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管式蒸发冷却器的优化设计点击：2074 日期：[ 2014-04-26 21:35:50 ] |
| 管式蒸发冷却器的优化设计 刘乃玲1,陈伟1,邵东岳1,刘英杰1,孙连鑫2 (1.山东建筑大学热能工程学院山东济南250101;2.济南长城空调公司,山东济南250021) 摘要:管式蒸发冷却器在空调、化工、石油等行业中有着广泛的应用。本文首先根据最优化方法建立了管式蒸发冷却器优化设计的数学模型,并分析了约束条件的确定、优化变量的选取及模型的求解方法。然后针对某一算例,利用该模型分析了结构参数对管式蒸发冷却器冷却性能的影响。根据优化设计的结果可知:换热器的长度、宽度以及管间距变化时,目标函数有时呈现振荡性变化的规律。结构参数的取值原则应综合考虑材料费用、运行能耗以及冷却器的冷却能力。优化设计的结果可以为管式蒸发冷却器的设计提供参考,达到节约初投资及降低能耗的目的。 关键词:管式蒸发冷却器;优化设计;结构参数 中图分类号:TK172;TK124 文献标识码:A 文章编号:1673-7644(2007)02-0122-04 0 引言 湿式冷却塔虽然冷却效果比较好,但是水污染的问题难以解决。闭式冷却塔则可以很好地解决这个问题,其主要部件是管式蒸发冷却器[1]。管式蒸发冷却器是一种常用的冷却设备,其实质是间接蒸发冷却技术与换热器的结合[2]。它的主要原理是喷淋水在盘管外壁上蒸发以冷却管内流体,并利用风机及时地把产生的水蒸汽带走,提高冷却效果。喷淋水部分被蒸发,其余被底盘收集,由循环水泵再送入喷嘴。在管式蒸发冷却器内,管内水不与空气直接接触,可以有效地防止尘土、杂物、细菌、可溶性固体等污染水体,解决了传统冷却水降温过程中的水质污染问题,提高了换热性能,并且能够延长系统各个设备的使用寿命[3]。管式蒸发冷却器也可用于闭式冷却塔中,在过渡季节与冷冻水切换,实现免费供冷[4]。管式蒸发冷却器除了用于空调系统外,在冶金、化工、石油等行业中也被大量使用。由于其自身的特点,管式蒸发冷却器若设计不合理,在使用过程中会增加初投资和运行费用,因此很有必要进行优化设计,从而达到经济节能的目的。所以如何对管式蒸发冷却器进行优化设计,使其在满足冷却要求的前提下,耗用材料最少,风机和循环水泵能耗最低已成为一个重要的研究课题。 1·优化模型的建立 本文所讨论的问题是给定换热量及其它限制条件,使得投资费用和运行费用最小。这是一个非线性约束规划问题,根据最优化方法[5]并结合换热器设计,可建立优化模型如下: 式中:obj为目标函数;cost为换热器的投资费用与运行费用;st为所受的约束条件;opt.var为选取的优化变量。 1.1 目标函数的建立 具体到管式蒸发冷却器,投资费用是换热器管材耗量与单位质量材料价格的乘积。在盘管的管壁厚度一定的情况下,换热器的管材耗量与换热面积成正比,因此本文以换热器的换热面积作为目标函数之一。运行费用指的是风机和循环水泵的能耗因此以风机和水泵需要克服的阻力损失作为另一个目标函数。 1.2 优化变量的选取 在换热器材料确定的情况下,影响换热器性能的主要因素有运行参数和结构参数[5]。本文主要分析运行参数确定的情况下,结构参数对换热器性能的影响。结构参数主要包括换热器的长度、宽度以及管间距等。 1.3 约束条件的确定 运行参数作为约束条件,主要包括以下几个方面: (1)换热量的限制 换热量的大小,将直接影响换热器的设计结果。换热量增加,则设备的投资费用和运行费用增加。 (2)气象条件的限制 影响水蒸发的主要因素是入口空气的相对湿度[4]。入口空气的相对湿度越小,水蒸发进行的程度就越强。本文以冷却塔的标准设计工况[7]下的干、湿球温度作为计算数据。 (3)换热器材料的限制 将换热器面积作为目标函数之一,前提是换热器材料已经确定。不同材料的导热系数不同,对换热效果也有一定的影响。理论上采用导热系数大的管材,有利于导热。但与其它热阻相比,导热热阻仅是其他单项热阻的1/5~1/20[8]。铜管和无缝钢管的导热系数比值约是2∶1,采用铜管对换热效果的改善不明显,并且铜的价格又远远高于钢的价格。