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热回收型热管式间接蒸发冷却器的传热传质机理及优化设计点击：2203 日期：[ 2014-04-26 21:35:45 ] |
| 热回收型热管式间接蒸发冷却器的传热传质机理及优化设计 吴生 黄翔 武俊梅 (西安工程大学,西安710048 ) [摘要]本文分析了热管式间接蒸发冷却器的传热传质机理。运用能量守恒定律及传热学的研究方法,对热管间接蒸发冷却器进行传热传质实验研究,并根据运行参数对冷却效率的影响,提出了增强换热传质,提高换热效率E的方法,为优化设计热管间接蒸发冷却器提供了理论与技术依据。 [关键词]热管式,间接蒸发冷却,传热传质,优化设计 [中图分类号] TU831; TQ051; TQ025 [文献标识码] A 文章编号: ISSN1005-9180 (2009) 01-0007-06 1 引言 间接蒸发冷却技术主要利用自然环境空气中的干球温度与露点温度之差取得冷量,从而造成或扩大传热温差的特殊的空气-空气换热器。它是一种被动式供冷技术,最大的优点是可以利用低品位能量去完成机械制冷系统中必须用高品位能量才能完成的工作。可见间接蒸发冷却器是蒸发冷却空调的核心装置,蒸发冷却技术的发展依赖于间接蒸发冷却技术的突破与进展。开发用于间接蒸发冷却的低成本高效换热器,优化间接蒸发冷却器的结构尺寸,是今后需要重点主攻的研究方向之一。 目前间接蒸发冷却器的主要形式有板式和管式两种。板式间接蒸发冷却器虽然结构紧凑,换热效率高,但由于流道狭窄容易堵塞,导致流动阻力增大,能耗增加,换热效率降低。管式间接蒸发冷却器一般由一组或多组壁厚为0·0015~0·002m,管径为0·016~0·025m[1]的管芯组成,管外可包有吸水性能良好的纤维织物薄套。管式间接蒸发冷却器具有布水均匀,容易形成稳定水膜,有利于蒸发冷却的进行;流道较宽不会产生堵塞,因而流动阻力小;但体积较庞大。因此,我们在多年研究和应用蒸发冷却技术的基础上,结合热管技术的特点,设计出热回收型热管式间接蒸发冷却器,并对其进行了理论研究分析,为提高热管式间接蒸发冷却器的换热效率E,优化换热器结构设计提供了科学依据。 2 平置吸液芯热管式间接蒸发冷却器的传热传质机理 本文研究的是平置吸液芯热管式换热器,见图1。热管水平放置,当氨蒸汽在冷凝段放热,氨蒸汽液化,依靠吸液芯的毛细作用将冷凝液输送到蒸发段,氨液在蒸发段吸热汽化,蒸发段压力增大,氨蒸汽在压力的作用下输送到冷凝段,维持管内工质的连续循环。由于本文采用的是吸液芯热管,冬夏季冷凝段、蒸发段自行转换,非常适合全年性能量回收的场合。 本文将热管技术与蒸发冷却技术相结合,热管式换热器冬季不仅是高效的热回收装置,夏季又可作为间接蒸发冷却器。因此,我们主要分析夏季在热管冷凝段喷淋时的传热传质机理过程。平置吸液芯热管式间接蒸发冷却器(图1b)分为蒸发段(冷端)和冷凝段(热端),中间被隔板分开。氨蒸汽通过在冷凝段放热液化释放热量,通过管壁将热量传递给水膜,水膜再与饱和空气边界层进行热量交换和质传递,最后二次空气与饱和空气边界层进行热量交换,并将热量带出室外。 在热管冷凝段喷淋循环水,热管管壁上形成水膜,由于水分子的无规则运动,在紧靠水膜处存在一个温度等于水温的饱和空气边界层,相对湿度为100%。因此,二次空气与水膜之间的热质交换相当于二次空气与饱和空气边界层之间的热质交换,同时发生显热交换和潜热交换,即二次空气干球温度变化时,湿球温度也发生变化。尤其在相界面上由于水分蒸发产生的相变改变了一、二次空气的热传递特性,使热管式间接蒸发冷却器既区别于一般的气—气换热器,又不同于冷却塔的绝热蒸发过程。 二次空气与水在冷凝段发生的热湿交换过程比较复杂,通过传热学知识分析,空气和水膜是在温差和水蒸汽分压差的共同作用下,即在焓差的推动下进行热湿交换,大致过程如图2中的N→N′过程,具体表现为等焓加湿和等湿升温两个过程的复合。二次空气干球温度降低,湿球温度升高,含湿量增大,但排风的焓值总体是增加的。说明二次空气不仅有显热交换,也存在部分的潜热交换。而一次空气在蒸发段管外横掠管束流过,与热管内的工质进行热交换,等湿冷却过程如图3[2-6]所示。 另外,热管式间接蒸发冷却器具有无需外部动力来促使流体循环,较常规换热器更安全、可靠,可长期连续运行,且冷热段结构位置布置灵活,具有传热效率高,结构紧凑,流动阻力小,节能效果显著的特点[7]。从流动阻力、制造成本、结构紧凑性、维护性能等综合考虑,热管式换热器有较好的综合性能。