翅片管冷凝器作為熱泵系統(tǒng)的空氣處理設(shè)備和高效換熱裝置，一直都是研究人員研發(fā)和改進的熱點。1971年，F(xiàn). C. McQuistion等率先提出了平翅片換熱器空氣側(cè)換熱模型，其傳熱因子的預(yù)測偏差達34.4%。隨后， Wang C. C.等通過研究翅片管換熱特性提出了被廣泛認(rèn)可的傳熱因子關(guān)聯(lián)式。W. Pirompugd等利用有限環(huán)肋法**地分析了各種工況下的翅片換熱，并建立了濕工況的傳熱傳質(zhì)關(guān)聯(lián)式。Ma Xiaokui等研究發(fā)現(xiàn)濕工況下傳熱因子和傳質(zhì)因子隨著翅片間距的增加而增大。N. H. Kim等研究發(fā)現(xiàn)條縫翅片的摩擦因子大于平翅片的摩擦因子，且增幅隨管排數(shù)的增加而變大。鞠培玲等研究了翅片管換熱器在析濕工況下的積灰特性及積灰對空氣側(cè)壓降的影響，結(jié)果表明翅片表面的析濕量決定積灰程度，積灰程度與摩擦壓降成正比。*近，谷波等研究了兩種不同類型的光滑波紋翅片的空氣側(cè)性能，并對已有實驗關(guān)聯(lián)式進行了修正。隨著高原地區(qū)的發(fā)展以及浮空平臺技術(shù)的應(yīng)用，熱泵開始逐漸應(yīng)用于低壓工況中。在常壓環(huán)境下，翅片管冷凝器的空氣側(cè)熱阻遠(yuǎn)大于管內(nèi)側(cè)，是強化換熱的主攻方向。但低壓下空氣的密度較低，表征對流換熱的空氣側(cè)雷諾數(shù)減小，可知翅片管冷凝器的對流換熱表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)較常壓下有明顯區(qū)別。胡松濤等測試了電加熱器在常壓和低壓環(huán)境下的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)和散熱功率，認(rèn)為電加熱器表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)與環(huán)境氣壓的0.2次冪成正比。林暉等利用G-M低溫制冷機，測量和分析了低溫低壓條件下水平圓管自然對流換熱特性，并給出了無量綱實驗準(zhǔn)則式。王晶等研究了豎直平板在不同環(huán)境壓力(0.001～101 kPa)和加熱量(75、150、300 W/m)下的散熱，結(jié)果表明對流換熱表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)在**氣壓小于1 kPa時非常小，可視為0；在**氣壓大于1 kPa時，對流換熱表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)隨壓力的升高呈2次冪增加。劉旗等對低壓濕工況下的蒸發(fā)器進行研究，研究了劉易斯因子的變化規(guī)律和影響因素，并引入了壓力修正因子。張嘉文等總結(jié)了目前具有較高認(rèn)可度的空氣側(cè)理論換熱模型，并根據(jù)低壓下蒸發(fā)器換熱特性對模型進行了修正。
現(xiàn)階段有關(guān)低壓下翅片管換熱器的少量研究主要針對蒸發(fā)器，空氣側(cè)屬于冷卻過程且過程中伴隨著析濕傳質(zhì)，而冷凝器則是完全的顯熱交換。在Dittus-Boelter的強制對流關(guān)聯(lián)式中，加熱流體與冷卻流體存在明顯的不同。
目前，有關(guān)翅片管式冷凝器在低壓環(huán)境下通過空氣散熱的研究非常少。本文搭建了一個翅片管冷凝器在低壓下的換熱實驗臺，研究低壓環(huán)境對翅片管換熱器空氣側(cè)對流換熱的影響，同時驗證現(xiàn)有常壓下翅片管換熱模型在低壓條件下的適用性。
低壓換熱實驗系統(tǒng)如圖1所示。實驗系統(tǒng)由翅片管冷凝器、環(huán)境倉、電加熱、加濕器、循環(huán)風(fēng)機、真空泵、溫濕度傳感器、壓力傳感器、采集儀組成。為提高耐壓強度及密封性，環(huán)境倉采用不銹鋼材料構(gòu)成封閉環(huán)形。環(huán)境倉包括循環(huán)段與測試段：循環(huán)段為DN350的圓形通道，測試段為500 mm×500 mm的矩形通道。電加熱器和真空泵能根據(jù)實驗要求調(diào)節(jié)換熱器入口空氣的溫度以及環(huán)境倉壓力。在測試段入口前布置均流板，以確保測試段的氣流均勻性。在翅片管冷凝器的進出口處裝有溫濕度傳感器，在環(huán)境艙內(nèi)布置多個壓力傳感器，用于檢測環(huán)境倉內(nèi)各點的狀態(tài)參數(shù)。采用變頻軸流風(fēng)機調(diào)節(jié)空氣循環(huán)量，并使用微壓差傳感器測量噴嘴前后壓差，根據(jù)噴嘴的前后壓差測量空氣的循環(huán)量。測試系統(tǒng)主要包括實驗參數(shù)的數(shù)據(jù)采集和運行工況的參數(shù)控制。實驗通過AGILENT采集儀與LabVIEW軟件實現(xiàn)數(shù)據(jù)參數(shù)的采集與顯示。
