翅片管蒸发式冷凝器换热特性研究与结构优化

戴亚东,孙 红,冯 威,曹 勇

(1.江苏永昇空调有限公司,江苏 泰州 225300;2.陆装驻扬州地区军代室,江苏 扬州 225300)

0 引言

我国的水资源非常匮乏,人均水资源占有量仅为世界平均水平的四分之一[1],在工业领域中,工业冷却水占工业用水总量的70%以上,因此开发高效的冷却节水技术是工业用水的重点,也是缓解我国水危机的重要手段。在这种大背景下,蒸发式冷凝器凭借其高制冷性能、低耗水[2-4]能力的优点,在工业制冷系统中得到了越来越广泛的运用,并已成为有效循环利用冷却水的重要技术。国内外很多学者对蒸发式冷凝器进行了研究。

在结构设计方面,国内部分学者提出了蒸发式冷凝器不同的理论设计方法[5-10],如曲线相交法、温降法等,国外部分学者设计了各种新型蒸发式冷凝器,如磁盘旋转式蒸发式冷凝器、以内部挡板为空气预冷的蒸发冷凝器、水冷与蒸发冷相结合的新型蒸发式冷凝器等[11-17],并通过实验测试验证其换热性能。在喷淋特性与管型方面,主要是通过试验测试的方法研究了蒸发式冷凝器制冷量、能耗比等总体性能参数的变化规律,难以分析换热盘管间空气温度与水蒸气的分布规律,Yin[18]实验研究了几种不同管型对蒸发式冷凝器的影响。在他们的研究中,管的类型包括圆管、椭圆管和扭曲管。Li[19]评估了在低雷诺数下,对6排水平增强管束的降膜蒸发进行了实验研究,发现增强管拥有更好的热性能。何瑞[20]建立了蒸发式冷凝器单管性能测试试验台,研究发现冷凝负荷随着喷淋密度的增加先上升再下降,最佳喷淋密度为0.078 kg/(m·s)。杨永安[21]通过R 404 A制冷系统测试台,研究了迎面风速与喷淋密度对蒸发式冷凝器换热性能的影响。现阶段,蒸发式冷凝器气液两相的传质模拟研究一般建立二维数值模型,研究单管二维流动,与实际模型相差较大,忽略了纵向管排对换热性能的影响,单思宇[22]选用VOF两相流模型,添加传热传质控制方程,对蒸发式冷凝器传热传质进行建模,研究了迎面风速与喷淋密度对换热性能的影响。Pu[23]建立了不同管型的二维数值模型,用CFD方法模拟传热传质过程,并通过实验数据验证了模拟的传热系数,计算结果表明扁管具有更好的传热性能,三根扁管的平均传热系数分别比圆管高2.2%、4.2%和11.2%。董俐言[24]建立蒸发式冷凝器内冷却水与空气热质交换二维数学模型,分析干湿球温度、风速、喷淋密度等参数对换热性能的影响。Luo[25]建立了液体除湿器二维通道内传热传质过程的模拟模型,采用渗透传质理论代替双膜理论,从而可以观察除湿器的动态传热传质过程,模拟结果可以预测不同位置水蒸气浓度梯度。郭常青[26]编写了水膜表面张力动量源项、传质源项,基于VOF算法,建立了降膜流动传热传质二维计算模型。研究了各种条件下气液交界面处潜热与显热的相对大小。

本文首先利用光管蒸发式冷凝器实验平台研究了进风量、喷淋密度对换热性能的影响。然后基于VOF模型,利用Lee模型计算气液两相双向传热传质过程中的质量与能量传递,并将其以源项的形式添加到控制方程中,同时考虑气液剪切力动量源项的影响,最终建立了蒸发式冷凝器气液两相传热传质三维数值模型。并与实验结果进行了对比。分别对光管与翅片管蒸发式冷凝器进行了数值模拟,研究了管型、纵向管排、翅片间距、迎面风速等因素对十排多管三维流动换热性能的影响。并提出了结构优化方法,提高现有蒸发式冷凝器的换热性能。

