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加导流条的间接蒸发冷却器性能实验研究点击：2076 日期：[ 2014-04-26 21:53:22 ] |
| 加导流条的间接蒸发冷却器性能实验研究 赵振生1,任承钦1,曾 阳1,涂 敏2,王华辉3 (湖南大学1.机械与运载工程学院; 2.土木工程学院,湖南长沙 410082;3.机械工业部第四设计研究院,河南洛阳 471000) 摘要:通过正交实验方法,对一台加有正弦型波纹导流条的板式换热器性能进行了研究。实验发现,阻力的实验结果大于层流的理论计算结果;随着二次空气与一次空气流量比的增加,干工况的换热器效能降低,湿工况的换热器效能增加。导流条的应用增加了流动阻力,对换热的作用具有两面性:一方面因扰动而强化换热,另一方面也可能因导流条波谷处的固定漩涡而阻碍换热。由于壁面非均匀润湿的原因,湿工况的换热器效能不增反降,因此提高换热器润湿率是提高间接蒸发冷却换热器性能的重要措施。 关键词:间接蒸发冷却;板式换热器;换热效率;阻力特性 中图分类号:TQ 021. 3 文献标识码:A 文章编号:1005-9954(2010)06-0031-04 随着经济发展,全球能源日益紧缺,环境问题也越来越突出,使得节能环保型空调技术的研发具有非常重要的意义。间接蒸发冷却技术无污染,节能效果显著,可使用的地域广,在一定条件下,可达到较好的制冷效果。因此,蒸发冷却技术是一种拥有广阔应用前景的空调技术。 Watt等[1]和Pescod[2]均提出了回热式间接蒸发冷却器技术,其中Pescod提出使用叉流板式换热器,将间接蒸发冷却后约一半的空气返回湿通道。Pescod[2-3]还开发出了一种以铜丝扰流的叉流板式换热器,Maclain-cross等[4]对回热式间接蒸发冷却器进行了理论分析,计算表明可使湿空气温度降低到湿球温度以下,传热单元数较大时,可将一次空气冷却至接近露点温度, Erens等[5]讨论了几种蒸发冷却空调系统的布置情况,任承钦[6]对六边形准逆流板式换热器做了深入研究, Lin等[7]对湿空气横掠扁平矩形肋片通道时产生冷凝的情况进行了实验研究,通过对比发现了湿肋的换热效率要低于干肋效率,Peterson等[8]对一个用于新风预冷的板式间接蒸发冷却器进行了性能测试。 文章对一种带导流条的换热器在各种工况下的实际性能做了测试,主要讨论该换热器在干湿工况下的阻力特性及换热效率的影响因素,可以作为换热器优化设计的参考。 1·实验介绍 实验中的换热器是由普通板式换热器在每个流道中加入正弦型波纹导流条构成的,如图1和图2所示。换热器尺寸为400 mm×400 mm×230 mm,一次空气与二次空气各有30个通道,单个通道宽度为3 mm,每个通道中各有8根导流条,正弦型波纹导流条几何尺寸为波长45 mm,波幅5 mm及断面3 mm×3 mm。导流条在流道中被不锈钢换热板夹紧,二次空气与水在二次空气通道中进行热质交换,同时通过换热板与一次通道侧进行热交换。 如图3所示,实验台主要由一次风主风道、二次风道、回风道以及水平支管组成,其中,一次风道、二次风道、水平支管上安装了肋管式电加热器、整流格栅及风阀,便于计算空气流量并稳定空气流态。二次通道中所喷淋的水是循环水,循环水管上装有流量计,二次风由次风机抽吸出来,排往大气。换热器芯体装在主风管与二次风管相联处,由于喷水为循环水,运行稳定时可视为进出口的水温相等。 实验在测定温度时,选用了12个Pt100热电阻,并用型号为HR-WP-D809-00-B智能巡检仪显示数据,测量精度为±2%。水的流量测量采用型号为2021-FGS-1C-3. 