簡棄非 王紅根 李志明 張 勇

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蒸發(fā)式冷凝器凹凸型板片間傳熱特性試驗與理論分析

簡棄非1王紅根1李志明2張 勇2

（1.華南理工大學機械與汽車工程學院 廣州 510640；2.廣州市華德工業(yè)有限公司 廣州 510663）

對采用凹凸型板片的蒸發(fā)式冷凝器的傳熱與流阻特性進行了試驗分析，在此基礎上建立了三維模型，對其板片間的氣-液兩相流進行了模擬，分析了噴淋水量、入口空氣流速、板片間距和濕空氣狀態(tài)對換熱性能的影響，并將模擬結果與實驗對比驗證。結果表明：表面?zhèn)鳠嵯禂惦S噴淋密度增大而增大，噴淋密度大于0.12kg/(m2·s)后，板片表面間傳熱系數增長變緩；板片表面?zhèn)鳠嵯禂惦S入口空氣流速的增大和板片間距的減小而逐漸增大；濕空氣含濕量越低，換熱性能越好，干球溫度對換熱性能影響不顯著。

蒸發(fā)式冷凝器；凹凸板片；數值模擬；兩相流；表面?zhèn)鳠嵯禂?/p>

0 引言

蒸發(fā)式冷凝器作為一種高效能換熱設備，具有節(jié)水、節(jié)能、結構緊湊、不污染環(huán)境等優(yōu)點，在許多領域得到了廣泛的應用[1,2]。目前，國內外對蒸發(fā)式冷凝器的研究主要集中在管式蒸發(fā)式冷凝器上，而對板式蒸發(fā)式冷凝器的研究較少，且多為實驗研究[3]。蒸發(fā)式冷凝器在傳熱過程中，熱量首先從管內流體經壁面?zhèn)鬟f到噴淋水形成的水膜中，再經過水膜傳給空氣，從水膜向空氣的傳熱是以水的蒸發(fā)和冷卻兩種方式進行的。由文獻[4]可知，板式蒸發(fā)式冷凝器的熱阻主要集中在空氣和水膜側，因此本文以實驗蒸發(fā)冷凝式冷水機組為對象，建立了板式蒸發(fā)式冷凝器板片的三維模型，對其板束間氣-液兩相的流動進行了模擬計算，將其計算結果與實際的測試數據進行對比，在此基礎上重點分析了噴淋水量、入口空氣流速、板片間距、濕空氣狀態(tài)與表面?zhèn)鳠嵯禂档淖兓P系，闡述其中的原因，為板式蒸發(fā)式冷凝器的設計提供指導。

1 實驗裝置與方法

本次實驗的對象為某型蒸發(fā)冷凝式冷水機組。如圖1所示，該機組由結構支架、蒸發(fā)器、冷凝器、壓縮機、膨脹閥等組成，其中冷凝器由六個模塊組成，每個模塊包含兩個板片組。板式蒸發(fā)式冷凝器的工作原理如下所述，循環(huán)水泵將冷卻水從水槽輸送到冷凝板束的上方，由噴淋器噴灑在板束上形成水膜，水膜吸收制冷劑放出的熱量蒸發(fā)吸熱轉化成水蒸汽將冷凝器的熱量帶走，未蒸發(fā)的水回落到水槽。空氣在風機的驅動下快速流動，不斷將板束間的高溫高濕空氣帶走。在此過程中，當空氣溫度低于水膜溫度時，也會帶走部分熱量。板片結構如圖2所示，板片上的凹形結構一方面增加了流體擾動，一方面增大了換熱面積，起到了強化傳熱的作用。在板束間加裝了PVC填料，填料結構如圖3所示，填料有增加流體滯留時間、均勻布水、增加氣液流體接觸擾動的作用。實驗系統(tǒng)如圖4所示。