因此一般管式蒸发冷却器中选择无缝钢管既可,这样可以大大降低成本。本文的算例中选用无缝钢管进行分析,其导热系数为=45W/(m·K)。 (4)喷淋水密度和风机风量的限制 喷淋水密度按照换热器单位宽度上的喷淋水量来确定,为了使水很好地湿润盘管外表面,一般取单位宽度上的喷淋水量为100kg/(m·h)以上[9],本文取下限值即100 kg/(m·h)进行分析。风机风量根据经验取冷却水当量的1.5倍。 (5)换热盘管管径的限制 在管内水流量一定时,流速由盘管管径确定。根据努谢尔特准则和雷诺准则,管内壁界膜换热系数与管内流速有关。所以,盘管管径对换热效果有影响。文献[10]推荐管内流速为0.975~1.59m/s,在设计换热器时据此选择盘管管径。 1.4 优化模型的求解方法 根据所建立的优化模型并结合文献[5],采用枚举法求解。因为枚举法能逐个列举所有的可行解及目标函数值,为计算结果分析和处理提供大量信息。本文为了简化计算过程并保证计算结果准确可靠,利用MATLAB编制了优化设计的计算程序。 2·算例分析 根据本文所建立的优化模型,以下对优化结果进行分析和评价。现以某一管式蒸发冷却器在给定运行参数条件下,分析结构参数对目标函数的影响规律。 2.1 目标函数 根据前面的分析,目标函数有两个:换热器面积最小,风机及水泵需要克服的阻力损失最小。 2.1.1 换热器面积最小 式中:S为换热器的面积,m2;B为换热器的宽度,m;L为换热器的长度,m;z为换热器的高度,m;Pt为换热器盘管的管间距,m;D0为换热器盘管的外径,m。 在确定换热器的面积时,只要给定换热器的长度和宽度即可求出高度。 2.1.2 风机和水泵需要克服的阻力损失最小 min(P) = min(P1+P2) = minf(N1,N2,ηf,,ηs,Γ,vm) (3) 式中:P1为风机需要克服的阻力损失,mmH2O;P2为水泵需要克服的阻力损失,mmH2O;Γ为喷淋水密度,kg/(m·h);ηf为风机的效率;ηs为循环水泵的效率;vm为蒸发冷却器中空气的迎面风速,m/s;N1为每排管管数;N2为管排数。 可由换热器宽度和管间距求出N1。高度确定之后,可求出N2,并且高度增加,N2增加。ηf、ηs可查阅相关的技术资料。vm可以由风机风量及换热器的长度和宽度确定。 2.2 优化变量 根据上文所做的分析,取换热器的长度、宽度、管间距作为优化变量。管式蒸发冷却器的结构如图1所示。其中,长度包括弯头部分,宽度包括管间距,盘管的排列方式为叉排,这样可以使喷淋水充分湿润管外表面,并且结构紧凑,管间距用Pt表示,如图2所示。 2.3 约束条件 管内冷却水的热量变化为Q=WC(T1-T2)。其中,Q为换热量,kW;W为冷却水流量,kg/s;C为水的比热,kJ/(kg·℃);T1为冷却水入口温度,℃;T2为冷却水出口温度,℃。 本算例取冷却水的流量为W=100t/h;运行参数为冷却塔的标准设计工况,即冷却水的入口温度为37℃,出口温度为32℃,空气入口处的干球温度为t=31.5℃,湿球温度为ts=28℃;管材采用无缝钢管,其导热系数为λ=45W/(m·K);单位宽度的喷淋水密度为100kg/(m·h);风机风量150 t/h;冷却盘管的外径为0.021m,内径为0.019m。 3·结构参数的敏感性分析 为了使设计出的换热器既满足换热要求又节省材料、降低能耗,要具体分析各个结构参数的影响。在保证运行参数及其它结构参数不变的情况下,改变一个结构参数,来确定对换热器面积和风机及水泵要克服的阻力损失的影响情况(以下简称为对面积和阻力损失的影响)。 3.1 换热器长度对面积和阻力损失的影响 根据大量试算的结果,先假定换热器的宽度为2. 2m,管间距为0. 042m,长度在3. 1~3. 8m之间变化时,得到不同的换热器面积和阻力损失如图3所示。从图3可以看出,换热器面积和阻力损失随长度的变化呈现振荡变化的规律。这是因为随着长度的增大,所需要的高度减小,管排数发生变化,由于管排数只能取整数,并且考虑到运行管理的方便,即让进出水口在同侧,本文将管排数取偶数。因此在管排数发生变化的那一点阻力损失和换热器面积出现拐点,并且出现了两个波谷。由图3还可以看出,随着长度增加,换热器面积总体呈现增加的趋势。