fig.1 Flow chart of biomass flue gas heating system

基于此，現(xiàn)提出該生物質(zhì)采暖系統(tǒng)的架構，簡述了該系統(tǒng)的組成部分，并基于計算流體力學(computational fluid dynamics, CFD)對采暖系統(tǒng)的散熱關鍵設備以及供暖房間進行建模，分析室內(nèi)散熱器的折流板間距、折流板寬度和煙氣流速對散熱器供熱性能的影響以及在特定散熱器結構和煙氣參數(shù)下的供熱效果。為中國農(nóng)村地區(qū)采暖方式提供新思路，可為類似煙氣采暖系統(tǒng)設計作為參考。

1 生物質(zhì)煙氣型采暖系統(tǒng)架構

生物質(zhì)煙氣型采暖系統(tǒng)主要包括生物質(zhì)燃爐、煙氣處理裝置、室內(nèi)采暖散熱器和煙氣運輸裝置4個部分，如圖1所示。該系統(tǒng)以生物質(zhì)燃料燃燒產(chǎn)生的煙氣為熱載體，通過采暖散熱器將熱量傳遞給室內(nèi)。

生物質(zhì)燃爐使用生物質(zhì)成型顆粒燃料，以固定床形式在爐膛內(nèi)燃燒，通過減少生物質(zhì)顆粒供給量將煙氣溫度控制在200 ℃內(nèi)。生物質(zhì)燃爐可以自動給料，使系統(tǒng)長時間連續(xù)運行。

煙氣處理裝置包括煙氣過濾段、溫度調(diào)控段和送煙段。高溫煙氣通過保溫管道進入煙氣處理裝置后首先在緩沖段經(jīng)濾網(wǎng)進行過濾，濾網(wǎng)在系統(tǒng)運行一段時間后可拆除清洗以便重復使用。煙氣在溫度調(diào)控段與引入的新鮮空氣摻混，根據(jù)室內(nèi)的熱負荷調(diào)整摻混空氣量從而改變煙氣溫度和流量。在送風段，煙氣的溫度和速度達到送入條件后送入室內(nèi)換熱。

煙氣型散熱器采用等間距的折流板設計方式，如圖2所示，提高煙氣在內(nèi)部散熱的均衡性以及停留時間，其內(nèi)表面噴涂耐腐蝕涂料，減小生物質(zhì)煙氣的腐蝕。整個生物質(zhì)采暖系統(tǒng)可由多個散熱器通過并聯(lián)的形式為具有不同熱量需求的房間供熱。

煙氣運輸裝置包括煙氣管道和動力風機。煙氣管道是金屬柔性鋁箔管，對暴露于室外部分敷設保溫材料。引風機設置在整個系統(tǒng)的溫度最低處，即排煙煙囪處，利用負壓抽吸的方式使煙氣流動，避免煙氣向室內(nèi)泄露。

圖2 散熱器示意圖Fig.2 Schematic diagram of radiator

2 散熱器供熱性能數(shù)值模擬

生物質(zhì)煙氣型采暖系統(tǒng)，最核心的部分是室內(nèi)采暖散熱器。為了對散熱器進行熱工優(yōu)化并研究其對室內(nèi)熱環(huán)境的影響，基于CFD平臺分別建立煙氣型散熱器和供暖房間幾何模型，將散熱器表面溫度模擬值作為房間供暖的邊界條件，從而減少計算區(qū)域，縮短計算周期。

2.1 物理模型

散熱器和供暖房間全尺寸三維模型如圖3所示。該模型為散熱器內(nèi)部的流體區(qū)域，其內(nèi)腔尺寸為寬(W)×長(L)×高(H)=100 mm×1 200 mm×600 mm，煙氣進出口直徑D=80 mm，折流板間距δs和折流板寬度δw為變量。以湖南省長沙市某實驗室為例，模擬采暖房間內(nèi)部尺寸為5 m×3.2 m×3 m，具體材料物性參數(shù)如表1和表2。

圖3 散熱器和供暖房間模型圖Fig.3 The models of radiator and heating room

表1 散熱器模型物性參數(shù)

表2 房間模型物性參數(shù)