圖1 實驗機組

圖2 凹凸形板片

圖3 填料

圖4 實驗系統(tǒng)圖

本次測試用到的檢測設備有葉輪式風速儀、溫濕度儀和溫度采集器等。其中入口濕空氣的流速采用AVM-05葉輪風速儀手動測量，進出口濕空氣的干濕球溫度采用testo625溫濕度儀測量。如圖5即板片溫度測試圖，各個測溫點的溫度由K型熱電偶檢測，再通過數據采集器和專業(yè)軟件采集并記錄在計算機上。表1即為測量所得數據，表中數據皆為測試平均值。

圖5 溫度測試圖

2 建模與仿真

由于板式蒸發(fā)式冷凝器的熱阻主要集中在水膜和空氣側，因此建立了冷凝板片間水膜和空氣的氣-液兩相流計算模型。每個板片組由42個板片組成，板片高度為823mm，寬度為311mm，板間距為22mm，填料安置在兩板片的正中間，根據冷凝器結構的相似性和對稱性的特點，選取單個板片的結構單元作為研究對象，以此建立模型，如圖6所示，板片和填料之間即為數值計算區(qū)域。

表1 實驗數據表

圖6 模型

根據板片間氣液兩相流的特點，采用歐拉-拉格朗日方法進行計算，先對連續(xù)相進行求解，收斂后加入離散相進行耦合計算，得到最后結果。在建立物理模型時基于以下幾點假設：（1）濕空氣為連續(xù)相，其流動狀態(tài)為湍流；（2）噴淋水形成的水膜為離散相，由大量的液滴聚集而成；（3）忽略其輻射換熱；（4）忽略水垢和油膜的熱阻；（5）由于水蒸發(fā)量較小，忽略由水膜蒸發(fā)引起的濕空氣密度變化，并認為噴淋水流量恒定。

2.1 控制方程

2.1.1 連續(xù)相（濕空氣）

關于濕空氣的熱質交換、動量傳遞的方程可以寫成一個通用的形式[5-6]：

（1）

2.1.2 離散相（水）

液滴的熱平衡方程[5-6]寫成：

（2）

式中：M為液滴的質量，C為液滴的比熱容，T為液滴的溫度，為時間，為對流換熱系數，A為液滴的表面積，T為連續(xù)相空氣的溫度。

液滴的質量傳遞方程寫成：

式中：M為液滴的質量，為時間，為時間變化量，N為水蒸氣的摩爾通量，A為液滴的表面積，M為液滴組分的分子量。

2.2 網格劃分

本文在計算時采用了非結構網格，為了讓計算更加準確，對板片和填料相鄰區(qū)域的網格進行了加密。為了保證空氣在進出口充分發(fā)展，在建模時將空氣進口加長50mm，出口加長200mm。劃分完成后的網格如圖7所示，網格數量為169萬。

圖7 局部網格

2.3 計算方法

本次計算采用商業(yè)軟件Fluent進行數值仿真計算，計算連續(xù)相時湍流模型選用-模型，采用壓力-速度耦合的SIMPLE算法，所有項均采用二階迎風格式。計算水膜蒸發(fā)時選用離散相模型中的液滴蒸發(fā)模型。

2.4 邊界條件

本文研究中，邊界條件根據實驗實際情況設定，所需的初始值均由實驗實際測量或者由實驗數據計算得到。具體的計算邊界條件如下：

（1）在計算時，環(huán)境大氣壓力為101325Pa，重力加速度為9.8m/s2。

（2）濕空氣入口設置為速度入口，入口a、b、c的速度分別為1.13 m/s、1.78 m/s、2.05 m/s，溫度設置為300.09K，水的質量分數為1.845%。

（3）濕空氣出口設置為風機出口。

（4）板片定義為熱源面，熱流密度設置為4200W/m2，其余面設置成Fluent默認的wall邊界。

（5）加入離散相時采用面射流方式實現(xiàn)，每個板面平均水流量為0.0314kg/s，溫度為304.67K，水滴當量直徑設置為0.2mm。

2.5 模型驗證

經計算得出的出口平均干球溫度為32.20℃，出口平均濕球溫度為30.41℃，出口含濕量為27.22g/kg，與之相對應的實驗值分別為30.29℃、29.60℃、26.58g/kg，誤差分別為6.31%、2.74%、2.41%，仿真結果與實驗結果有較高的吻合度，驗證了模型的可靠性。

