陈列柜风幕热负荷管理论文

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摘要风幕卷吸渗入的热负荷约占超市陈列柜热负荷的70%，本文采用雷诺应力模型（ReynoldsStressModel）对某卧式超市陈列柜的风幕进行了仿真计算和实验验证。并在CFD理论模型基础上，对温度场和湿度场进行分析，分析风幕的热负荷分布，并证明环境空气的卷吸是风幕热负荷的主要来源。

关键词超市陈列柜风幕CFD热负荷分析湿度场

1引言

陈列冷柜已经在各类超市中已得到认可和普及，内外侧的隔热一般采用风幕。但是风幕对周围空气有较强的卷吸作用；另一方面，冬季陈列框风幕的冷泄漏又形成超市空调系统的一个重要冷负荷。因此，研究陈列柜风幕系统形成的影响因素是设计节能、性能优良的陈列柜的关键，也是设计超市空调系统的依据。

国内外对风幕的研究主要集中于温度场和速度场，如DavidStribling仿真了简化的冷柜，将他的误差主要归结于对湿度场的研究[1]。

南加州Edison制冷实验室（SCERTTC）定量测试的典型陈列柜的冷负荷分布情况，提出陈列柜73%的能耗来自风幕的耗

散[2]。

本文采用CFD方法对立式陈列柜的风幕系统进行仿真，以期为陈列柜风幕系统设计提供设计思路。

2CFD模型和边界条件

2．1计算模型

立式陈列柜通常成排放置，其长度方向尺寸远大于高度和深度方向，故可简化为二维模型。卧式陈列柜的结构如图1所示。计算时忽略外部辐射和绝热层的传导换热。回风空气在流道内经过蒸发器，温度、湿度降低后，经过喷射口水平射出，形成卧式陈列柜的风幕。与立式陈列柜相比较，卧式陈列柜的出风速度较低，在浮升力的影响下，风幕有较大的变型。因此本文中紊流模型选用带浮升力项的雷诺应力模型（ReynoldsStressModel）。

湿度场的采用简化的组分平衡方程：

m1表示组分1的质量分数；J1是扩散通量；R1是反应生成率，本案例中为0。我们把水蒸气在陈列柜中生成小液滴的反应，简化为水蒸汽低于当地露点温度就产生小液滴，且在固体壁面不凝结。

图1卧式陈列柜结构示意与实验点分布图

2．2边界条件的处理

1）为使求解过程稳定，所有边界均采用速度为零，绝热的第一类边界条件，外部空间为大空间，温度为27℃，绝对湿度为10g/kg。

2）进风口按实验值设定速度、温度边界条件；回风口边界条件按进风口设定为-10Pa的压力边界条件。进风口的绝对湿度为0.2g/kg，温度为-30℃，送风速度0.6m/s。

3）壁面函数采用Spalding方法处理，该方法比较适合于Pr<1气体。

4）为了加快收敛速度，动量方程采用QUICK算法，压力方程采用标准SIMPLE算法。

2．3实验装置与误差分析

计算所用的陈列柜原型被放在一个独立的房间内进行测试，该房间温度波动小于1℃，湿度波动小于0.2k/kg。温度的测量采用T型热电偶，速度测量采用热球风速仪，湿度的测量采用电阻型高分子湿度传感器，并用TESTO-400型测量仪进行校准。实验过程中，数据采集使用KEITHLEY-2700数据采集仪，测试前将热电偶放在冰水混合物中进行校准。

实验值与计算值比较如图2、3、4所示。结果显示：说明本文建立的模型基本能反应其速度场与温度场的实际分布。

图2测试点温度比较图

图3测试点绝对湿度比较图

图4测试点速度比较图

分析实验值与计算值之间存在的误差，认为主要来源于以下4点：

（1）由于采用直接测量法，测量所采用的湿度传感器和热球风速仪对风幕有一定的干扰作用，因此存在一定误差。

（2）计算模型中仅考虑对流换热的影响，并对模型进行了简化。实际工况下，辐射传热和由风道外侧保温层进入的传导热对温度场也有一定影响。

（3）在数值计算中，湿度场并未完全耦合。尽管在风幕上方的湿度测量结果显示有一层湿空气饱和区，形成的小液滴必定会在重力的影响下对湿度场有一定的作用，但是在CFD计算的每个网格中，仅在扩散方程中处理湿空气，所以会产生一定的误差。

