黃曉慶，張 旭

(同濟(jì)大學(xué)暖通空調(diào)及燃?xì)庋芯克虾?201804)

由于蒸發(fā)式冷卻器具有比空冷換熱效果好、比水冷節(jié)水等顯著優(yōu)點，在石油、化工、冶金、電力、制冷等領(lǐng)域有著廣泛應(yīng)用[1]．由于光管或翅片管式蒸發(fā)冷卻器制作工藝簡單、成熟，密封性好，因此目前工業(yè)產(chǎn)品基本上都是采用光管式或翅片管式蒸發(fā)冷卻器．但光管式蒸發(fā)冷卻器單位體積傳熱面積有限，結(jié)構(gòu)不緊湊，占地多，而翅片管式蒸發(fā)冷卻器翅片間距小，容易積水積垢，因此研發(fā)一種緊湊、傳熱效率高、容易除垢的結(jié)構(gòu)形式是蒸發(fā)冷卻器發(fā)展的趨勢[2-5]．板式換熱器是一種高效、緊湊的換熱設(shè)備形式，將板式換熱器的優(yōu)點與蒸發(fā)冷卻技術(shù)相結(jié)合，開發(fā)板式蒸發(fā)冷卻器是一個有益的嘗試[6]．文獻(xiàn)[7]對波紋板式空冷器進(jìn)行了阻力與傳熱特性實驗研究，文獻(xiàn)[8]對板式蒸發(fā)冷卻器進(jìn)行了阻力與熱工特性的實驗研究，關(guān)于板式空冷器在工業(yè)領(lǐng)域應(yīng)用的文獻(xiàn)還鮮見報道.

筆者對 TF6噴嘴不同布置方式(500,mm×500,mm，500,mm×725,mm，725,mm×725,mm)對空氣降溫效果與熱水降溫效果的影響進(jìn)行比較，選定了較優(yōu)的布置方式，進(jìn)行波紋板式空冷器干濕工況傳熱、阻力與噴霧特性實驗研究，得到了空氣與水側(cè)阻力降與換熱系數(shù)關(guān)聯(lián)式，為板式空冷器設(shè)計提供依據(jù)．通過對噴嘴噴霧降溫特性的研究，擬合得到了接觸系數(shù)與空氣質(zhì)量流速和水汽比關(guān)聯(lián)式．

1 實驗系統(tǒng)設(shè)計

實驗系統(tǒng)包括 4部分：增濕系統(tǒng)、熱流體系統(tǒng)、空氣系統(tǒng)和測量與控制系統(tǒng)．實驗段主要由板式換熱器和增濕系統(tǒng)組成．圖 1為板式增濕空冷系統(tǒng)實驗裝置，噴嘴布置間距分別為 500,mm×500,mm、500,mm×725,mm 和 725,mm×725,mm(長×寬，每種布置方式為每排布置 2個噴嘴，共 2排)．圖 2為實驗裝置的原理圖，熱流體從板換右上側(cè)流入，從左上側(cè)流出；干工況時，板束外直接空氣冷卻(空氣與熱流體叉流換熱)；濕工況時，板束側(cè)面噴霧開啟，噴嘴在空氣入口處噴霧，噴嘴距離板束650,mm．

圖1 板式增濕型空冷器實驗段Fig.1 Plate spray humidification air-cooled heat exchanger experiment rig

圖2 實驗裝置的原理示意Fig.2 Schematic of experimental device

噴嘴類型為TF6，其結(jié)構(gòu)如圖3所示．

圖3 TF6結(jié)構(gòu)示意Fig.3 Structure diagram of nozzle TF6

2 實驗數(shù)據(jù)擬合關(guān)系式的建立

2.1 傳熱系數(shù)與準(zhǔn)則式

空冷器干工況運行時，傳熱系數(shù)為

式中：K為總傳熱系數(shù)，W /(m2?K)；Q為傳熱量，由于空冷器兩側(cè)換熱量測量存在偏差，數(shù)據(jù)處理時，傳熱量Q取兩側(cè)換熱量測量計算值的平均值，即Q = ( Qf+ Qa)/2，W；F為換熱面積，m2；Δtm為對數(shù)平均溫差，℃．

由于空冷器剛投入實驗，所以忽略污垢熱阻，則傳熱系數(shù)

式中：αf為板束內(nèi)熱水對流換熱系數(shù)，W/(m2?K)；αa為干工況空氣的對流換熱系數(shù)，W/(m2?K)；Sp為板片厚度，m；λp為板片的導(dǎo)熱系數(shù)，W/(m?K)．

板束內(nèi)熱水的無因次對流換熱系數(shù)準(zhǔn)則關(guān)聯(lián)式可寫為[9]

式中：fNu為熱水側(cè)努塞爾數(shù)；fRe為熱水側(cè)雷諾數(shù)；系數(shù)C1和指數(shù)m為實驗擬合數(shù)據(jù)．

板束外空氣的無因次對流換熱系數(shù)準(zhǔn)則關(guān)聯(lián)式可寫為

式中：aNu為空氣側(cè)努塞爾數(shù)；aRe為空氣側(cè)雷諾數(shù)；系數(shù)2C和指數(shù)n可通過多次實驗數(shù)據(jù)擬合后確定.