热管工作时,由于热管内部传热靠相变潜热,因此蒸发段与冷凝段空气温差较小的应用领域中有其优势。 3 热管式间接蒸发冷却器的传热传质模型 本文运用能量守恒定律与传热学相关知识分析热管式间接蒸发冷却器热质交换过程,总体上可分为三部分:一次空气侧的传热过程;二次空气与水膜湿表面间同时发生传热传质的交换过程;一次空气侧与二次空气侧之间的能量平衡。并有以下假设[8,9]: (1)系统无散热损失,该换热器中整个热质交换过程为一稳态过程。 (2)一次空气侧的传热面表面温度均匀分布。 (3)二次空气通道内湿表面温度也是均匀的,二次空气-水相界面的温度和焓值相对稳定。 (4)空调工况下,水蒸汽在空气中扩散时,Le近似等于1。 (5)忽略热管中蒸发段和冷凝段轴向上的温度梯,并且其他参数在热管轴向方向上分布均匀。由于气体和液体之间的热量传递和质量传递关系非常复杂,根据以上假设,我们重点分析热管式间接蒸发冷却器在冷凝段的热质交换过程如图4所示。 3·1 一次空气在蒸发段的热交换 一次空气侧只发生显热交换,在热管蒸发段上取微元面积dA。热交换量为: dQ =α1(tw- ts)dA=-G1C d tw kW (1)3·2 二次空气在冷凝段的热交换在热管冷凝段上取微元面积dA,其显热交换量Qx为: dQx=α2(t2- tb)dA kW (2) 潜热交换量Qq为:dQq= rdW kW (3) 湿量交换为:dW=σ2(d2-db)dA kg/s (4) 将公式(4)代入公式(3)可得: dQq= rσ2(d2-db)dA kW (5) 冷凝段总换热量为: dQ = dQx+dQq=α2(t2- tb)dA+rσ2(d2-db)dA kW (6) 由于Cp=α2σ2,α2= Cpσ2代入(2-6)可得 dQ =σ2[Cp(t2-tb)+r(d2-db)]dA kW(7) 湿空气比热:Cp=1·01+1·84d2,r =2500+1·84tb代入上式整理可得: dQ =σ2(i2- ib)dA kW (8) 由式(8)可知,二次空气和水膜的换热量可用二次空气的焓值变化来表示,而对于湿空气焓值,在忽略液体热时,则可用该空气状态下湿球温度的单值函数表示,即 h =f(tNS)(9) 也就是说将二次空气的焓值变化反映在二次空气湿球温度变化上。由于二次空气侧壁面形成的水膜非常薄,在工程应用中,完全可以忽略液体膜内对流换热的影响。二次空气与湿壁之间的换热方程为: 4 热管式间接蒸发冷却器的工作过程 热管式间接蒸发冷却器的冷却效率除了本身的结构参数如管径大小、翅片间距、翅片高度、管间距、管排数、布水装置的均匀布水等决定外,另一方面一次空气与二次空气温度差、风量比以及喷淋水温等都对其有很大的影响。因此,在结构一定的情况下,研究运行参数对冷却效率的影响,对热管间接蒸发冷却器的高效运行具重要意义。 由图5可看出,E随β的增大而减少,当一次空气风量一定时,提高二次空气风量对冷却器冷却效率有较大的影响。当二次空气风量增大时,加大了对相界面的扰动,同时将湿度增加了的空气及时带走,提高了换热系数,对冷却效率E的提高有积极作用[9]。通过实验得出二次空气、一次空气最佳风量比为0·8。 5 热管式间接蒸发冷却器的结构优化设计 通过大量的实验发现,热管式间接蒸发冷却器的均匀布水装置对其冷却效率也具有较大的影响,所以本文通过对热管间接蒸发冷却器进行的优化结构设计,间接蒸发冷却器布水装置优化设计的指导思想有两个方面:一是实现换热器水平断面的均匀布水,二是保证水滴均匀沉降[10]。因此本文对热管式间接蒸发冷却器布水装置结构的优化与改进措施主要包括:热管冷凝段顶部喷淋(二维布水方式)、加装二次网格布水方式、最佳喷淋水量的确定、喷嘴型式的选取等,以改进布水器空间布水的均匀性,增加换热器表面润湿系数,提高管式间接蒸发冷却器的热质交换效率。 本文根据冷却塔滴淋式布水装置和填料塔液体再分布器的启发,在热管式间接蒸发冷却器的均匀布水中提出二次布水的概念,并且用多层金属网格实现,使其换热效率高于常见的滴管式布水器,且布水更为均匀。图6为加装二次布水网格的管式间接蒸发冷却器示意图。布水装置喷水降落到二次布水网格后,由于丝网的分割效应及均匀作用,将水滴分散成粒径不同的细小水滴,避免液滴集中成水流;其次是网格间液滴与气流同样存在热质交换,增加了对流传热传质的效果;另外二次布水网格可以起到匀流的作用。 另外,本文采用在热管冷凝段顶部喷淋(二维布水方式)的方式雾化水滴,这种方式要比湿膜的方式更有利二次空气在热管换热器冷凝段的蒸发吸热过程。