波纹板换热器
换热器选型
高效换热器
新闻动态
翅片管换热器蓄冷过程特性的实验研究点击：2062 日期：[ 2014-04-26 22:55:02 ] |
| 翅片管换热器蓄冷过程特性的实验研究 李玉春 （顺德职业技术学院， 广东 佛山 ５２８３００） 摘要：根据盘管在蓄冰期换热系数较低的情况， 提出采用翅片管做蓄冰换热器的方案，并以片距１２．７ ｍｍ的翅片管换热器进行了实验，得到了翅片管换热器蓄冷周期的制冷量变化规律、结冰界面的推进过程以及冰层厚度的分布情况， 对后续翅片管蓄冰槽的研究有参考意义。 关键词： 热工学； 蓄冷； 翅片管换热器； 实验研究 中图分类号： ＴＵ８３１．３＋７ 文献标志码： Ａ 文章编号： １６７３－７２３７（２００８）０６－０００７－０３ ０ 引言 冰蓄冷空调系统中， 蓄冰槽的换热性能至关重要，已成为蓄冷技术研究的重点之一。冷媒盘管直接蒸发式蓄冷槽中制冷剂与水直接换热， 没有二次传热损失，因而得到较为广泛的应用， 然而， 由于冰层热阻较大，导致换热性能并不好。杜艳利等［１］对直接蒸发内融冰式盘管进行了实验， 得出在蓄冷运行工况下， 传热系数为３０～４０ Ｗ／（ｍ２·Ｋ）。王丽娜等［２］对冰盘管的凝固过程进行了数值模拟， 建议以 Ｂｉ＜１５ 来选择管内对流换热系数ｈ和管径ｄ。周光辉等［３］对盘管不同密度布置下的蓄冷特性进行了研究，得到在３倍现有盘管布置密度下，低温取冷时间延长了 ６９％，取冷速率提高了 ９７％。杜恩杰等［４］认为，开放式蓄冰槽在停机时，极易出现空调末端冷水倒流，导致电磁阀、电动阀调节失效，因此，提出采用壳管式换热器做蓄冰槽的技术方案，并进行了相应的性能实验。周俊凯等［５］针对内融冰出水温度高，外融冰蓄冰率低的问题， 提出了内外融冰结合的取冷方式，并进行了相应性能实验。部分研究也以其他形式的蓄冰槽。李明海等［６］则针对航天器中的热泵系统，提出采用套管式换热器做为蓄冷制冰的换热装置，并进行了数值模拟。张华等［７］则对以聚乙烯为壳体材料的冰球进行了数值模拟，建议Ｂｉ＞１０００。 盘管直接蒸发式蓄冷槽在蓄冷阶段，随着结冰层不断增厚，其热阻也随之不断增大，因此，加大管外换热面积，减少冰层厚度是提高换热性能的关键， 单纯提高盘管密度会占据较多的蓄冰空间，致使ＩＰＦ过小，而管外加装翅片既可增大换热面积，又基本不减少蓄冰槽的有效蓄冰空间。因而以翅片管做蓄冷用换热器应是可选的技术方案之一。笔者已对管径为９．５２ ｍｍ， 管间距为２５．４ ｍｍ，平滑铝制翅片，片厚为０．２ ｍｍ 的翅片管换热器进行了实验研究， 并与规格、长度、布置相同的无翅片盘管进行实验对比，得到翅片管换热器蓄冷系统蓄冷周期平均制冷量（忽略漏热损失， 即蓄冷量）提高 １５．３％（水泵停止）， 蓄冰量高出２５．９％的效果。在蓄冷开始时，以折算成管外壁面积的传热系数的比值 Ｋ翅片管／Ｋ盘管在１．０ 附近，即强化效果不明显， 蓄冷中后期（１３５ ｍｉｎ）后，传热系数比开始逐渐增大，到蓄冷后期， 达到 ２．５２。本文将对翅片管换器蓄冷的过程特性进行研究。 １ 实验装置 实验样机配置如下： 压缩机：理论排气量为 １１× １０－６ｍ３／ｒ；频３０～１２０Ｈｚ（实验固定为 ８０ Ｈｚ）； 冷凝器： 内螺纹铜管 φ９．５２ ｍｍ×０．３２ ｍｍ； 冲缝铝制套片，片距 １．５ ｍｍ； 风量为 １４００ ｍ３／ｈ； 蒸发器： 铜管φ９．５２ ｍｍ×０．３５ ｍｍ，双排，管距２５．４ｍｍ，等边叉排布置，平滑铝制套片， 片距 １２．７ ｍｍ，蒸发器水平放置在蓄冰槽内。 节流机构： 电子膨胀阀， ０～５００ 脉冲。 蓄冰槽： 内胆、外壳均采用 Ｃｒ１８Ｎｉ９， 内胆、外壳间注入 ＥＰＳ 发泡， 厚度 ７５ ｍｍ。 图 １ 所示为实验装置示意图， 实验中， 采用电子膨胀阀调节制冷剂流量， 使蒸发器出口制冷剂保持１～２ ℃的过热度， 在涡轮流量计前、蒸发器出口各布置一个压力 － 温度测点， 蒸发器进口布置一压力测点。