陳列柜風幕熱負荷管理論文

導語：陳列柜風幕熱負荷管理論文一文來源于網友上傳，不代表本站觀點，若需要原創文章可咨詢客服老師，歡迎參考。

摘要風幕卷吸滲入的熱負荷約占超市陳列柜熱負荷的70%，本文采用雷諾應力模型（ReynoldsStressModel）對某臥式超市陳列柜的風幕進行了仿真計算和實驗驗證。并在CFD理論模型基礎上，對溫度場和濕度場進行分析，分析風幕的熱負荷分布，并證明環境空氣的卷吸是風幕熱負荷的主要來源。

關鍵詞超市陳列柜風幕CFD熱負荷分析濕度場

1引言

陳列冷柜已經在各類超市中已得到認可和普及，內外側的隔熱一般采用風幕。但是風幕對周圍空氣有較強的卷吸作用；另一方面，冬季陳列框風幕的冷泄漏又形成超市空調系統的一個重要冷負荷。因此，研究陳列柜風幕系統形成的影響因素是設計節能、性能優良的陳列柜的關鍵，也是設計超市空調系統的依據。

國內外對風幕的研究主要集中于溫度場和速度場，如DavidStribling仿真了簡化的冷柜，將他的誤差主要歸結于對濕度場的研究[1]。

南加州Edison制冷實驗室（SCERTTC）定量測試的典型陳列柜的冷負荷分布情況，提出陳列柜73%的能耗來自風幕的耗

散[2]。

本文采用CFD方法對立式陳列柜的風幕系統進行仿真，以期為陳列柜風幕系統設計提供設計思路。

2CFD模型和邊界條件

2．1計算模型

立式陳列柜通常成排放置，其長度方向尺寸遠大于高度和深度方向，故可簡化為二維模型。臥式陳列柜的結構如圖1所示。計算時忽略外部輻射和絕熱層的傳導換熱。回風空氣在流道內經過蒸發器，溫度、濕度降低后，經過噴射口水平射出，形成臥式陳列柜的風幕。與立式陳列柜相比較，臥式陳列柜的出風速度較低，在浮升力的影響下，風幕有較大的變型。因此本文中紊流模型選用帶浮升力項的雷諾應力模型（ReynoldsStressModel）。

濕度場的采用簡化的組分平衡方程：

m1表示組分1的質量分數；J1是擴散通量；R1是反應生成率，本案例中為0。我們把水蒸氣在陳列柜中生成小液滴的反應，簡化為水蒸汽低于當地露點溫度就產生小液滴，且在固體壁面不凝結。

圖1臥式陳列柜結構示意與實驗點分布圖

2．2邊界條件的處理

1）為使求解過程穩定，所有邊界均采用速度為零，絕熱的第一類邊界條件，外部空間為大空間，溫度為27℃，絕對濕度為10g/kg。

2）進風口按實驗值設定速度、溫度邊界條件；回風口邊界條件按進風口設定為-10Pa的壓力邊界條件。進風口的絕對濕度為0.2g/kg，溫度為-30℃，送風速度0.6m/s。

3）壁面函數采用Spalding方法處理，該方法比較適合于Pr<1氣體。

4）為了加快收斂速度，動量方程采用QUICK算法，壓力方程采用標準SIMPLE算法。

2．3實驗裝置與誤差分析

計算所用的陳列柜原型被放在一個獨立的房間內進行測試，該房間溫度波動小于1℃，濕度波動小于0.2k/kg。溫度的測量采用T型熱電偶，速度測量采用熱球風速儀，濕度的測量采用電阻型高分子濕度傳感器，并用TESTO-400型測量儀進行校準。實驗過程中，數據采集使用KEITHLEY-2700數據采集儀，測試前將熱電偶放在冰水混合物中進行校準。

實驗值與計算值比較如圖2、3、4所示。結果顯示：說明本文建立的模型基本能反應其速度場與溫度場的實際分布。

圖2測試點溫度比較圖

圖3測試點絕對濕度比較圖

圖4測試點速度比較圖

分析實驗值與計算值之間存在的誤差，認為主要來源于以下4點：

（1）由于采用直接測量法，測量所采用的濕度傳感器和熱球風速儀對風幕有一定的干擾作用，因此存在一定誤差。

（2）計算模型中僅考慮對流換熱的影響，并對模型進行了簡化。實際工況下，輻射傳熱和由風道外側保溫層進入的傳導熱對溫度場也有一定影響。

（3）在數值計算中，濕度場并未完全耦合。盡管在風幕上方的濕度測量結果顯示有一層濕空氣飽和區，形成的小液滴必定會在重力的影響下對濕度場有一定的作用，但是在CFD計算的每個網格中，僅在擴散方程中處理濕空氣，所以會產生一定的誤差。

