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高能耗行业典型换热设备节能的先进理论与方法

晨怡热管 2009-11-8 11:07:00
   

按照国家973计划“高能耗行业典型换热设备节能的先进理论与方法(2007CB206900)”项目研究计划,现就项目各课题研究月度进展情况通报如下:

 

课题一:换热设备的场协同分析与应用(2007CB206901)

1、熵产极值和火积耗散极值在换热器优化中的适用性分析

换热器性能与其传热不可逆性损失之间存在联系,换热器传热不可逆性可以用熵产来度量。不少国内外学者讨论了换热器性能与其熵产的关系,但熵产极值与换热器性能最优往往并不对应,甚至出现“熵产悖论”。过增元引入了表征物体热量传递能力的物理量“火积”,一个物体的火积定义为其内能与温度乘积之半。火积在热量传递过程中不可逆地被耗散,火积耗散可以从热量传递能力损失的角度度量包括换热器在内的热量传递过程不可逆性。本研究以逆流换热器和参与不可逆布雷顿循环的换热器为对象,研究熵产极值和火积耗散极值在换热器优化中的适用性。

1.1逆流换热器传热性能优化
换热器优化可以是在一定的流动泵功和流体入口温度下使换热器热负荷达到最大。对于逆流换热器冷、热流体热容量流的最佳分配问题,当换热器传热系数与传热面积之积UA为定值,两股流体的入口温度Tin、tin已知,在泵功一定的条件下,对其换热性能进行优化。设两股流体的热容量流Chot、Ccold之和Call一定作为泵功一定的一种近似,当冷热流体的热容量流比 变化时,换热器的换热速率Q、熵产 和火积耗散存在极值。

换热速率Q可以用方程组(1)求解。其中Tout、tout为两股流体出口温度,Cmin为冷热流体热容量流的较小者,ε为效能,ε可以根据逆流换热器的ε-NTU关系,由NTU=UA/Cmin求出:


逆流换热器由于有限温差引起的传热不可逆性熵产 的表达式是:

        (2)
 

换热器在换热前后的火积耗散 为两股流体总入口火积与总出口火积的差值:

    (3)
 

计算得到逆流换热器的换热速率、熵产和火积耗散随热容量流比r的变化如1-1所示,其中Tin=300K,Tout=150K,Call=1.0×104 W/K,UA=1.5×104 W/K。


图1-1逆流换热器的换热速率、熵产和火积耗散随热容量流比r的变化

由图1-1可知,在Call一定(可近似为泵功一定)的前提下,当换热器冷热流体热容量流相等时,这一逆流换热器的换热速率和火积耗散同时达到最大;当冷、热流体的热容量流比约为1.74时,这一逆流换热器熵产最大,但此时换热速率不是最大值。因此,对于以热量传递为主要目的换热器优化问题,其优化准则取为火积耗散极值比较合适。

1.2以热功转换为目的的换热器优化
工业中换热器的另一个重要用途是参与热功转换过程。考虑图1-2中实线所示的不可逆布雷顿(Brayton)循环,在等压加热过程2-3中,循环工质通过一台换热器与高温热源流体换热,而在等压冷却过程4-1中,循环工质通过另一台换热器与低温热源流体换热。设循环工质的热容量流为CB,高温热源流体的热容量流为CH,入口温度为TH,in,出口温度为TH,out,低温冷源的热容量流为CL,入口和出口温度为TL,in和TL,out。


图1-2 不可逆布雷顿循环的T-s图

设循环工质从高温热源侧的吸热速率QH为定值,换热器优化的目标是布雷顿循环输出功率W最大,优化对象是循环工质的热容量流CB。以下建立热容量流CB与输出功率W的关系。

设高温热源流体和低温热源流体的入口温度 已知,高温侧换热器的传热系数与传热面积之积为UH。当CB给定时,高温热源侧换热器的换热速率QH满足:

 


其中 是热容量流 中的较小者。 为高温侧换热器的效能,可以由其 求出。

 

对低温侧换热器可以类似地列出式(6)和(7),其中 是热容量流 中的较小者, 为低温侧换热器的效能:

 


由于布雷顿循环的压力比一定,因此状态1~4的温度还满足:

                                                   (8)

式(4)~(8)共有五个变量T1~T4和QL,方程组封闭,可以解出T1~T4和QL。于是输出功率W可以通过式(9)求得:

                                 (9)
 

由于循环工质与高低温热源流体间有限温差传热导致的换热器熵产为:

              (10)
 


参与布雷顿循环的两台换热器的总火积耗散为高低温热源换热器各自的火积耗散之和:

                      (11)