所以要考虑选取最佳的换热器长度,使换热器面积较小的同时阻力损失也较小。在该算例中,长度应取面积和阻力损失都处在波谷的值,即3. 2m或3. 5m。最终长度是取3. 2m还是3. 5m,则要分析增加换热器面积或减少阻力损失哪个更为经济。经过综合分析制作材料的费用、运行能耗情况以及冷却器的冷却能力可知,长度取3. 2m比较合理。 3.2 换热器宽度对面积和阻力损失的影响 在换热器长度为3.2m,管间距为0.042m时,随着宽度增加,经过计算换热器高度减小,则管排数减小,所以阻力损失减小,这可以从图4中看出。随着宽度增加,换热器的面积出现振荡变化的规律,但总体呈现增加的趋势,而阻力损失呈现减小的趋势。所以要考虑选取最佳的换热器宽度,使换热器面积较小的同时阻力损失也较小。在该算例中,宽度取2.2m较为合理。 3.3 换热器管间距对面积和阻力损失的影响 下面分析不同的管间距对面积和阻力损失的影响。本算例取管间距为0.038m,0.040m,0.042m,0.044m,0.046m的情况进行分析比较。长度为3.2m、宽度为2.2m,阻力损失随管间距的变化情况如图5所示。从图5可以看出:当管间距增加时,阻力损失增加,这是由于管间距增加时换热器的高度需要增加所致;并且换热器的面积呈现振荡变化。由图5还可以看出,管间距为盘管外径的2倍即0.042m时,换热器面积和阻力损失综合达到最小。所以管间距应取盘管外径的2倍。 纵上所述,为了使100t/h的水从37℃冷却到32℃,若用内、外径分别为0.019m、0.021m的无缝钢管制作盘管,在标准设计工况下运行时,该蒸发冷却器优化设计的结果为:长度3.2m,宽度2.2m,管间距0.042m。 4·结论 由上面的分析可知,在运行参数一定的情况下,影响管式蒸发冷却器的主要因素为结构参数。综观全文,可以得到以下几点主要结论: (1)随着换热器长度的增加,其阻力损失和换热器面积都出现振荡变化的规律,这是由管排数变化引起的。长度的取值应综合考虑材料费用、运行能耗及冷却能力等因素。 (2)宽度增加时,阻力损失减小,换热器面积出现振荡并且总体呈现增加的趋势。宽度不应取较大的值,因为宽度过大使换热器面积明显增加,造成盘管初投资急剧增加。 (3)管间距增大时,换热器高度增大,阻力损失增大;换热器面积随管间距增大呈现振荡变化的规律。从变化趋势综合考虑,管间距一般取盘管外径的2倍。 (4)对于冷却100t/h水的管式蒸发冷却器,在标准设计工况下运行时,其优化设计的结果为:长度3.2m,宽度2.2m,管间距0.042m。 参考文献: [1]刘乃玲·冷却塔的冷却特性[J].山东建筑工程学院学院,2001,16(3):41-44. [2]章立新,蒋桂忠.国内冷却塔研究与开发中的主要问题探讨[J].能源研究与信息,2001,17(1):12-17. [3]刘乃玲.封闭式冷却塔用于免费供冷的经济性分析[D].上海:同济大学,1997. [4]Ala H, Kai S .Theoretical and computational analysis of closed wetcooling towers and its applications in cooling buildings, Energy andBuildings 2002(34):477-486. [5]薛覆中.工程最优化技术[M].天津:天津大学出版社,1998. [6]杨建坤,张旭,刘乃玲.板式间接蒸发冷却器的优化设计[J].制冷空调与电力机械,2004, 25(5):43-46. [7]GB7190.1-1997,玻璃纤维增强塑料冷却塔第1部分:中小型玻璃纤维增强塑料冷却塔[S]. [8]谭文胜,李子钧,项品义,等.密闭式冷却塔的优化设计[J].工业建设与设计,2006,(2):42-43. [9]尾花英朗(日).热交换器手册:下册[M].徐中权,译.北京:石油工业出版社,1987. [10]上海市能源领导小组节能办公室.实用节能手册[M].上海:上海科学技术出版社,1986. |
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