由于涡轮流量计具有一定的节流作用， 为确保制冷剂不因压降闪发引起流量测量误差， 流量计后装有视液镜， 只有视液镜中无气泡， 流量测量值才有效。温度测量采用镍铬 － 镍铝热电偶（Ｋ 型）共 ２３ 对， 其中风机盘管上布置 ４ 对， 测量风机盘管沿程的管温， 制冷系统布置 １９ 对， 主要测量系统的排气、回气、冷凝器中部盘管、节流前， 蒸发器中部、蒸发器出口温度， 在距翅片表面 １ ｍｍ 处以及距翅片表面 ６ ｍｍ 处共布置了 １２ 对以测量翅片间水温， 由于制冷剂铜管及风机盘管壁厚很薄， 因此， 采用锡钎焊工艺将热电偶钎焊在铜管上进行管壁温度测量见图 ２。 实验所用 Ｋ 型热电偶精度±０．１ ℃， 压力传感器精度 ０．５ 级， 涡轮流量计精度 ０．５ 级。涡轮流量计与蒸发器进口间管长不足 ０．５ ｍ， 管道外包保温橡胶， 故忽略此段热损失。根据节流前的压力、温度可得制冷剂入口焓值 ｈｉ， 根据出口的温度值、压力值， 可得出口焓ｈｏ， 再测得液态流量 Ｖ， 即可利用制冷剂焓差法可得制冷量 Ｑ ： Ｑ ＝ρＶ （ｈｏ－ｈｉ）／３．６ｌ （１） 式中： Ｑ 为制冷量， Ｗ； ρｌ为液态制冷量密度， ｋｇ／ｍ３； Ｖ 为流量所测流量， ｍ３／ｈ； ｈｉ、ｈｏ 为制冷剂蒸发器进出口处焓， ｋＪ／ｋｇ。 利用同一制冷系统， 将蒸发器采用风冷方式， 压缩机运转频率与蓄冷运行时频率相同， 在广东省制冷产品检验站（顺德站）内的高精度焓差室内进行对比测量， 测得制冷剂焓差法与空气焓差法所测制冷量相差＜５％， 故认为， 制冷剂焓差法在本实验中有效。蓄冷槽在实验工况下经测定， 漏热量 ＜５０ Ｗ， 故认为制冷量即为蓄冷量。 实验在广东省制冷产品检验站（顺德站）高精度焓差室内进行， 相关的数据采集与处理由焓差室数据采集与处理成套系统完成。 ２ 实验现象及分析 ２．１ 水的分层 实验共进行了两组蓄冷运行， 一组是水泵停止，一组是水泵运转（实测流量为 ４ Ｌ／ｍｉｎ， 蓄冰槽内水平断面流速为 ３．８×１０－４ ｍ／ｓ， 由于流速极缓， 故认为对管外换热没有影响）。两组的初始水温都为 １７．５ ℃。由图３ 可知， 水泵停止运转时， 蓄冰槽内的水出现了明显的分层现象， 在实验初始段， 蒸发器下面的水温较低，蒸发器上面的水温较高， 在 ３２ ｍｉｎ 左右时， 上面水温为 １１．７ ℃， 下面水温为 ７．９ ℃， 温差达到最大； 随后温差逐渐减少， 在 ５８ ｍｉｎ 左右， 二者出现交叉， 随后， 上面水温急剧下降， 而下面水温下降却极缓， 这是由于当水温低于 ４ ℃后， 低温水反而上浮所至， 蒸发器下面的水经下排盘管冷却后再经上排盘管冷却， 再浮到蒸发器上面， 因而水温急降， 而蒸发器下面的水刚好在 ４ ℃附近， 密度最高， 因而不再上浮流过蒸发器， 因而温度也就基本不变， 蒸发器上面水温到 ７３ ｍｉｎ 时，达到最低值 ０．４ ℃， 之后上升， 这是因为蒸发器上排盘管间及翅片间水温出现了一定的过冷（－１．３ ℃）之后，结冰水温恢复到 ０ ℃， 从而引起蒸发器上面 １０ ｍｍ 处水温的变化。 图 ３ 中还可见， 当水泵运转时， 蓄冰槽内的水温基本均匀， 制冷系统将蓄冷槽内所有的水基本同步冷却，因而消耗更多的制冷量， 蓄冰周期也较长， 为 １８０ ｍｉｎ，而水泵停止时， 由于无需对槽内所有的水同步冷却， 故而蓄冰周期仅为 １２８ ｍｉｎ。从图 ４ 可看出， 水泵运行时，瞬时制冷量较水泵停止时高， 可见水泵运转有利于提高蓄冰槽的蓄冷量。对瞬时制冷量计算可得水泵运行蓄冷量为 ５．７８ ｋＷ·ｈ， 而水泵停止时蓄冷量为 ３．８８ ｋＷ·ｈ。 ２．