3 分析與討論

3.1 噴淋密度

噴淋密度即為單位時間內的噴淋水量與換熱面積的比值[7]。本次研究中取噴淋密度0.04-0.16kg/(m2·s)進行模擬，在其他條件相同的情況下進行求解。如圖8為表面?zhèn)鳠嵯禂蹬c噴淋密度的關系圖，從中可以看出，隨著噴淋密度的增大，表面?zhèn)鳠嵯禂涤?6.29W/(m2·K)增大到133.13W/(m2·K)，當噴淋密度大于0.12kg/(m2·s)后，表面?zhèn)鳠嵯禂档脑鲩L明顯變緩。當噴淋密度小時，板片壁面的潤濕不完全，不完全潤濕的壁面直接與空氣接觸換熱，因此換熱效果差；當噴淋密度增大到能夠潤濕壁面后，多余的水量并不會參與同板壁的換熱，且水膜熱阻隨之增大，因而對增強板壁的換熱效果作用不大，且容易造成水的飛濺，并增加了水泵的負荷。由此可見，噴淋水量選擇0.12kg/(m2·s)比較適宜。

圖8 噴淋密度和表面?zhèn)鳠嵯禂店P系圖

3.2 入口空氣流速

入口空氣的流速也是影響換熱性能的一個因素。由于濕空氣從上部、中部、下部三個方向進入，因此本文研究中分別對七組速度組合進行了模擬計算，不同速度組合如表2所示。從圖9可以看出，隨著入口空氣流速的增大，表面?zhèn)鳠嵯禂涤?8.71W/(m2·K)增大到107.86W/(m2·K)。當入口空氣流速較大時，加速了水膜表面水蒸氣分子的運動，促進了噴淋水的蒸發(fā)進程，強化了空氣和水膜之間的傳熱和傳質，而且高速運動的空氣可以及時將產生的高溫高濕空氣帶走，使空氣和水膜表面飽和空氣邊界層的水蒸氣分壓力差保持較高水平，從而進一步促進了水膜的蒸發(fā)。相對于自由表面降膜蒸發(fā)，其傳熱量可增加一個至幾個數量級[8]。因此在實際應用中，應適當提高入口空氣的流速，來提高蒸發(fā)式冷凝器的傳熱性能。

圖9 入口空氣流速與表面?zhèn)鳠嵯禂店P系圖

表2 模擬分析入口空氣流速影響時的不同工況

3.3 板片間距

板片間距是指相鄰兩板片之間的距離，本次研究中分別取板片間距12-42mm進行建模仿真，在其他條件相同的情況下進行計算。如圖10所示，隨著板片間距的增大，表面?zhèn)鳠嵯禂涤?00.99W/(m2·K)減小到88.20W/(m2·K)。一方面，當板片間距較小時，流道相對狹窄，空氣的湍動程度增強，受板片凹形結構影響而發(fā)生的擾動更加劇烈，從而促進了與水膜之間的熱質交換；另一方面，由于風機的風量是固定不變的，當板片間距較小時，空氣的流速更大，也會增強板片的換熱能力，原理前面已經述及。當板片間距增大后，空氣流速下降，湍動程度降低，表面?zhèn)鳠嵯禂狄搽S之下降。因此，板式蒸發(fā)式冷凝器應該選擇較小的板片間距，使其結構更加緊湊，實現(xiàn)節(jié)能節(jié)水還能“節(jié)地”的目的[9]。不過，當選擇較小的板片間距時，空氣流動損失大，增加了風機的功耗，所以在實際選擇時應該在考慮風機的風壓和能耗的前提下，選擇最適宜的板片間距。

圖10 板間距與表面?zhèn)鳠嵯禂店P系圖

3.4 濕空氣狀態(tài)

