熱回收型熱管式間接蒸發冷卻器的傳熱傳質機理及優化設計

吳生  黃翔  武俊梅

(西安工程大學,西安710048 )

 [摘要]本文分析了熱管式間接蒸發冷卻器的傳熱傳質機理。運用能量守恒定律及傳熱學的研究方法,對熱管間接蒸發冷卻器進行傳熱傳質實驗研究,并根據運行參數對冷卻效率的影響,提出了增強換熱傳質,提高換熱效率E的方法,為優化設計熱管間接蒸發冷卻器提供了理論與技術依據。
    [關鍵詞]熱管式,間接蒸發冷卻,傳熱傳質,優化設計
    [中圖分類號] TU831; TQ051; TQ025　　　[文獻標識碼] A
    文章編號: ISSN1005-9180 (2009) 01-0007-06 
    1　引言
    間接蒸發冷卻技術主要利用自然環境空氣中的干球溫度與露點溫度之差取得冷量,從而造成或擴大傳熱溫差的特殊的空氣-空氣換熱器。它是一種被動式供冷技術,最大的優點是可以利用低品位能量去完成機械制冷系統中必須用高品位能量才能完成的工作。可見間接蒸發冷卻器是蒸發冷卻空調的核心裝置,蒸發冷卻技術的發展依賴于間接蒸發冷卻技術的突破與進展。開發用于間接蒸發冷卻的低成本高效換熱器,優化間接蒸發冷卻器的結構尺寸,是今后需要重點主攻的研究方向之一。
    目前間接蒸發冷卻器的主要形式有板式和管式兩種。板式間接蒸發冷卻器雖然結構緊湊,換熱效率高,但由于流道狹窄容易堵塞,導致流動阻力增大,能耗增加,換熱效率降低。管式間接蒸發冷卻器一般由一組或多組壁厚為0·0015~0·002m,管徑為0·016~0·025m[1]的管芯組成,管外可包有吸水性能良好的纖維織物薄套。管式間接蒸發冷卻器具有布水均勻,容易形成穩定水膜,有利于蒸發冷卻的進行;流道較寬不會產生堵塞,因而流動阻力小;但體積較龐大。因此,我們在多年研究和應用蒸發冷卻技術的基礎上,結合熱管技術的特點,設計出熱回收型熱管式間接蒸發冷卻器,并對其進行了理論研究分析,為提高熱管式間接蒸發冷卻器的換熱效率E,優化換熱器結構設計提供了科學依據。
    2　平置吸液芯熱管式間接蒸發冷卻器的傳熱傳質機理
    本文研究的是平置吸液芯熱管式換熱器,見圖1。熱管水平放置,當氨蒸汽在冷凝段放熱,氨蒸汽液化,依靠吸液芯的毛細作用將冷凝液輸送到蒸發段,氨液在蒸發段吸熱汽化,蒸發段壓力增大,氨蒸汽在壓力的作用下輸送到冷凝段,維持管內工質的連續循環。由于本文采用的是吸液芯熱管,冬夏季冷凝段、蒸發段自行轉換,非常適合全年性能量回收的場合。
    本文將熱管技術與蒸發冷卻技術相結合,熱管式換熱器冬季不僅是高效的熱回收裝置,夏季又可作為間接蒸發冷卻器。因此,我們主要分析夏季在熱管冷凝段噴淋時的傳熱傳質機理過程。平置吸液芯熱管式間接蒸發冷卻器(圖1b)分為蒸發段(冷端)和冷凝段(熱端),中間被隔板分開。氨蒸汽通過在冷凝段放熱液化釋放熱量,通過管壁將熱量傳遞給水膜,水膜再與飽和空氣邊界層進行熱量交換和質傳遞,最后二次空氣與飽和空氣邊界層進行熱量交換,并將熱量帶出室外。

              
    在熱管冷凝段噴淋循環水,熱管管壁上形成水膜,由于水分子的無規則運動,在緊靠水膜處存在一個溫度等于水溫的飽和空氣邊界層,相對濕度為100%。因此,二次空氣與水膜之間的熱質交換相當于二次空氣與飽和空氣邊界層之間的熱質交換,同時發生顯熱交換和潛熱交換,即二次空氣干球溫度變化時,濕球溫度也發生變化。尤其在相界面上由于水分蒸發產生的相變改變了一、二次空氣的熱傳遞特性,使熱管式間接蒸發冷卻器既區別于一般的氣—氣換熱器,又不同于冷卻塔的絕熱蒸發過程。