２ 结冰过程特性 实验中，无论水泵运行与否，蒸发器都是盘管流程的中后部最先结冰，这是因为制冷剂在管内蒸发时，在沿程方向上存在着压降，蒸发温度逐渐降低，同时，在沿程方向上，沸腾换热系数先增而后下降，换热系数引起换热温差（ｔｔｕｂ－ｔｅ）也会先减小再增大，综合上述结果，蒸发器沿程盘管壁温最低点出现蒸发器中部偏后的位置。 结冰（水泵运行时）过程的俯视（以 １／４ 流程处为观测点）（见图 ５）， 在 １２５ ｍｉｎ 时， 铜管表面出现一层薄冰，随着时间的推移， 翅片表面也开始结冰， 之后结冰界面开始向中心推进， 图 ６ 是 １４５ ｍｉｎ 时， 距管心 １２．７ ｍｍ冰层断面的分布， 冰层在铜管的中心高度附近最厚， 冰层厚度沿翅片在高度方向上逐渐递减， 到 １７５ｍｉｎ 时，冰层封闭了所有翅片间的孔隙。到 １８０ ｍｉｎ 时， 冰层基本已填平翅片间距中心处的凹坑。而铜管中心以下的冰层厚度分布因上排的阻碍而无法测量，蓄冰周期结束后，将蒸发器吊装出水面，可观察到，蒸发器下排结冰较上排略厚。其原因可能在于结冰界面在向中心推进过程中，蒸发器下排冰层附近自然对流受抑（冰层封闭后， 完全阻断自然对流）而成，由冰层的分布及变化过程可见，结冰初期，由于热量经由铜管传递的热阻小于热量经由翅片传递的热阻，因而，结冰主要发生在铜管（＜１３５ ｍｉｎ 时）上，随着铜管冰层厚度的增加，热阻增大，使得经由铜管传递的热流密度与经由翅片传递的热流密度相当，故铜管与翅片的冰层厚基本同步增加（１４５～１６５ ｍｉｎ），以至后期形成近于圆孔状的结冰界面。１７５ ｍｉｎ 后， 冰层封闭搭接，热量主要从翅片末端段（末端段冰层薄，热阻小）传递，故凹坑被快速填平。 上述翅片管的蓄冰过程特性可以很好地解释翅片管与盘管的传热系数比的变化规律见图 ７，由于在蓄冷初期，管外换热表面无冰或冰层很薄，因而，热阻较小，因为翅片表面的传热系数较高（水的自然对流在 ２００～１０００ Ｗ／（ｍ２·Ｋ）［８］），因而肋效率较低，从而使翅片管的强化作用不明显； 而管外冰层较厚时，管外换热表面的热阻增大，虽然管外壁及翅片表面传热系数下降，但肋效率的增加部分抵消了传热系数的下降，因而总体传热效果并未大幅下降，而无翅盘管则因冰层热阻的增大而使换热效果急剧下降。图中虚线处是由于蓄冷末期，冰层将水温测点覆盖，引起水温失真，故此段数据无效。 本实验中，冰层厚度较薄，如若加大管间距及翅间距，翅片管的优势会更加明显。水泵停止时，结冰过程、冰层变化与水泵运行基本相同，只是蓄冷周期、结冰时间较长。 ３ 结语 （１）针对片距为 １２．７ ｍｍ 的翅片管换热器，进行相关的蓄冷实验， 揭示了其蓄冷周期的制冷量变化规律，结冰界面的推进过程， 冰层厚度的分布情况。 （２）翅片管换热器在蓄冷周期内，传热系数比较稳定，不会出现因冰层加厚而使传热恶化的现象。 参考文献： ［１］杜艳利，何世辉，肖睿，等．直接蒸发内融式冰蓄冷空调的蓄冷和释冷特性［Ｊ］．制冷学报，２００７，２８（３）：３５－３９． ［２］王丽娜，杨历，杨小静．冰盘管凝固过程传热特性的理论研究［Ｊ］．河北工业大学学报，２００７，３６（３）：２５－２９． ［３］周光辉，杨晓明，许肖飞．冰盘管密度对取冷速率影响的实验研究［Ｊ］．低温与超导，２００７，３５（２）：６６－６８． ［４］杜恩杰，吕晓艳，石文星，等．壳管式蓄冰槽蓄冷特性的试验研究［Ｊ］．流体机械，２００４，３２（１０）：４３－４６，６４． ［５］周俊凯，周伟坤，陈国邦．内外融冰技术相结合的蓄冷方式研究［Ｊ］．低温与超导，２００３，３１（３）：６１－６３． ［６］李明海，任建勋，梁新刚，等．微重力下套管式蓄冰器的充释冷特性分析［Ｊ］．工程热物理学报，２００２，２３（Ｓｌ）：１６７－１７０． ［７］张华，孙毅刚．冰球结冰蓄冷过程的研究［Ｊ］．流体机械，１９９９，２７（１０）：４７－４９． ［８］杨世铭．传热学［Ｍ］．北京：高等教育出版社，１９８７． |
| 上一篇：地下水流动对地下埋管换热器影响的实验研究 | 下一篇：当代MoMA工程热泵空调系统埋地换热器施工技术 |