模型計算域內(nèi)的能量傳遞過程包括煙氣與室內(nèi)散熱器的強制對流換熱、散熱器外表面與測試房間墻壁的輻射傳熱和散熱器外表面與房間內(nèi)空氣的自然對流傳熱，此過程換熱復雜，涉及的因素較多。因此，在不影響系統(tǒng)分析結果的情況下，做出如下假設：①入口煙氣溫度及流速恒定且不含雜質(zhì)；②散熱末端固體區(qū)域導熱系數(shù)恒定；③由于煙道內(nèi)部折流板厚度相對于換熱末端的尺寸較小，折流板厚度忽略不計；④流體傳熱過程按穩(wěn)態(tài)進行；⑤室內(nèi)空氣為透明輻射介質(zhì)。

2.2 控制方程

采用有限體積法對空間域和時間域進行離散，將偏微分方程轉化為代數(shù)方程組以求解流動控制方程。動量、質(zhì)量、能量方程的通用格式為

(1)

式(1)中：φ為通用變量；τ為時間，s；ρ為密度，kg/m3；v為速度，m/s；Γφ為廣義擴散系數(shù)，m2/s；Sφ為廣義源項，W/m-3；div和grad分別為散度和梯度運算符。

當φ=1時，等式為連續(xù)性方程；當φ=溫度T時，等式為能量方程；當φ=速度v時，等式為動量方程。

2.3 邊界條件

采用SIMPLE算法對壓力和速度進行耦合，差分格式采用二階迎風格式對動量、能量、湍動能和湍流耗散率進行離散。湍流模型選擇Standardk-ε模型，壁面采用增強壁面函數(shù)。收斂準則對連續(xù)性和速度分量曲線殘差達到10-3，能量殘差曲線達到10-6。模擬計算不考慮煙氣和空氣參與輻射的情況。

在生物質(zhì)煙氣型采暖系統(tǒng)運行采暖的過程中，散熱器通過壁面與圍護結構內(nèi)表面的輻射以及與室內(nèi)空氣自然對流的方式向室內(nèi)傳遞熱量。

其中，散熱器表面的對流換熱系數(shù)hc計算公式為

(2)

式(2)中：Nu為自然對流換熱時空氣的Nusselt數(shù)；λ為定性溫度下空氣導熱系數(shù)，W/(m·K)；H為散熱器高度，m。

Nu=C(GrPr)n

(3)

式(3)中：C和n為通過實驗確定的常數(shù)；Gr為定性溫度下Grashof數(shù)；Pr為定性溫度下空氣的Prandtl數(shù)。

(4)

式(4)中：g為重力加速度，m/s2；αv為體積膨脹系數(shù)，1/K；ΔT為自然對流換熱溫差，K；ν為定性溫度下空氣運動黏度，m2/s;

結合對流換熱牛頓冷卻公式，散熱器表面輻射換熱系數(shù)為

(5)

式(5)中：hr為輻射換熱系數(shù)，W/(m2·K)；Cb為黑體輻射系數(shù)，取值為5.67 W/(m2·K4)；ε為換熱面與各圍護結構內(nèi)表面的發(fā)射率；Tw、Tenv為散熱面外表面和各圍護結構內(nèi)表面溫度，K；Tam為室內(nèi)空氣溫度，K。

將換熱面與圍護結構內(nèi)表面輻射換熱以及與室內(nèi)空氣自然對流換熱的綜合效果等效為復合換熱系數(shù)hm：

hm=hc+hr

(6)

模擬過程中散熱器和房間邊界條件中的溫度均通過實驗測量獲得。其中，散熱器模型壁面采用復合換熱系數(shù)，自由流體溫度為15 ℃；入口采用速度入口，出口為自由出流邊界條件。房間模型內(nèi)墻、內(nèi)門采用第一類邊界條件，其中兩面內(nèi)墻的壁面溫度為14 ℃，內(nèi)門表面溫度為14.8 ℃；由于模擬房間上下相鄰的房間均為空調(diào)房間，因此地面和樓板為絕熱邊界條件；外窗和兩面外墻采用對流換熱邊界條件，外墻與空氣對流換熱系數(shù)為0.75 W/(m2·K)，外窗與空氣對流換熱系數(shù)為2.5 W/(m2·K)，自由流體溫度均為5 ℃；采暖散熱器的表面溫度以散熱器模擬值為輸入條件。

2.4 散熱器模擬結果分析

在改變散熱器內(nèi)部結構增大換熱能力的同時往往會導致設備流通阻力增加，因此為了綜合評價相同流量下?lián)Q熱能力的增加是否大于阻力的增加，采用j/f作為綜合換熱性能的評價指標，其中，j為傳熱因子，f為壓力損失系數(shù)。

(7)

式(5)中：hg為煙氣側平均對流換熱系數(shù)，W/(m2·K)；um為特征流速，m/s；ρg為煙氣密度，kg/m3；cp為煙氣定壓比熱容，J/(kg·K)。