              
    二次空氣與水在冷凝段發生的熱濕交換過程比較復雜,通過傳熱學知識分析,空氣和水膜是在溫差和水蒸汽分壓差的共同作用下,即在焓差的推動下進行熱濕交換,大致過程如圖2中的N→N′過程,具體表現為等焓加濕和等濕升溫兩個過程的復合。二次空氣干球溫度降低,濕球溫度升高,含濕量增大,但排風的焓值總體是增加的。說明二次空氣不僅有顯熱交換,也存在部分的潛熱交換。而一次空氣在蒸發段管外橫掠管束流過,與熱管內的工質進行熱交換,等濕冷卻過程如圖3[2-6]所示。

             
    另外,熱管式間接蒸發冷卻器具有無需外部動力來促使流體循環,較常規換熱器更安全、可靠,可長期連續運行,且冷熱段結構位置布置靈活,具有傳熱效率高,結構緊湊,流動阻力小,節能效果顯著的特點[7]。從流動阻力、制造成本、結構緊湊性、維護性能等綜合考慮,熱管式換熱器有較好的綜合性能。熱管工作時,由于熱管內部傳熱靠相變潛熱,因此蒸發段與冷凝段空氣溫差較小的應用領域中有其優勢。
    3　熱管式間接蒸發冷卻器的傳熱傳質模型
    本文運用能量守恒定律與傳熱學相關知識分析熱管式間接蒸發冷卻器熱質交換過程,總體上可分為三部分:一次空氣側的傳熱過程;二次空氣與水膜濕表面間同時發生傳熱傳質的交換過程;一次空氣側與二次空氣側之間的能量平衡。并有以下假設[8,9]:
    (1)系統無散熱損失,該換熱器中整個熱質交換過程為一穩態過程。
    (2)一次空氣側的傳熱面表面溫度均勻分布。
    (3)二次空氣通道內濕表面溫度也是均勻的,二次空氣-水相界面的溫度和焓值相對穩定。
    (4)空調工況下,水蒸汽在空氣中擴散時,Le近似等于1。
    (5)忽略熱管中蒸發段和冷凝段軸向上的溫度梯,并且其他參數在熱管軸向方向上分布均勻。由于氣體和液體之間的熱量傳遞和質量傳遞關系非常復雜,根據以上假設,我們重點分析熱管式間接蒸發冷卻器在冷凝段的熱質交換過程如圖4所示。

              
    3·1　一次空氣在蒸發段的熱交換
    一次空氣側只發生顯熱交換,在熱管蒸發段上取微元面積dA。熱交換量為:
    dQ =α1(tw- ts)dA=-G1C d tw　kW
    (1)3·2　二次空氣在冷凝段的熱交換在熱管冷凝段上取微元面積dA,其顯熱交換量Qx為:
    dQx=α2(t2- tb)dA　kW (2)
    潛熱交換量Qq為:dQq= rdW　kW (3)
    濕量交換為:dW=σ2(d2-db)dA　kg/s (4)
    將公式(4)代入公式(3)可得:
    dQq= rσ2(d2-db)dA　kW (5)
    冷凝段總換熱量為:
    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)
    濕空氣比熱: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,二次空氣和水膜的換熱量可用二次空氣的焓值變化來表示,而對于濕空氣焓值,在忽略液體熱時,則可用該空氣狀態下濕球溫度的單值函數表示,即
    h =f(tNS)(9)
    也就是說將二次空氣的焓值變化反映在二次空氣濕球溫度變化上。由于二次空氣側壁面形成的水膜非常薄,在工程應用中,完全可以忽略液體膜內對流換熱的影響。二次空氣與濕壁之間的換熱方程為:

             
             
    4　熱管式間接蒸發冷卻器的工作過程
    熱管式間接蒸發冷卻器的冷卻效率除了本身的結構參數如管徑大小、翅片間距、翅片高度、管間距、管排數、布水裝置的均勻布水等決定外,另一方面一次空氣與二次空氣溫度差、風量比以及噴淋水溫等都對其有很大的影響。因此,在結構一定的情況下,研究運行參數對冷卻效率的影響,對熱管間接蒸發冷卻器的高效運行具重要意義。