1 实验系统介绍

1.1 实验装置

实验装置如图1所示,实验研究对象为江苏永昇空调生产的YSZFL-130型顺流蒸发式冷凝器,冷凝负荷为130 kW,整体外形尺寸为1 900 mm×1 400 mm×2 280 mm(长、宽、高),冷凝器顶部与侧面分别含有一个进口。图2为蒸发式冷凝器实物图,冷凝盘管采用叉排铜制圆管,管外径为15.88 mm,横向管间距为32.91 mm,纵向管间距为38 mm,管束共10排,每排24根换热管。本实验系统是一个完整的压缩制冷系统,主要实验装置包括蒸发式冷凝器、膨胀阀、蒸发器、压缩机。制冷剂为R22,整个流程的制冷原理为:高温气态制冷剂通过冷凝器的换热盘管,主要通过换热管外的水膜蒸发实现冷凝放热,冷凝后的液态制冷剂通过膨胀阀进入蒸发器,在蒸发器中吸收空气的热量蒸发成气态,然后通过压缩机后重新进入冷凝器,实现一个制冷循环。

T-温度,q-流量,v-风速,1-填料,2-膨胀阀,3-蒸发器,4-压缩机,5-水泵,6-风机,7-水槽,8-挡水板图1 系统示意图

1.2 测量仪器

实验系统采用型号为XMD-2000A 31的具有多点数字采集功能的温度巡检仪,每2.4 s记录一次数据。选用外夹式超声波流量计CKBX-2000 P进行喷淋量的测量,精度为±1%。采用日本加野麦克斯公司生产的KA 23 KANOMAX热线式风速仪进行风速的测量,精度为±2%。蒸发器进出口空气干湿球温度、冷凝盘管进出口空气干湿球温度由温湿度记录仪测量,型号为GM1361,精度为±1%。

2 数值计算模型

2.1 几何模型及网格划分

综合考虑计算速度、计算资源与计算的准确性,对计算模型进行简化,模拟选取的几何结构为叉排管束的一个独立单元,相邻两列纵排管各取半周,如图3所示,模型长30 mm、宽19 mm、高386 mm,空气与喷淋水沿着y轴方向向下流动。图4为翅片管模型,翅片厚度为0.2 mm,翅片间距分别为30 mm、20 mm、10 mm、5 mm、3 mm,其他尺寸均与光管一致。

图3 计算模型

图4 翅片管模型

网格分布如图5所示,采用结构网格,网格数量为274501,网格最小网格尺寸为0.1 mm,网格质量在0.7以上。管壁面曲率较大,采用了O网格进行处理,管壁附近为水膜流动区和气液交界面处,网格进行加密处理。

图5 网格分布

2.2 控制方程

蒸发式冷凝器换热管束间的气液两相流动遵循质量守恒、动量守恒、能量守恒[27]。

2.2.1 质量守恒方程

对于液相和气相,方程为

(1)

(2)

式中S——由相变引起的质量源项[28-29];

α——体积分数;

下标L、G——液相和气相。

(3)

式中r——蒸发系数;

T——计算单元内的相界面处温度;

Ts——水蒸气饱和温度。

2.2.2 动量守恒方程

(4)

式中F——动量源项;

动量源项F可以表示为剪切力动量源项FLG

(5)

δ——水膜厚度;

fLG——气液界面的摩擦系数[30-31]

(6)

2.2.3 能量守恒方程

(7)

Sh=hLGS

(8)

式中Sh——能量源项;

hLG——水膜的气化潜热。

2.3 制冷量Q0

Q0=q1×ρa×Δh1

(9)

式中q1——蒸发器空气的流量/m3·h-1;

ρa——空气的密度/kg·m-3;

Δh1——蒸发器空气进出口焓差/kJ·kg-1。

2.4 潜热量Q3

Q3=Q1-Q2

(10)

式中Q3——潜热量[32];

Q1——空气总换热量;

Q2——显热量

Q1=q2Δh2

(11)

Q2=cq2ΔT

(12)

式中c——冷凝器换热管外空气的比热容;

q2——换热管外空气的质量流量;

ΔT——水管束进出口空气的温度差;