(8)

式(8)中：Δp為煙氣進出口壓降，Pa；de為散熱末端內(nèi)部流道的當量直徑，m；L為通道長度，m。

煙氣進出口壓降Δp的計算公式為

Δp=pout-pin

(9)

式(9)中：pout為煙氣出口處的壓力，Pa；pin為煙氣入口處的壓力，Pa。

當系統(tǒng)運行達到穩(wěn)定狀態(tài)時，煙氣在散熱器中釋放的熱量為

(10)

2.4.1 折流板間距對供熱性能影響

在煙氣與散熱器換熱的過程中，折流板間距決定了煙氣換熱的流程與換熱時間，同時其大小也會對煙氣流動的阻力產(chǎn)生影響。因此折流板間距是影響散熱器供熱性能的主要參數(shù)。

分析在特定參數(shù)下(折流板寬度為50 mm，入口煙氣溫度為120 ℃，入口煙氣流速為3 m/s)，折流板間距對散熱器供熱性能的影響。圖4為散熱器的散熱量、流通阻力和綜合評價指標隨折流板間距的變化情況。隨著折流板間距增加，散熱量和流通阻力均減小，但減小趨勢有所不同。當折流板間距從60 mm增加至300 mm時，散熱量從819 W減小至628 W，減小了23.3%，流通阻力從22.4 Pa減小至8.1 Pa，減小了63.8%。

圖4 折流板間距對供熱性能影響Fig.4 The influence of baffle spacing on heating performance

綜合評價指標隨著折流板間距增大呈現(xiàn)出先增大后減小的趨勢，在100 mm處達到最大值2.16×10-3。當折流板間距從60 mm增加至100 mm時，散熱量減小至788 W，流通阻力減小至13.0 Pa，其中散熱量減小了3.8%，而流通阻力減小了42.0%，因此在此過程中間距的增加導致流通阻力的減小程度遠大于散熱器換熱能力的減弱。當折流板間距從100 mm增加至240 mm的過程中，流通阻力減小開始放緩，而散熱量的變化率基本不變，使得間距增大導致散熱量的減小程度大于流通阻力的減小程度。

圖5為散熱器散熱面平均溫度和出口煙氣溫度隨折流板間距的變化。當折流板間距為60 mm時，散熱面平均溫度為58.5 ℃，出口煙氣溫度為64.3 ℃。當折流板間距為300 mm時，散熱面平均溫度為50.9 ℃，出口煙氣溫度為74.6 ℃，與折流板間距為60 mm相比散熱面平均溫度降低了7.6 ℃，出口煙氣溫度升高了10.3 ℃。當折流板間距為100 mm時，散熱面平均溫度降低至57.3 ℃，與60 mm間距相比降低了1.2 ℃，出口煙氣溫度升高至66.6 ℃，增加了2.3 ℃，兩者的變化幅度均較小。

圖5 折流板間距對散熱器溫度影響Fig.5 The influence of baffle spacing on the temperature of radiator

2.4.2 折流板寬度對供熱性能影響

分析散熱器在特定參數(shù)下(折流板間距為100 mm，入口煙氣溫度為120 ℃，入口煙氣流速為3 m/s)，折流板寬度對散熱器供熱性能的影響。

圖6為散熱器的散熱量、流通阻力和綜合評價指標隨折流板寬度的變化情況。隨著折流板寬度的增加，散熱量和流通阻力均增加。流通阻力在折流板寬度為65 mm時流通阻力的增加速率加快。而采暖末端散熱量隨著折流板寬度線性增加，但是增加幅度較小。當折流板寬度從50 mm增加至85 mm時，散熱量從788 W增加至888 W，增加了12.7%，流通阻力從13.0 Pa增加至56.3 Pa，增加了333.1%。由此可見，折流板寬度對流通阻力的影響較大。

綜合評價指標隨著折流板寬度增大先平緩增加后急劇減小，在折流板寬度為65 mm時達到最大值2.22×10-3。當折流板寬度為65 mm時，散熱量為825 W，流通阻力為17.5 Pa，與折流板寬度為50 mm相比散熱量增加了4.7%，流通阻力增加4.5 Pa。折流板寬度繼續(xù)增加會導致散熱器流通阻力迅速增大，其增大的幅度大于散熱量增大幅度。由此說明當折流板寬度為65 mm時，散熱器的綜合換熱性能較好。