（4）另外，陳列柜外側存在一定的亂流干擾。所以，實際情況下陳列柜風幕的隔熱效果比CFD計算稍差。

3CFD分析

3．1流場分析

CFD計算的優點在于能比較方便地改變邊界條件及其參數，分析各參數的影響并對其優化，減少實驗試制的次數，以節約研制費用并縮短周期。從風幕的流場圖（圖5）可以看出風幕按其結構可分為三個不同的區域：

圖5陳列柜流函數分布圖

第一個區是出口區，由于風口僅僅采用兩片薄板作為氣流噴射方向的引導。所以出風口的速度分布不理想，主要表現在：1.出風口的橫截面沒有均勻的速度梯度，導致風幕的脈動速度較強，不利于隔熱和隔濕。如果采用塑料孔板整流，風幕的水平方向性會更強，脈動速度較弱，隔熱隔濕的效果會更好。

圖6陳列柜溫度場分布圖

第二個區是發展區，在這一區域，風幕在浮升力的作用下有較大的變形，風幕的主流與方向與陳列柜底板板呈45度角。在這一區域，風幕的中心速度進一步降低，它的兩側面受到黏性力的作用，而逐漸耗散。同時在其下方形成一個渦流。當風幕的主流遇到陳列柜底板后，風幕的主流再次改變方向，順著底板流動，并在其上方形成一個較長的渦流。該渦流的底部與溫度較低的風幕接觸，頂部與陳列柜上方的熱濕空氣接觸，所以這個渦流循環是陳列柜熱濕負荷的主要來源之一。

第三個區是回風區，在該區域，風幕在回風口的抽吸作用下重新匯合。但是其上方有一定的空氣渦流，風幕的底部又受到陳列柜壁面的影響，氣流的方向不一致，導致風幕的溫濕度進一步升高（見圖6）。

3．2濕度場分布

從絕對濕度場圖（圖7）來看，從蒸發器排出冷空氣的相對濕度一般為85%，由于送風通道有一定的漏熱，使得出風口的相對濕度降低至70%左右。在風幕與環境熱濕空氣交換的過程中，第一區域上方的絕對濕度與相對濕度最大，極有可能在該處形成小液滴。在回風口附近，溫度梯度比絕對溫度梯度大，所以應該產生回風口上方的相對濕度回風口下方的相對濕度小的現象。這一現象在實際測量中得到了證實（見表1）。

圖7陳列柜絕對濕度分布圖

利用CFD計算，陳列柜熱負荷的分布如表2所示。在試驗工況下陳列柜的主要熱負荷來自風幕的顯熱負荷見圖8。

圖8陳列柜熱負荷分布圖

陳列柜溫濕參數表表1溫度(K)絕對溫度（g/kg）

蒸發器出口2430.2

出風口244.980.2

回風隔篩252.980.74

回風通道入口253.350.74

總增量10.350.54

陳列柜的熱負荷分布表表2

顯熱負荷潛熱負荷

總熱負荷（J/m）488.7

出風口通道（%）16.9-

風幕（%）68.4811.4

回風口通道（%）3.17-

所占比例（%）88.611.4

現在的研究還存在一些問題。首先，如何準確測量風幕的速度場是困擾實論證的一個難題。由于陳列柜的速度場直接影響其溫度場與濕度場的分布。用一系列詳細的溫度場分布圖來論證CFD計算的合理性也不失為一種方法。其次，CFD模型還不能精確的計算風幕的各個場分布情況，如何使計算值與測試值相吻合可以從調整紊流模型和避免過多的結構簡化入手。最后，蒸發器的結霜與融霜過程對風幕隔熱性能有較大的影響，考查風幕的隔熱性能還缺少一個比較權威的指標，這些問題還有待進一步的研究。

4總結

本文采用雷諾應力模型建立了超市陳列柜雙層風幕的數學模型并進行了實驗驗證，研究表明風幕的發展可以分為三個不銹鋼的區域。本文同時利用CFD方法的靈活性，對風幕的溫濕度場進行模擬，分析了風幕各個階段的熱負荷分布，證明了解決風幕變形與耗散是設計高效節能陳列柜的關鍵。最后，提出了一些有待進一步研究的問題與解決思路。

參考文獻

1DavidStribling,Savvas,A.Tassou,DouglasMarriott.Atwo-dimensionalCFDmodelofarefrigerateddisplaycase.ASHRAETrans,1996.

2RaminFarmrzi,P.E..EfficientdisplaycaserefrigerationASHRAEJournal,1999(11)

3Howell,R.H.Effectsofstorerelativehumidityonrefrigerateddisplaycaseperformance.ASHRAETrans1993,99(1):667.