式中雷諾數(shù)Re的特征長度為2倍的通道間距即2Sa或 2 Sf，特征速度取通道內(nèi)流體平均流速，特征溫度取流體進(jìn)出口溫度的平均值．

2.2 接觸系數(shù)

影響增濕降溫效果的因素很多，諸如空氣的質(zhì)量流速、噴嘴類型與布置密度、噴嘴孔徑與噴嘴前水壓、空氣與水的接觸時間、空氣與水滴的運動方向以及空氣與水的初、終參數(shù)等．但是，對一定的空氣處理過程而言，可將主要的影響因素歸納為以下3個方面：空氣質(zhì)量流速的影響、噴水系數(shù)的影響和噴嘴結(jié)構(gòu)特性的影響．

為了說明實際過程與水量有限、但接觸時間足夠充分的理想過程接近的程度，定義接觸系數(shù)η，可表示為[10]

式中：1t為空氣入口干球溫度，℃；s1t為空氣入口濕球溫度，℃；2t為空氣出口干球溫度，℃．

影響增濕降溫效果的因素是極其復(fù)雜的，不能用純數(shù)學(xué)方法確定接觸系數(shù)，而只能用實驗的方法，對于噴嘴類型及布置方式相同的情況，接觸系數(shù)可表示為[10]

式中：vρ為空氣質(zhì)量流速；v為空氣流速，m/s；ρ為空氣密度，k g /m3；噴水量的大小常以處理每千克空氣所用的水量，即噴水系數(shù) μ (k g (水) /k g(空 氣) ) 來表示；W 為總噴水量，kg/s．

3 不同布置方式降溫特性比較

實驗工況選用噴嘴布置方式500,mm× 725,mm、500,mm×500,mm 和 725,mm×725,mm 進(jìn)行比較，以選定更優(yōu)的布置方式．圖 4為 3種布置方式對噴霧前后空氣冷卻效果的影響比較，其中入口空氣干濕球溫差為冷卻極限，噴水量和霧滴與空氣的接觸面積緊密相關(guān)．隨著“入口干濕球溫差×噴水量”的增大，空氣冷卻效果增強(qiáng)，其中 500,mm×500,mm 的布置方式冷卻效果最好，725,mm×725,mm 次之，500,mm×725,mm 稍差．從入口空氣冷卻效果來講，500,mm×500,mm的布置方式更優(yōu)．

圖 5為 3種布置方式對板換中熱水冷卻效果的影響比較，其中對數(shù)平均溫差為熱交換的推動力，噴水量與進(jìn)入板換進(jìn)行蒸發(fā)吸熱的未蒸發(fā)霧滴量密切相關(guān)．隨著“對數(shù)平均溫差×噴水量”的增大，熱水冷卻效果增強(qiáng)，其中 500,mm×500,mm的布置方式冷卻效果最好，725,mm×725,mm 次之，500,mm×725,mm 稍差．從入口熱水冷卻效果來講，500,mm×500,mm的布置方式更優(yōu)．

圖4 不同布置方式空氣冷卻效果比較Fig.4 Air side cooling effect comparison under different nozzle layouts

圖5 不同布置方式熱水冷卻效果比較Fig.5 Hot water side cooling effect comparison under different nozzle layouts

實驗結(jié)果表明，在空氣冷卻效果及熱水冷卻效果方面，布置方式500,mm×500,mm均優(yōu)于725,mm×725,mm 及 500,mm×725,mm．如果采用更密排的方式，會使相同板換面積上噴嘴數(shù)量增加，造價增高．實驗證明，噴嘴密度過大時，水苗相互疊加，不能充分發(fā)揮各自的作用．當(dāng)需要較大的噴水系數(shù)時，通?？勘３謬娮烀芏炔蛔?、提高噴嘴前水壓的辦法來解決．故選定 500,mm×500,mm為更優(yōu)布置方式進(jìn)行不同噴嘴阻力、傳熱和噴嘴降溫特性的實驗研究．