圖6 折流板寬度對供熱性能影響Fig.6 The influence of baffle width on heating performance

圖7為散熱器表面平均溫度隨折流板寬度的變化情況。隨著折流板間距從50 mm增大至85 mm，散熱器表面平均溫度在57.3～62.8 ℃變化，出口煙氣溫度在59.8～66.6 ℃區(qū)間變化。當折流板寬度為65 mm時，散熱器表面平均溫度為59.2 ℃，出口煙氣溫度為63.8 ℃。

圖7 折流板寬度對散熱器溫度影響Fig.7 The influence of baffle width on the temperature of radiator

圖8 入口流速對供熱性能影響Fig.8 The influence of inlet flow rate on heating performance

2.4.3 入口流速對供熱性能的影響

煙氣是該采暖系統(tǒng)的熱源，煙氣的流速與溫度是供暖的關鍵參數(shù)，對采暖系統(tǒng)的能耗和供熱效果有重要影響。分析煙氣散熱器在特定參數(shù)下(折流板間距為100 mm，折流板寬度為65 mm，煙氣入口溫度為120 ℃)，不同的煙氣輸入流速(2.0、2.5、3.0、3.5、4.0 m/s)對散熱器供熱性能的影響。

圖8為在不同輸入煙氣流速的情況下，散熱器散熱量和流通阻力的變化情況。當煙氣入口流速在區(qū)間2.0～4.0 m/s變化時，散熱器的散熱量從648 W增加至958 W，增加幅度為47.8%。而流通阻力從8.2 Pa增加至34.4 Pa，增加幅度為319.5%。由此可見，增大煙氣的入口流速雖然可以顯著提高散熱器的散熱量，但流通阻力的增加幅度遠大于散熱量的增大幅度。

圖9為隨著煙氣入口流速改變，散熱器表面平均溫度及出口溫度的變化情況。當散熱器煙氣入口流速在區(qū)間2.0～4.0 m/s變化時，散熱器表面平均溫度從51.5 ℃增加至65.5 ℃，升高了14 ℃。與此同時，煙氣出口溫度從53.8 ℃增加至71.3 ℃，升高了17.5 ℃。煙氣入口流速的增大使得散熱器內(nèi)部換熱系數(shù)增大，增加了煙氣與散熱器壁面的換熱，但減少了煙氣在散熱器內(nèi)部的換熱時間，使其還未充分換熱就被排放。

圖9 入口流速對散熱器溫度影響Fig.9 The influence of inlet flow rate on the temperature of radiator

2.5 室內(nèi)熱環(huán)境模擬結果分析

散熱器結構和運行參數(shù)的變化最終影響的是采暖房間熱環(huán)境。本研究將采暖房間的室內(nèi)溫度為評價指標，分析煙氣型散熱器在特定參數(shù)下(折流板間距為100 mm，折流板寬度為65 mm，煙氣入口溫度為120 ℃，煙氣入口流速為3 m/s)的室內(nèi)溫度分布。

以煙氣型散熱器表面溫度模擬結果為邊界條件進行室內(nèi)熱環(huán)境計算。散熱器表面溫度為59.2 ℃的條件下，采暖房間不同水平高度(z=0.1、0.6、1.2、1.8 m)水平面溫度云圖溫度分布情況如圖10所示。由于受到散熱器溫度影響，靠近散熱器部分空氣溫度相對較高，溫度梯度較大，距散熱器0.5 m處空氣溫度最高可達31.3 ℃。隨著與散熱器水平距離的增大，空氣溫度逐漸下降。在遠離散熱器的位置，不同水平面溫度分布較為均衡，溫度梯度小于1 ℃/m，且空氣溫度仍能保持在15.0 ℃以上，可見散熱器表面溫度為59.2 ℃時，可以保證房間內(nèi)部4/5的區(qū)域滿足室內(nèi)要求(15 ℃)[22]。

圖11為供暖房間中心軸線上豎直平面的溫度分布云圖。房間豎直平面上僅有小部分區(qū)域的空氣溫度低于15.0 ℃，并且房間內(nèi)大部分區(qū)域溫度梯度均小于3 ℃/m，滿足熱舒適性要求。