（4）另外，陈列柜外侧存在一定的乱流干扰。所以，实际情况下陈列柜风幕的隔热效果比CFD计算稍差。

3CFD分析

3．1流场分析

CFD计算的优点在于能比较方便地改变边界条件及其参数，分析各参数的影响并对其优化，减少实验试制的次数，以节约研制费用并缩短周期。从风幕的流场图（图5）可以看出风幕按其结构可分为三个不同的区域：

图5陈列柜流函数分布图

第一个区是出口区，由于风口仅仅采用两片薄板作为气流喷射方向的引导。所以出风口的速度分布不理想，主要表现在：1.出风口的横截面没有均匀的速度梯度，导致风幕的脉动速度较强，不利于隔热和隔湿。如果采用塑料孔板整流，风幕的水平方向性会更强，脉动速度较弱，隔热隔湿的效果会更好。

图6陈列柜温度场分布图

第二个区是发展区，在这一区域，风幕在浮升力的作用下有较大的变形，风幕的主流与方向与陈列柜底板板呈45度角。在这一区域，风幕的中心速度进一步降低，它的两侧面受到黏性力的作用，而逐渐耗散。同时在其下方形成一个涡流。当风幕的主流遇到陈列柜底板后，风幕的主流再次改变方向，顺着底板流动，并在其上方形成一个较长的涡流。该涡流的底部与温度较低的风幕接触，顶部与陈列柜上方的热湿空气接触，所以这个涡流循环是陈列柜热湿负荷的主要来源之一。

第三个区是回风区，在该区域，风幕在回风口的抽吸作用下重新汇合。但是其上方有一定的空气涡流，风幕的底部又受到陈列柜壁面的影响，气流的方向不一致，导致风幕的温湿度进一步升高（见图6）。

3．2湿度场分布

从绝对湿度场图（图7）来看，从蒸发器排出冷空气的相对湿度一般为85%，由于送风通道有一定的漏热，使得出风口的相对湿度降低至70%左右。在风幕与环境热湿空气交换的过程中，第一区域上方的绝对湿度与相对湿度最大，极有可能在该处形成小液滴。在回风口附近，温度梯度比绝对温度梯度大，所以应该产生回风口上方的相对湿度回风口下方的相对湿度小的现象。这一现象在实际测量中得到了证实（见表1）。

图7陈列柜绝对湿度分布图

利用CFD计算，陈列柜热负荷的分布如表2所示。在试验工况下陈列柜的主要热负荷来自风幕的显热负荷见图8。

图8陈列柜热负荷分布图

陈列柜温湿参数表表1温度(K)绝对温度（g/kg）

蒸发器出口2430.2

出风口244.980.2

回风隔筛252.980.74

回风通道入口253.350.74

总增量10.350.54

陈列柜的热负荷分布表表2

显热负荷潜热负荷

总热负荷（J/m）488.7

出风口通道（%）16.9-

风幕（%）68.4811.4

回风口通道（%）3.17-

所占比例（%）88.611.4

现在的研究还存在一些问题。首先，如何准确测量风幕的速度场是困扰实论证的一个难题。由于陈列柜的速度场直接影响其温度场与湿度场的分布。用一系列详细的温度场分布图来论证CFD计算的合理性也不失为一种方法。其次，CFD模型还不能精确的计算风幕的各个场分布情况，如何使计算值与测试值相吻合可以从调整紊流模型和避免过多的结构简化入手。最后，蒸发器的结霜与融霜过程对风幕隔热性能有较大的影响，考查风幕的隔热性能还缺少一个比较权威的指标，这些问题还有待进一步的研究。

4总结

本文采用雷诺应力模型建立了超市陈列柜双层风幕的数学模型并进行了实验验证，研究表明风幕的发展可以分为三个不锈钢的区域。本文同时利用CFD方法的灵活性，对风幕的温湿度场进行模拟，分析了风幕各个阶段的热负荷分布，证明了解决风幕变形与耗散是设计高效节能陈列柜的关键。最后，提出了一些有待进一步研究的问题与解决思路。

参考文献

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

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

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