濕空氣的狀態(tài)確定于三個獨立的參數。當總壓力一定時，濕空氣的狀態(tài)可以用干球溫度、濕球溫度、相對濕度、含濕量、水蒸氣分壓力等不同參數表示，其中只有兩個是獨立變量，根據其中兩個參數即可求解其他參數[10]。因此本文在分析來流濕空氣狀態(tài)影響時，選擇干球溫度和含濕量兩個參數進行分析,分別對干球溫度24℃、27℃、30℃，含濕量范圍為4.5-18g/kg的濕空氣進行了計算。從圖11中可以看出，隨著含濕量的增大，表面?zhèn)鳠嵯禂到档?。當干球溫度?4℃時，表面?zhèn)鳠嵯禂涤?25.13W/(m2·K)下降到97.85W/(m2·K)；當干球溫度為27℃時，表面?zhèn)鳠嵯禂涤?24.59W/(m2·K)下降到97.22W/(m2·K)；當干球溫度為30℃時，表面?zhèn)鳠嵯禂涤?24.06W/(m2·K)下降到96.59W/(m2·K)。濕空氣的含濕量越低，水蒸氣分壓力越小，水膜與空氣間熱質交換的驅動力就越大，同時含濕量低的空氣具有更高的水蒸氣吸納能力，因此板片的換熱能力也越強，表面?zhèn)鳠嵯禂狄簿驮礁?。在圖11可以看出，干球溫度對換熱性能的影響不大，對于不同干球溫度但同一含濕量的濕空氣，表面?zhèn)鳠嵯禂底兓苄?。那是因為蒸發(fā)式冷凝器的傳熱過程是以潛熱交換為主的，因此干球溫度對表面?zhèn)鳠嵯禂档挠绊懖伙@著。

圖11 不同干球溫度下含濕量與表面?zhèn)鳠嵯禂档年P系

4 結論

本文通過建立板式蒸發(fā)式冷凝器的三維計算模型，對其板束間的氣-液兩相流進行模擬分析，得出以下結論：仿真計算結果與實際測試結果的吻合度較高，其中干球溫度、濕球溫度、含濕量的誤差分別為6.31%、2.74%、2.41%，驗證了計算模型的可靠性；表面?zhèn)鳠嵯禂惦S噴淋密度增大而增大，但增大到一定程度后增長變緩，對于特定結構存在最佳噴淋密度值，本文研究對象的最佳噴淋密度為0.12kg/(m2·s)；表面?zhèn)鳠嵯禂惦S入口空氣流速增大而增大，故應適當提高入口空氣流速；表面?zhèn)鳠嵯禂惦S板片間距的增大而減小，在選取板片間距時應在考慮風機風壓和功耗的前提下，盡量選擇較小的板片間距；干球溫度對換熱性能影響不顯著，含濕量越低，換熱性能越好，工作環(huán)境越干燥，對其越有利。

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Experiment and Theoretical Analysis of Heat Transfer Characteristics in Bump Plate of Evaporative Condenser

Jian Qifei1Wang Honggen1Li Zhiming2Zhang Yong2

( 1.School of mechanical＆Automotive Engineer, South China University of Technology, Guangzhou, 510640;2.Guangzhou Wide Industrial Co., Ltd, Guangzhou,510663 )

The heat transfer and flow resistance characteristics of evaporative condenser with bump plate were experimented and analyzed. Three-dimensional model was established and gas-liquid two-phase flow in the plate bundles was simulated based on the experiment to analyze the effect of water spray density, air flow rate, plate space and state of moist air on the plate heat transfer performance. The result of the simulation was compared with the experiment. Results show that: Surface heat transfer coefficient increased with the increase of spray density, but the increase became smaller when spray density was to 0.12kg/(m2·s). Surface heat transfer coefficient increased with the increase of air flow rate and the decrease of the plate space. The lower the humidity ratio is, the better the plate heat transfer performance is. The influence of dry bulb temperature on heat transfer performance was not significant.

evaporative condenser; bump plate; numerical simulation; two phase flow; surface heat transfer coefficient

1671-6612（2016）05-509-06

TB657.5

A

廣州市科技計劃項目（201508010045）

2015-07-02

作者（通訊作者）簡介：簡棄非（1963-），男，工學博士，教授，E-mail：tcjqf@scut.edu.cn