翅片管冷凝器采用三角形錯列排列方式，具體翅片管參數(shù)和結(jié)構(gòu)如表1和圖2所示。由于制冷劑的冷凝溫度較難控制，實驗中利用40～50 ℃的熱水作為管內(nèi)的換熱工質(zhì)。循環(huán)熱水的進出溫度由兩個Pt100溫度傳感器測得，其校準(zhǔn)精度為0.1 ℃。循環(huán)熱水的體積流量由渦輪轉(zhuǎn)子流量傳感器測得，熱水溫度通過PID控制器調(diào)節(jié)。在實驗操作中，數(shù)據(jù)的穩(wěn)定性判斷參考ASHRAE 41.2-2018標(biāo)準(zhǔn)，即空氣側(cè)與水側(cè)的熱平衡偏差應(yīng)小于5%。實驗工況：風(fēng)速為1～4 m/s，環(huán)境壓力為40～101 kPa，縱向管排數(shù)為2～4排，入口水溫為40～50 ℃。
實驗前首**行常壓下?lián)Q熱實驗，將常壓下的實驗數(shù)據(jù)與換熱模型進行對比，結(jié)果表明*大相對偏差為28.4%，*小相對偏差為9.3%。這表明該實驗系統(tǒng)的設(shè)置合理、可靠性較高。
傳熱量：
=(-)
(1)
=Δ
(2)
對數(shù)平均溫差Δ：
(3)
式中：為空氣的定壓比熱容，kJ/(kg·K)；為空氣的質(zhì)量流量，kg/s；分別為冷凝器的進、出口空氣溫度，℃；分別為熱水的進、出口溫度，℃；為管外總表面積，m。
冷凝器的傳熱系數(shù)：
(4)
式中：為紫銅管導(dǎo)熱系數(shù)，W/(m·K)；為肋片間管外總表面積，m；為管內(nèi)總表面積，m；分別為管內(nèi)側(cè)水、管外側(cè)空氣的對流換熱表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，kW/(m·K)；為翅片效率；為管壁厚度，m。
管內(nèi)熱水的物性溫度為進出口的平均溫度，流速根據(jù)質(zhì)量流量計測得。利用Dittus-Boelter公式或Gnielinski公式計算管內(nèi)循環(huán)熱水的對流換熱表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)：
Dittus-Boelter 公式：
(5)
Gnielinski公式：
(6)
為摩擦因子，采用下式計算：
=(1.58ln-3.28)
(7)
翅片效率：
(8)
(9)
(10)
式中：為管外半徑，m；為等效半徑，m；為水側(cè)雷諾數(shù)；為水的普朗特數(shù)；為水的導(dǎo)熱系數(shù)，W/(m·K)；為管內(nèi)直徑，m；為翅片效率的計算參數(shù)；為翅片厚度，m；為翅片的導(dǎo)熱系數(shù)，W/(m·K)；為飽和水的氣液潛熱，kJ/kg。
等效半徑：
=1.28 (/-0.2)
(11)
式中：為翅片長度，m；為翅片寬度，m。
利用上式對各參數(shù)進行計算，*后代入式(2)中得到對流換熱表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)。
由于測量儀器存在精度等級，實驗過程中也會存在系統(tǒng)誤差。為提高實驗數(shù)據(jù)的可信度，利用Moffat法對重要數(shù)據(jù)進行不確定分析。
Moffat的不確定度計算方法：
假設(shè)影響的一系列參數(shù)有：
=(,……)
(12)
則的合成不確定度為：
(13)
經(jīng)計算，本實驗數(shù)據(jù)的不確定度如表2所示。
圖3所示為實驗測得的不同環(huán)境壓力和*窄面空氣側(cè)雷諾數(shù)下對流換熱表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)的變化，翅片管換熱器入口空氣的干球溫度為25 ℃，翅片管換熱器的熱水入口溫度為45 ℃，管排數(shù)為2。隨著的降低，對流換熱必然降低。由圖3可知，在*窄面為400～800的范圍內(nèi)，隨著環(huán)境壓力的降低，對流換熱表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)曲線的斜率明顯減小。說明在低壓環(huán)境下與對流換熱的關(guān)系式發(fā)生改變。當(dāng)=400時，環(huán)境壓力從101 kPa降至40 kPa，對流換熱表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)降低了44.1%。即在相同的下，隨著環(huán)境壓力的降低，空氣側(cè)的對流換熱明顯減弱。由此可推斷環(huán)境壓力的降低抑制了空氣側(cè)擾動對換熱的強化。原因分析如下：在翅片結(jié)構(gòu)未發(fā)生改變的情況下，雖然雷諾數(shù)具體值相同，但環(huán)境壓力的降低導(dǎo)致空氣密度降低，單位體積內(nèi)空氣質(zhì)量的減小必然會減小空氣中的各分子與加熱壁面的有效接觸次數(shù)，因此空氣側(cè)的對流換熱表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)減小。