            
    由圖5可看出,E隨β的增大而減少,當一次空氣風量一定時,提高二次空氣風量對冷卻器冷卻效率有較大的影響。當二次空氣風量增大時,加大了對相界面的擾動,同時將濕度增加了的空氣及時帶走,提高了換熱系數,對冷卻效率E的提高有積極作用[9]。通過實驗得出二次空氣、一次空氣最佳風量比為0·8。
    5　熱管式間接蒸發冷卻器的結構優化設計
    通過大量的實驗發現,熱管式間接蒸發冷卻器的均勻布水裝置對其冷卻效率也具有較大的影響,所以本文通過對熱管間接蒸發冷卻器進行的優化結構設計,間接蒸發冷卻器布水裝置優化設計的指導思想有兩個方面:一是實現換熱器水平斷面的均勻布水,二是保證水滴均勻沉降[10]。因此本文對熱管式間接蒸發冷卻器布水裝置結構的優化與改進措施主要包括:熱管冷凝段頂部噴淋(二維布水方式)、加裝二次網格布水方式、最佳噴淋水量的確定、噴嘴型式的選取等,以改進布水器空間布水的均勻性,增加換熱器表面潤濕系數,提高管式間接蒸發冷卻器的熱質交換效率。
    本文根據冷卻塔滴淋式布水裝置和填料塔液體再分布器的啟發,在熱管式間接蒸發冷卻器的均勻布水中提出二次布水的概念,并且用多層金屬網格實現,使其換熱效率高于常見的滴管式布水器,且布水更為均勻。圖6為加裝二次布水網格的管式間接蒸發冷卻器示意圖。布水裝置噴水降落到二次布水網格后,由于絲網的分割效應及均勻作用,將水滴分散成粒徑不同的細小水滴,避免液滴集中成水流;其次是網格間液滴與氣流同樣存在熱質交換,增加了對流傳熱傳質的效果;另外二次布水網格可以起到勻流的作用。

            
    另外,本文采用在熱管冷凝段頂部噴淋(二維布水方式)的方式霧化水滴,這種方式要比濕膜的方式更有利二次空氣在熱管換熱器冷凝段的蒸發吸熱過程。二次空氣在冷凝段把噴淋的水霧處理無限接近二次空氣的濕球溫度,水膜與熱管內的氨蒸汽進行顯熱交換,還存在一部分潛熱交換,氨蒸汽發生相變,水膜將吸熱蒸發。二次空氣把與水膜蒸發的潛熱和顯熱帶出室外。與二次空氣進入熱管換熱器先被濕膜絕熱加濕的換熱過程是不一樣的。在二次空氣進入熱管換熱器之前設置一加濕裝置,原理同絕熱加濕,經加濕后,雖然排風側的溫度降低,但這種方式則在熱管冷凝器的冷凝段不存在水膜蒸發這部分潛熱。
    6　結論
    本文從熱管式間接蒸發冷卻器的傳熱傳質基本原理出發,建立了傳熱傳質的數學模型。分析了熱管式間接蒸發冷卻器冷凝段噴淋熱量交換的機理過程,指出熱管式間接蒸發冷卻器作為蒸發冷卻器時,冷凝段的二次空氣不僅有顯熱交換,還有潛熱交換,并通過焓濕圖表現出二次空氣干球溫度降低,濕球溫度升高,含濕量增大,但排風的焓值總體是增加的。
    另外,本文分析了熱管式間接蒸發冷卻器冷卻效率的影響因素,提出了優化設計熱管式間接蒸發冷卻器的方法以及方案。并通過實驗得出二次空氣、一次空氣風量比為0·8時冷卻效率最高。
7·參考文獻
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主要符號表
α1—一次空氣側對流換熱系數, W/m2·℃
ts—水溫度,℃
α2—二次空氣與水膜表面的顯熱交換系數, W/m2·℃
tb—邊界層的空氣溫度,℃
σ2—為二次空氣與水表面濕交換系數, kg/ (m2·s)
db—邊界層的含濕量, kg/kg
Cp—二次空氣濕空氣的定壓比熱, kJ/kg·℃
Csw—以空氣濕球溫度定義的空氣定壓比熱, kJ/kg·℃;
αs—二次空氣與濕壁相界面上以濕球溫度為基準的換熱系數, W/m2·℃
tw—一次空氣在dA處的干球溫度,℃
C—干空氣定壓比熱, kJ/kg·℃
t2—二次空氣干球溫度,℃
r—溫度為tb時水的汽化潛熱, J/kg
d2—二次空氣的含濕量, kg/kg
i2—二次空氣焓值, kJ/kg
ib—邊界層空氣焓值, kJ/kg
tNS—二次空氣在dA處的濕球溫度,℃