4 濕工況板式換熱器阻力特性

噴嘴類型為 TF6，經(jīng)實驗測定其噴嘴 k系數(shù)為3.18(噴嘴流量(L/min) =，其結(jié)構(gòu)如圖 3所示，布置間距為 500,mm× 500,mm，如圖2所示．

濕工況時，板式空冷器空氣側(cè)阻力降隨迎面風(fēng)速增大而增大，如圖6所示(TF6×4表示共4個TF6噴嘴進(jìn)行噴淋，每排 2個，共 2排)，經(jīng)曲線擬合，空氣側(cè)阻力降與迎面風(fēng)速和板片寬度的關(guān)聯(lián)式為[11]

式中：va為空氣側(cè)的迎面風(fēng)速，m/s；H為空冷器板片寬度，m；Δ pa為空氣側(cè)阻力降，Pa．

圖6 空氣側(cè)阻力降曲線Fig.6 Air side pressure drop fitting curve

圖7 中空氣側(cè)Rea數(shù)與Eua數(shù)的關(guān)系表明，當(dāng)板束外空氣迎面風(fēng)速為 3,m/s時達(dá)到充分湍流，根據(jù)實驗數(shù)據(jù)擬合得到

圖 7中，干工況殘差均方值為 2.880,97，濕工況殘差均方值為0.345,21．

圖7 空氣側(cè)阻力曲線Fig.7 Air side resistance curve

從圖 6及圖 7可以看出，濕工況噴嘴 TF6與干工況的阻力降曲線及阻力曲線基本重合，即未蒸發(fā)液滴并沒有堵塞空氣側(cè)流道，導(dǎo)致空氣流通截面變小，空氣阻力增大．

干工況時，板式空冷器熱水側(cè)阻力降隨熱水流量增大而增大，板式空冷器熱水側(cè)的阻力降曲線如圖 8所示，根據(jù)實驗數(shù)據(jù)擬合得到[12]

式中：fv為流道內(nèi)熱水流速，m/s；L為空冷器板片長度，m；fpΔ為熱水側(cè)阻力降，Pa．

圖8 熱水側(cè)阻力降曲線Fig.8 Hot water side pressure drop fitting curve

5 濕工況板式換熱器傳熱特性

濕工況時，板式空冷器空氣側(cè)的努塞爾數(shù)aNu隨雷諾數(shù)aRe的變化關(guān)系如圖9所示，以2倍空氣通道間距a2S為特征尺寸，以空氣進(jìn)出口溫度的平均值為特征溫度，以板束外通道內(nèi)空氣平均流速為特征速度，整理得到了空氣側(cè)aNu與aRe的關(guān)聯(lián)式為

圖9 空氣側(cè)對流換熱系數(shù)關(guān)聯(lián)式Fig.9 Correlation expression for air side convection heat transfer coefficient

由圖 9可以看出，在相同風(fēng)量的情況下，濕工況空氣側(cè)對流換熱系數(shù)較干工況有顯著提高，在空氣側(cè)達(dá)到充分湍流后，對流換熱系數(shù)約為干工況的 8～10倍；在未達(dá)到充分湍流時，對流換熱系數(shù)可達(dá)到干工況的8～16倍．

實驗結(jié)果表明，噴霧一方面降低了入口空氣的干球溫度，加大了板換的對數(shù)平均溫差；另一方面，未完全蒸發(fā)的水滴在板換內(nèi)部繼續(xù)蒸發(fā)吸熱，大幅度提高了空氣側(cè)的換熱系數(shù)．

干工況時，板式空冷器熱水側(cè)的努塞爾數(shù)隨雷諾數(shù)的變化如圖 10所示，經(jīng)曲線擬合得到熱水側(cè)fNu與fRe的關(guān)聯(lián)式為

空冷器濕工況運行時，板束內(nèi)熱水對流換熱和干工況基本相同，fα的大小取決于熱水的雷諾數(shù)．

圖10 干工況熱水側(cè)對流換熱系數(shù)關(guān)聯(lián)式Fig.10 Correlation expression for hot water side convection heat transfer coefficient

6 濕工況噴霧降溫特性

對于噴嘴類型及布置方式相同的情況，接觸系數(shù)可表示為式(6)的形式．由圖 11可以看出，空氣質(zhì)量流速 v ρ= 3 .6kg/(m2?s)時，隨著水汽比的增加，接觸系數(shù)增大，即隨著噴嘴背壓的增大，空氣在進(jìn)入板換前干球溫度不斷降低，實驗結(jié)果表明，空氣流量為15,552,m3/h、TF6×4噴嘴背壓達(dá)到0.55,MPa時，空氣接觸系數(shù)約為 1，達(dá)到冷卻極限(干球溫度降至入口空氣濕球溫度，且噴嘴背壓并非越大越好，而是存在一個最佳壓力值)．