圖4所示為管排數(shù)為2排，空氣流速為2.5 m/s時，不同環(huán)境壓力和加熱溫度下空氣側(cè)對流換熱表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)的變化。由圖4可知，在40～101 kPa環(huán)境壓力中，當(dāng)循環(huán)熱水入口溫度從40 ℃升至50 ℃，空氣側(cè)的對流換熱沒有發(fā)生明顯的規(guī)律性變化，表明對流換熱與管內(nèi)外工質(zhì)的流動參數(shù)、換熱面的結(jié)構(gòu)有關(guān)，與溫差的大小無關(guān)。這與常壓條件下循環(huán)熱水溫度不會影響換熱的結(jié)論是一致的。
圖5所示為不同環(huán)境壓力下管排數(shù)對對流換熱的影響。隨著縱向管排數(shù)的增加，空氣側(cè)的摩擦阻力增加，導(dǎo)致空氣的擾動程度降低，造成對流換熱略有減小。此外，隨著環(huán)境壓力的降低，管排數(shù)對對流換熱的影響逐漸變?nèi)?。由此推斷低壓環(huán)境會削弱翅片結(jié)構(gòu)對空氣側(cè)對流換熱的影響。原因是隨著環(huán)境壓力的降低，開始減小，黏性力的作用開始增強，對流換熱變?nèi)?，因而宏觀層次上翅片結(jié)構(gòu)對換熱的影響得到削弱。
將實測的對流換熱表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)與常壓換熱模型的計算結(jié)果進行對比，結(jié)果如圖6所示。隨著環(huán)境壓力的降低，實測對流換熱表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)明顯小于常壓換熱模型的計算結(jié)果，而且壓力越低偏移越大，當(dāng)環(huán)境壓力從101 kPa降至40 kPa時，平均偏差從17.3%增至77.5%。
常壓下的對流換熱表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)計算模型：
(14)
=-0.28+0.08/1 000
(15)
=0.45+0.006 6 /
(16)
=
(17)
=(1.36-0.24/1 000)
(18)
式中：為空氣導(dǎo)熱系數(shù)，W/(m·K)；為翅片片寬，m；為當(dāng)量直徑，m；為*窄面的空氣側(cè)雷諾數(shù)。
由式(14)可知，當(dāng)環(huán)境壓力改變時，主要變量是空氣側(cè)雷諾數(shù)，較大的偏差也證明隨著環(huán)境壓力的降低，雷諾數(shù)對空氣側(cè)對流換熱的影響變?nèi)酢?/p>
針對現(xiàn)有預(yù)測模型的局限性，根據(jù)不同環(huán)境壓力和縱向管排數(shù)下的實測對流換熱表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，對常壓換熱模型進行修正，并且得到了適用于40～90 kPa壓力范圍內(nèi)的修正因子，如式(19)～式(20)，其=0.995，修正模型的對流換熱表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)與實測對流換熱表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)的對比如圖7所示，兩者的平均**偏差為9.5%。
(19)
(20)
式中：為低壓環(huán)境壓力，kPa；為標(biāo)準(zhǔn)大氣壓力，kPa，為橫向管排數(shù)。
本文研究了低壓環(huán)境下平翅片管冷凝器的空氣側(cè)換熱特性，分析了低壓環(huán)境下空氣側(cè)雷諾數(shù)、管排數(shù)及加熱溫度與空氣側(cè)對流換熱的關(guān)系，得到如下結(jié)論：
1)在相同的空氣側(cè)雷諾數(shù)下，隨著環(huán)境壓力的降低，空氣側(cè)的對流換熱明顯減弱。在空氣側(cè)雷諾數(shù)為400時，環(huán)境壓力從101 kPa降至40 kPa，對流換熱表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)降低了44.1%。
2)低壓環(huán)境下，增加管排數(shù)會降低對流換熱，這也與常壓下的空氣側(cè)換熱特性相同，但隨著環(huán)境壓力的降低，管排數(shù)對對流換熱的影響也會變?nèi)酢膶嶒灲Y(jié)果來看，改變循環(huán)熱水溫度沒有對低壓下的空氣側(cè)換熱產(chǎn)生明顯影響。
3)隨著環(huán)境壓力的降低，實測對流換熱表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)開始小于常壓模型的計算結(jié)果。當(dāng)環(huán)境壓力從101 kPa降至40 kPa，平均偏差從17.3%增至77.5%。針對現(xiàn)有預(yù)測模型的局限性，結(jié)合環(huán)境壓力、管排數(shù)對空氣側(cè)對流換熱的影響，對常壓模型進行修正，修正后的平均**偏差為9.5%。