Δh2——水管束进出口空气的焓差。

2.5 数值求解设置

采用瞬态VOF多相流模型,空气与喷淋水进口边界条件均采用速度进口(velocity-inlet),空气温度为29 ℃,空气湿球温度为24.4 ℃,喷淋水温度为35 ℃,出口采用压力出口(pressure-outlet)。换热管壁设置为壁面边界,恒壁温,前四排壁面温度为42 ℃,后六排壁温为35 ℃。其余面均设置为对称面,管壁面无滑移。时间步长设置为10-4s。通过自定义函数UDF将质量源项、能量源项、动量源项调用到FLUENT中,当流场计算收敛后,再进行气液两相传热传质计算。

2.6 模型验证

如图6所示,随着喷淋密度Γ的增大,出口水蒸气质量分数的模拟值与实验值具有相同的变化规律,都随喷淋密度的增加而增大,误差范围在4%以内,误差在允许范围内。产生误差的原因主要是本模拟主要考虑了喷淋密度的影响,保证模拟与实验的喷淋密度一样,但忽略了喷淋方式的影响,模拟与实验采用的喷淋方式不同。

图6 模拟潜热值与实验潜热值对比

3 结果分析

首先利用光管蒸发式冷凝器实验平台,获得了制冷量在不同进风量、喷淋密度下的变化规律。然后对光管式蒸发式冷凝器进行了数值模拟,验证模型的准确性,并在光管模型的基础上加入翅片,分析管型、翅片间距、纵向管排、迎面风速对换热特性的影响。

3.1 实验结果分析

3.1.1 喷淋密度的影响

空气干湿球温度分别为29 ℃、24.4 ℃,制冷量随喷淋密度的变化规律如图7所示,当风量为13 065 m3/h时,随着喷淋密度的增加,制冷量增加了7.94%。当风量为19 478 m3/h时,制冷量增加了3.35%。一方面是由于随着喷淋密度的增加,换热管表面的水膜覆盖面积增大,增大了换热面积,另一方面,喷淋密度的增加使水膜的流速加快,水膜的湍流强度增强,气液交界面处的水膜波动幅度增大,强化了传质。但是当喷淋密度大于0.071时,水膜热阻明显增大,制冷量增加幅度较小。

图7 制冷量随喷淋密度变化规律

3.1.2 进风量的影响

喷淋密度固定在0.064 kg/(m·s),从小到大依次改变风量,实验结果如图8所示。当风量从13 065 m3/h增加到16 272 m3/h,即迎面风速从2.0 m/s增加到2.5 m/s,此时制冷量从69.87 kW快速升高到95.12 kW,这主要是因为随着风量的增加,风速变快,增强了气液界面的扰动,且此时主流空气中水蒸气更替增快,浓度较低,强化了水膜与空气之间的蒸发潜热。但是当风量从16 272 m3/h增加到19 478 m3/h,即迎面风速从2.5 m/s增加到3.0 m/s时,制冷量反而降低,原因在于风速过快,热质交换时间太短,水膜与空气之间的传热传质不充分,且在高风速下,部分水膜被吹落,无法形成较好的连续水膜状,所以制冷量反而有所下降。对比图7与图8可以发现,风量对制冷量的影响要远大于喷淋密度的影响。

图8 制冷量随迎面风速变化规律

3.2 模拟结果分析

翅片管与光管选取相同的工况,风量为10 221.920 m3/h(对应光管时的最佳风速2.5 m/s)、喷淋密度为0.077 kg/(m·s),空气温度为29 ℃,水蒸气的质量分数为0.012 63(对应的空气相对湿度为50%),喷淋水温度为35 ℃,其他模拟参数设置均与前文中一致。且定义无量纲位置参数Z*为z坐标与管轴向长度的比值。

3.2.1 光管与翅片管换热性能对比分析

Z*为0.5截面的水蒸气分布如图9所示,翅片管水蒸气在y方向上的变化速率均远大于光管,随着翅片间距的减小,水蒸气在y方向上的变化速率加快,当间距由10 mm减小为5 mm时,出口水蒸气明显增大,间距由5 mm减小为3 mm时,虽然换热面积增大,但是间距过小,导致相同风量时,风速增加过大,影响管外水膜的形成,最终出口水蒸气基本不变。从图10可以看出,翅片管空气温度在y方向上的变化速率均远大于光管,随着翅片间距的减小,空气温度在y方向上的变化速率加快。当翅片间距从5 mm减小到3 mm时,空气温度沿着y方向上的变化速率基本一致,此时翅片间距的变化对传热效果的影响较小。从水蒸气与空气温度的分析中得出,最佳翅片间距为5 mm。