5B的流量计测量,测量精度为±2%。使用Dwyer605-2型号的压差计测量进出口空气的压差,测量精度为±0. 5%。 2·数据整理 2.1换热器效能的计算 根据文献[9],采用以下公式来计算换热器的换热效能: 干工况时,二次空气流量小于一次空气,所以二次空气热容量较小,采用式(2)。在湿工况时,二次空气侧为热容量较大的一侧,效率计算时采用式(1)。 2.2 雷诺数Re与摩擦阻力系数f的关系讨论 本文根据文献[10]给出的公式计算层流的理论摩擦阻力系数: 3·阻力特性分析 实验中换热器的通道高宽比较大,沿程阻力系数的理论值采用式(3)计算,α值为0. 092 6。 由图4可知,在换热器中,随着雷诺数的增加,摩擦系数先呈下降趋势,呈现层流特征,实验的摩擦阻力系数比理论计算的结果要大,二者之差在0. 06到0.07之间。对比莫迪图,800—1 200应属于临界区的特点,之后,摩擦阻力系数随雷诺数的增加而缓慢减小,流态应属于紊流状态。与文献[11]中没有导流条的实验结果相比较,发现临界雷诺数提前,且摩擦阻力系数相对较大,这是因为与直通道相比,波纹状通道对空气的扰动作用较强,使得阻力系数增加。 换热器干、湿工况下二次空气阻力损失的对比如图5所示。在湿工况下,当二次空气流速较小时,实验数据点较为集中;当流速超过1. 5 m/s时,数据点的分散性则明显增大。这说明流速较大时,喷水对湿通道的阻力干扰也较大。湿工况的二次空气阻力远大于干工况,前者的通道阻力为干工况时的2.5—3倍。这可能与喷水量有着密切关系,当喷水量较大时,会产生较大的阻力,反之影响较小。 4·换热特性分析 在加导流条的换热器中,导流条的作用在于加强对空气的扰动,增加空气的对流换热。但同时又有可能在波谷处形成固定漩涡,对换热效率造成负面影响。 在干工况下,换热效率随着二次空气与一次空气流量比的增加而减小,最高可达到0. 9左右,对应流量比约为0. 35,见图6。此时流量比即可认为是二者的热容量之比,二者热容量之比越接近1,换热器效率便越低。 湿工况的换热效率随着流量比的增加而增加,最大可达到0. 7左右,对应的流量比为0. 8,见图7。如前所述,此时二次空气为热容量较大的流体,随着流量比的增加,热容量之比偏离1,换热效率得到提高。 干工况下,在二次空气较小时,换热效率较大,一次空气在各流量下所得到的换热效率差别不大,见图8。这是因为一次空气的相对流量较大,换热进行得比较充分。当二次空气增加到一定值时,一次空气的流量明显影响换热效率,此时,一次空气为大热容量流体,换热效率随着一次空气的增加而增加,随着二次空气的增加而降低。 图9中,在一次空气流量不变的情况下,换热效率随着二次空气流量的增加而增加,原因是二次空气的增加使二次流道侧的蒸发冷却效果更好,且二次空气流速增加可使换热板保持较低温度。在二次空气流量不变时,换热效率随着一次空气的增加而减小。在湿工况中,二次空气为热容量较大的流体,所以增加二次空气流量或减小一次空气流量都将导致热容量比减小,从而使换热效率增加。 5·结语 实验证明,换热器的实验摩擦阻力系数大于层流理论计算值,湿工况下通道阻力约为干工况阻力的2. 5—3倍;导流条的应用将增加流动阻力,对换热效率的影响具有双重性:既有可能通过扰流增强换热,也有可能因为波谷处的固定漩涡而阻碍换热;干湿工况的效率随流量比、流量的变化趋势相反,而且干工况下的换热效率大于喷水情况下的换热效率,原因可能是壁面润湿状况差。因此提高壁面润湿率是提高间接蒸发冷却器性能的重要措施。 参考文献:略 |
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