3 實驗驗證

實驗地點位于湖南省長沙市某實驗室(28.18°N、112.95°E)。測試房間尺寸長5 m，寬3.2 m，高度為3 m。整個生物質(zhì)煙氣型采暖系統(tǒng)包括顆粒燃爐、煙氣型散熱器、保溫管道、軸流風機、紅外成像儀以及煙氣分析儀。實驗開始后，調(diào)整顆粒燃爐給料量并保證其均勻給料，使用煙氣分析儀測量，從而使散熱器煙氣入口處的溫度保持在115～125 ℃。調(diào)節(jié)實驗系統(tǒng)排煙口處風機流量，控制散熱器煙氣入口處流速穩(wěn)定在2.9～3.1 m/s。在采暖系統(tǒng)運行穩(wěn)定后，利用紅外成像儀測量散熱器兩側散熱面上的測點溫度和室內(nèi)各測點溫度。實驗中所用儀器匯總于表3。

圖10 不同水平面溫度分布云圖Fig.10 Temperature distribution cloud map of different horizontal planes

圖11 垂直高度溫度分布云圖Fig.11 Temperature distribution cloud map of vertical height

表3 實驗儀器

為了保證測量的準確性，選取散熱器側面不同高度測點取平均值。散熱器測點分布如圖12所示。

圖13為采暖房間測點布置情況，取豎直方向上取z=0.1 m、z=0.6 m、z=1.2 m、z=1.8 m，分別對應室內(nèi)人員腳踝、工作時腹部區(qū)域高度、工作時呼吸區(qū)高度、站立狀態(tài)下頭部高度。在各水平面上分別取9個測點，并且各平面上對應測點位置相同。

圖12 散熱器測點位置Fig.12 The location of the measuring points of radiator

圖13 供暖房間測點位置Fig.13 The location of the measuring points of heating room

為了驗證本文數(shù)值模型的準確性，采用相對均方根誤差將實驗模型測得的數(shù)據(jù)與數(shù)值模型模擬得到的數(shù)據(jù)進行比較。當相對均方根誤差rRMSE≤10%時，可以認為模型是可靠的。

(11)

圖14為散熱器和采暖房間模擬結果與實測結果對比圖。散熱器側面溫度和出口溫度模擬值與實測值均方根誤差為4.5%、3.2%，供暖房間空氣溫度模擬值與實測值的均方根誤差為3.7%。因此，實驗中各個測點的溫度數(shù)值模擬得到的數(shù)據(jù)較吻合，誤差在可接受的范圍內(nèi)，說明數(shù)值模型的可靠性。

圖14 實測數(shù)據(jù)與模擬數(shù)據(jù)對比Fig.14 Comparison of experimental data with simulated data

4 結論

提出了一種針對農(nóng)村地區(qū)的生物質(zhì)煙氣型采暖散熱器及系統(tǒng)，該散熱器結構簡單、安裝拆卸方便。使用CFD軟件對該系統(tǒng)的室內(nèi)采暖散熱器和采暖房間建立了數(shù)值模型，通過搭建實驗臺驗證了數(shù)值模型的準確性，分析了不同折流板間距、折流板寬度和煙氣流速對采暖散熱器換熱性能的影響特性以及在特定參數(shù)下對室內(nèi)環(huán)境供熱性能的影響，得到如下結論。

(1)隨著折流板間距的增加，煙氣型散熱器的散熱量和流通阻力均減小。當折流板間距從60 mm增加至300 mm時，散熱量減小了23.3%，流通阻力減小了63.8%。散熱器表面平均溫度在區(qū)間50.9～58.5 ℃內(nèi)變化。出口煙氣溫度位于區(qū)間64.3～74.6 ℃。綜合考慮散熱量和流通阻力，折流板間距取100 mm最佳。

(2)隨著折流板寬度的增加，煙氣型散熱器的散熱量和流體阻力均增加。但散熱器散熱量對折流板寬度的變化不夠敏感，當折流板寬度從50 mm增加至85 mm時，散熱量減小12.7%。而流通阻力隨著折流板寬度變化有顯著增加，增加幅度為333.1%。散熱器表面平均溫度位于區(qū)間57.3～62.8 ℃。出口煙氣溫度位于區(qū)間59.8～66.6 ℃。綜合考慮散熱量和流通阻力，折流板寬度取65 mm最佳。

(3)散熱器入口煙氣流速對散熱量和流通阻力都有明顯影響，但隨著入口流速的增大，散熱量的增加量逐漸變小，流通阻力的增加量逐漸變大。隨著入口流速變化，散熱器表面平均溫度位于區(qū)間51.5～65.5 ℃，煙氣出口溫度位于區(qū)間53.8～71.3 ℃。

(4)在折流板間距為100 mm、寬度為=65 mm時，采用入口溫度為120 ℃和入口流速為3 m/s的煙氣供暖效果明顯。室內(nèi)人體工作區(qū)域均滿足供暖要求。