图9 不同管型下的水蒸气分布

图10 不同管型下的空气温度分布

3.2.2 间距对换热性能的影响

从图11可以看出,在不同的进风湿度下,当翅片间距从30 mm减小到10 mm时,导致换热量小幅度增加,增加了4 kW左右。当间距从10 mm减小到5 mm时,换热量快速增加了13 kW。当间距从5 mm减小到3 mm时,换热量减小了1.5 kW。由此得出,当翅片间距为5 mm时,蒸发式冷凝器会取得最佳的换热量。分析其原因,随着翅片间距的减小,换热面积增大,导致换热量增加,当间距从10 mm减小到5 mm时,风速增加到2.91 m/s,风速增加了8.2%,在高风速下,水膜快速蒸发,当间距由5 mm减小到3 mm时,间距过小,风速达到3.26 m/s,此时风速过大,管外水膜容易在剪切力作用下被空气吹散,水膜覆盖状态受到破坏,导致换热量减小。从图12可以看出,间距对显热量的影响很小,只有当间距从10 mm减小到5 mm时,显热量增加了1 kW。结合图11与图12得出,换热量中的显热量占比远远小于潜热量,当间距为5 mm间距时,潜热量占比达到最大值84.2%。

图11 间距对换热量的影响

图12 间距对显热量的影响

5 mm间距下的水蒸气质量分数随Z*的变化如图13所示,各流动距离下的水蒸气质量分数不沿着z坐标变化。主要是因为在5 mm间距下,换热面积增加较大,强化传质,同时水蒸气在z坐标方向上所需扩散的距离较小,可以很快的达到间距的中间区域(Z*=0.5区域),使中间区域的水蒸气与翅片表面的水蒸气很快趋于一致。

图13 水蒸气质量分数随Z*的变化

从图14可以看出,随着翅片间距的减小,空气压降不断增大,且增大速率不断升高。当间距从30 mm减小到5 mm时,空气压降增加了20 Pa。当间距从5 mm减小到3 mm时,空气压降增加了35.3 Pa,上升幅度75.4%。原因是随着翅片间距的减小,翅片壁面面积增大,空气的沿程摩擦阻力增大,且空气流速不断增大,空气的惯性作用增大,空气绕管壁流动时的速度与流向变化导致大量的动量损失,间距从5 mm减小到3 mm时,迎面风速达到最大值3.29 m/s,惯性阻力与沿程摩擦阻力达到最大值,压降快速增加。

图14 间距对空气压降的影响

3.2.3 管排对换热性能的影响

进风空气湿度50%下的换热量随管排变化如图15所示,随着管排增加,三种管型的换热量均不断增加,总体上呈现出一种增加幅度减小的趋势,在第9排换热管后,换热量基本保持不变。这主要是因为,随着管排的增加,空气的含湿量不断增加,导致气液两相之间的传质越来越弱。间距5 mm翅片管的换热量比光管提高了22.1%,此时前六排换热量为114.9 kW,占据了总换热量的82.3%,而10排光管(无翅片)的换热量为114.24 kW,因此可将10排光管减少为6排翅片管。

图15 换热量随管排的变化

由图11与图12得知换热量主要来自于潜热,因此每排换热管的潜热大小近似表征着此排换热管的换热强弱。为了找到最佳的换热区域,进一步分析每排换热管潜热量的变化规律,且由图15得知,光管与翅片管的换热量主要集中在前四排,所以此时仅对第一、二、三排的潜热量进行分析。进风空气湿度50%下的每排换热管潜热量分布如图16所示,在不同的翅片间距下,第三排换热管的潜热量均小于前两排。随着翅片间距不断减小,第一排换热管的潜热量越来越大,当翅片间距由30 mm减小到20 mm时,第二排的潜热量大于第一排,最佳换热区域在第二排。而当翅片间距小于20 mm后,第一排的潜热量要大于第二排,最佳换热区域在第一排,且第一排的潜热量的占比也越来越大。这主要是因为随着翅片间距的减小,翅片数量增加,导致气液接触面积不断增加,强化了管外传热传质,空气流过第一排后水蒸气增加的幅度变大,引起第一排潜热量的增大。