二次空气在冷凝段把喷淋的水雾处理无限接近二次空气的湿球温度,水膜与热管内的氨蒸汽进行显热交换,还存在一部分潜热交换,氨蒸汽发生相变,水膜将吸热蒸发。二次空气把与水膜蒸发的潜热和显热带出室外。与二次空气进入热管换热器先被湿膜绝热加湿的换热过程是不一样的。在二次空气进入热管换热器之前设置一加湿装置,原理同绝热加湿,经加湿后,虽然排风侧的温度降低,但这种方式则在热管冷凝器的冷凝段不存在水膜蒸发这部分潜热。 6 结论 本文从热管式间接蒸发冷却器的传热传质基本原理出发,建立了传热传质的数学模型。分析了热管式间接蒸发冷却器冷凝段喷淋热量交换的机理过程,指出热管式间接蒸发冷却器作为蒸发冷却器时,冷凝段的二次空气不仅有显热交换,还有潜热交换,并通过焓湿图表现出二次空气干球温度降低,湿球温度升高,含湿量增大,但排风的焓值总体是增加的。 另外,本文分析了热管式间接蒸发冷却器冷却效率的影响因素,提出了优化设计热管式间接蒸发冷却器的方法以及方案。并通过实验得出二次空气、一次空气风量比为0·8时冷却效率最高。 7·参考文献 [1]黄翔,王玉刚等·管式间接蒸发冷却器工作原理与试验研究[J]·棉纺织技术, 2007, 35 (4) 200-2004 [2]王晓杰,黄翔等·一种新型热管间接蒸发冷却器的分析[J]·流体机械,2004, 32 (12): 72-74 [3]郑久军,黄翔,王晓杰,等·热管式间接蒸发冷却空调系统的探讨[J]·制冷空调与电力机械, 2006, 27(5): 14-17 [4]郑久军,黄翔等·炎热干旱地区一种节能空调系统的初讨[J]·中国勘察设计, 2006 (5): 18-21 [5] Huang X,Zheng J J,Wang X J,et al·The energy conservationanalysis of the heat pipe indirect evaporative cooling air condi-tioning system used in the building[C]·The 4th InternationalWorkshop on Energy and Environment of Residential Build-ings,2007 [6]Huang X,Zheng J J,Wu JM,et al·Study on direct/indirect e-vaporative cooling air-conditioning system with heat recoveryadopting heat pipe [C]·The 22nd IIR International Congress ofRefrigeration,2007 [7]庄骏,张红·热管技术及其工程应用[M]·北京:化学工业出版社, 2004 [8]屈元,黄翔·间接蒸发冷却器热工计算数学模型及验证[J]·流体机械, 2004, 32 (11): 50-53 [9]王晓杰·热管式间接蒸发冷却器的理论分析与实验研究[D]·西安工程大学硕士学位论文, 2005 [10]黄翔,周斌等·管式间接蒸发冷却器均匀布水的实验研究[J]·暖通空调, 2006, 36 (12): 48-52 [11]陈洁等·空调排风能量回收用热管换热器其的优化设计[J]·制冷与空调, 2007, 7 (3): 44-47 [12]李胜,王如竹等·热管理器的优化分析与设计[J]·工程热物力学报, 2008, 29 (9): 1581-1584 主要符号表 α1—一次空气侧对流换热系数, W/m2·℃ ts—水温度,℃ α2—二次空气与水膜表面的显热交换系数, W/m2·℃ tb—边界层的空气温度,℃ σ2—为二次空气与水表面湿交换系数, kg/ (m2·s) db—边界层的含湿量, kg/kg Cp—二次空气湿空气的定压比热, kJ/kg·℃ Csw—以空气湿球温度定义的空气定压比热, kJ/kg·℃; αs—二次空气与湿壁相界面上以湿球温度为基准的换热系数, W/m2·℃ tw—一次空气在dA处的干球温度,℃ C—干空气定压比热, kJ/kg·℃ t2—二次空气干球温度,℃ r—温度为tb时水的汽化潜热, J/kg d2—二次空气的含湿量, kg/kg i2—二次空气焓值, kJ/kg ib—边界层空气焓值, kJ/kg tNS—二次空气在dA处的湿球温度,℃ |
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