圖11 接觸系數(shù)隨水汽比變化Fig.11 Contact coefficient vs spray water/air mass flow rate

由圖 12可以看出，在噴嘴背壓為 0.55,MPa時，隨著空氣流量的增大(1,555.2～25,000,m3/h)，η/μ3.56指數(shù)上升．?dāng)M合得到接觸系數(shù)與空氣質(zhì)量流速和水汽比的關(guān)聯(lián)式為

圖12 空氣質(zhì)量流速對接觸系數(shù)的影響Fig.12 Contact coefficient vs air mass velocity

7 實驗誤差分析

對板式空冷器空氣側(cè)換熱量aQ進(jìn)行誤差分析.空氣側(cè)換熱量aQ為

式中：aV為空氣體積流量；aρ為干空氣密度．則空冷器空氣側(cè)的最大相對誤差為

空氣側(cè)換熱量 Qa的最大相對誤差EQa為3項最大相對誤差之和，即焓差的最大相對誤差δΔ ha/Δ ha、干空氣密度的最大相對誤差δρa(bǔ)/ρa(bǔ)和空氣體積流量的最大相對誤差δVa/Va之和．

任意選取某一計算工況為：室內(nèi)大氣壓力p0= 0 .1MPa(10512.3mmH2O)，室內(nèi)溫度 t0= 3 1.5℃，進(jìn)口空氣干球溫度t1= 3 5.1℃，濕球溫度 ts1= 2 8.1℃，出口干球溫度 t2= 4 2.2℃，濕球溫度 ts2= 3 8.7℃，取樣風(fēng)速為 6.1,m/s．可計算得到空氣側(cè)焓差的最大相對誤差為 E Δha=±4 .02%，干空氣密度的最大相對誤差為 Eρa(bǔ)= ±0.149%，濕空氣體積流量的最大相對誤差為EVa= ±0.78%．最后將3項誤差相加，得到空冷器空氣側(cè)的最大相對誤差為 EQa=±4 .949%．雖然未對水側(cè)換熱器進(jìn)行精度分析，但根據(jù)實驗結(jié)果，如果空氣側(cè)與水側(cè)換熱量的熱平衡偏差均符合所規(guī)定的±5%的范圍內(nèi)，可以認(rèn)為空冷器水側(cè)的換熱量的測量也具有與空氣側(cè)換熱量測量相當(dāng)?shù)木龋?/p>

通過對空氣側(cè)換熱量精度的分析，證明本實驗裝置和實驗方法是可靠的，實驗結(jié)果能滿足工程應(yīng)用的要求．

8 結(jié) 論

(1) 實驗結(jié)果表明，在空氣冷卻效果及熱水冷卻效果方面，布置方式 500,mm×500,mm 均優(yōu)于725,mm×725,mm 及 500,mm×725,mm，選定500,mm×500,mm為更優(yōu)布置方式．

(2) 在500,mm×500,mm布置方式及TF6噴嘴噴淋下，得到了波紋板式空冷器阻力降關(guān)聯(lián)式和換熱系數(shù)關(guān)聯(lián)式，為板式空冷器阻力設(shè)計與熱工設(shè)計提供了依據(jù)．

(3) 實驗結(jié)果表明，噴霧一方面降低了入口空氣的干球溫度，加大了板換的對數(shù)平均溫差；另一方面，未完全蒸發(fā)的水滴在板換內(nèi)部繼續(xù)蒸發(fā)吸熱，大幅度提高了空氣側(cè)的換熱系數(shù)，并且沒有堵塞空氣側(cè)流道，導(dǎo)致空氣流通截面變小、空氣阻力增大．在相同風(fēng)量的情況下，濕工況空氣側(cè)對流換熱系數(shù)較干工況有顯著提高，在空氣側(cè)達(dá)到充分湍流后，對流換熱系數(shù)約為干工況的 8～10倍；在未達(dá)到充分湍流時，對流換熱系數(shù)可達(dá)到干工況的8～16倍．

(4) 通過對 TF6噴嘴噴霧降溫特性的研究，擬合得到了接觸系數(shù)與空氣質(zhì)量流速和水汽比關(guān)聯(lián)式.

(5) 空氣側(cè)換熱量的最大相對誤差為 3項最大相對誤差之和，即焓差的最大相對誤差、干空氣密度的,最大相對誤差和空氣體積流量的最大相對誤差之和．任意選取某一計算工況，空氣側(cè)焓差的最大相對誤差為4.949±%．

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