图16 每排换热管潜热量分布

3.2.4 迎面风速对换热性能的影响

前文中得出最佳翅片间距为5 mm,本节选取5 mm间距的翅片管,模拟研究最佳间距下的翅片管在1.91 m/s、2.41 m/s、2.91 m/s、3.41 m/s四种不同的风速下的换热量变化规律。喷淋密度、喷淋水温、空气进口干湿球温度均与前文中保持一致。从图17可以看出,随着迎面风速的增大,空气质量流量不断增加,导致显热量不断增大,从14.96 kW增加到25.63 kW。

图17 显热量随迎面风速的变化

从图18可以看出,当迎面风速从1.91 m/s增加到2.91 m/s时,潜热量从103.45 kW增加到120.06 kW,增加了16.1%。当迎面风速从2.91 m/s增加到3.41 m/s时,潜热量从120.06 kW减小到116.44 kW,减小了3.3%。这主要是因为随着风速的增大,主流空气中的水蒸气更替较快,水蒸气含量减少,传质驱动力更大,促进水膜的蒸发,所以潜热量增大,当风速大于2.91 m/s时,管外部分水膜被吹落,影响了传质效果,潜热量下降。在潜热量与显热量的共同影响下,随着迎面风速的增加,换热量先增加了20.4%,然后基本保持不变。

4 结论

本文通过实验测试与数值模拟相结合的方法,对光管蒸发式冷凝器换热特性进行研究,并进行了结构优化。首先通过蒸发式冷凝器测试平台研究了进风量与喷淋密度对换热性能的影响,然后建立气液两相传热传质三维数值模型,利用FLUENT软件进行数值模拟,得到以下结论。

(1)通过光管蒸发式冷凝器测试平台实验研究发现,最佳喷淋密度为0.071 kg/(m·s),制冷量随喷淋密度的增加先增大然后保持不变;最佳进风量为16 272 m3/h,制冷量随风量的增加先增大再减小;

(2)通过对光管与翅片管气液两相传热传质数值模拟发现,翅片管水蒸气、空气温度在y方向上的变化速率均远大于光管,翅片间距由5 mm减小为3 mm时,水蒸气与空气温度分布基本一致。

(3)出口水蒸气质量分数的仿真与实验数据相差4%;随着间距的减小,换热量先增大再减小,显热量基本不变。最佳间距为5 mm,潜热量占比达到最大值84.2%,换热量比光管提高了22.1%,各流动距离下的水蒸气质量分数不沿着z坐标变化;随着纵向管排的增加,换热量的上升幅度越来越小,5 mm间距下的前六排换热量占据了总换热量的82.3%,与10排光管的换热量均为114 kW左右,因此可将10排光管减少为6排翅片管;当翅片间距大于20 mm时,最佳换热区域在第二排,当翅片间距小于20 mm时,最佳换热区域在第一排;空气压降不断增加,且增加幅度越来越大,当间距从5 mm减小到3 mm时,增加了75.4%。

(4)在最佳翅片间距下,当风速从1.91 m/s增加到2.91 m/s时,潜热量增加了16.1%,换热量增加了20.4%,风速从2.91 m/s增加到3.41 m/s时,潜热量减小了3.3%,换热量基本不变,因此最佳间距下的最佳迎面风速为2.91 m/s,对应的风量与光管最佳迎面风速2.5 m/s时的风量一致。

符号说明

Δh——进出口空气的焓差,kJ/kg

Q0——制冷量,kW

Q1——空气换热量,kW

Q2——显热量,kW

Q3——潜热量,kW

q——流量,m3/h

T——温度,℃

v——风速,m/s

Z*——换热管轴向无量纲位置,0

α——体积分数

ρa——空气密度,kg/m3

Γ——喷淋密度,kg/(m·s)

下角标

L——液相

G——气相