 依据式(4)~(11),通过数值计算得出不可逆布雷顿循环的输出功、两台换热器的熵产和火积耗散随循环工质的热容量流CB的变化如图1-3所示。在图1-3中,其中TH,in=800K,CH=1000W/K, QH=1.0×105 W; TC,in=300K,CL=2000W/K,UH=UC=5000W/K。从图1-3可以看出,当不可逆布雷顿循环高、低温侧两个换热器的传热熵产最小时(CB≈1330W/K),布雷顿循环的输出功率最大;而当两个换热器火积耗散最小(CB≈1080W/K)时,布雷顿循环的输出功率不是极大值。因此,参与热功转换的换热器的优化准则取为熵产极值更加合适。


图1-3不可逆布雷顿循环的输出功、熵产和火积耗散随CB的变化

1.3 换热器中火积耗散与熵产的区别与联系
熵产是描述热功转换不可逆性的物理量,但除了热功转换过程外,换热器也常用于不涉及能量形式转换的纯热量传递过程。这一热量传递不可逆性与换热器的热功转换不可逆性有所区别,前一种不可逆性代表了流体加热或冷却另一股流体的能力的变化,即热量传递能力损失的不可逆性,这一传热不可逆性可以用火积耗散来描述;而后一种不可逆性描述了流体换热前后做功能力的变化,可以用熵产来度量。

当换热器中两股流体的温度变化较小(不妨记此时热、冷流体温度分别为T0和t0)时,火积耗散和熵产的变化趋势趋向相同,这可以从由式(2)和(3)式变形而来的式(12)和式(13)看出。

         (12)



 

     (13)

               

 若在图1-1和图1-2的算例中不断减小冷热流体侧的温升(即令T0和t0约为定值),则换热器火积耗散和熵产的变化趋势将逐渐趋于相同,此时无论采用火积耗散极值或熵产极值,均能对换热器内的热量传递过程优化或热功转换过程优化给出较好的结果。

1.4 小结
换热器中两股流体做功能力损失的不可逆性可以用熵产来衡量,而两股流体热量传递能力损失的不可逆性可以用火积耗散来衡量。参与热功转换的换热器的优化准则取为熵产最小较好,而对参与热量传递的换热器,其优化准则取为火积耗散最小更合适。在流体温度变化不剧烈的换热器中,两种优化准则趋于一致。

 

2、空冷器球突翅片强化换热数值模拟研究

作为电厂直接空冷系统的核心部件,凝汽器有多种结构形式。按照管排数划分,目前的直接空冷散热器有三排管、两排管和单排管。其中,常见的单排管是在扁平钢管两侧钎焊硅铝合金蛇形翅片而形成的翅片管。与多排管管束相比,单排管管束具有设备紧凑、换热效率高、使用寿命长、易维修、易于防冻和清洗等优点,因此具有广泛的应用前景,但目前针对单排管蛇形翅片的研究较少。球突翅片是在翅片表面有规律的布置一些球形的凸起或凹坑而形成的一种强化翅片。关于球突的强化换热问题,已有许多学者进行了研究,它能够产生涡流,对流体所产生的周期性扰动可以减薄边界层,从而强化换热。因此球突在管式换热器和平板通道间的强化换热中得到了广泛应用。本研究采用数值模拟的方法,将平直蛇形翅片简化为矩形翅片,然后在翅片表面有规律的布置一些球突,称之为球突翅片,研究其对管外空气流动和换热特性的影响。

2.1 物理数学模型
数值模拟采用实际空冷器单排管蛇形翅片的尺寸。考虑到管束的对称性,数值模拟取两管束之间的一半区域;考虑到翅片的对称性,数值模拟取包含一个翅片的单元区域。模拟计算区域如图2-1中虚线所围部分。翅片节距S=2.8mm ,翅片高度H=19mmmm ,翅片厚度d=0.35mm,翅片长度L = 200mm。在翅片表面沿空气流动方向均匀布置两排共24个球突,分别研究球突在顺排和错排布置情况下管外空气的流动和换热特性。单个球突如图2-2所示,球半径R=1.95mm,球突高度Rh = 1.2 mm,球突底面半径r=1.8mm。球突在翅片表面的布置如图2-3所示,顺排布置时球突沿流动方向的间距p1=16.67mm,错排布置时的间距p2=12.5mm,球突的横向间距q=10mm。


 
 
图2-1   数值模拟计算区域的横截面示意图


 图2-2   单个球突示意图
 

 


 
图2-3 球突在翅片表面顺排和错排布置示意图


 图2-4错排球突翅片的局部网格划分
 
  

 

数值计算采用三维不可压缩、稳态、常物性的层流模型。采用GAMBIT2.0进行物理建模,将计算域分为入口区、翅片区、出口区,分别进行网格划分。为了保证计算收敛,适当将入口区和出口区延长。采用Hex/Wedge技术生成体网格,并考察了网格的独立性,确保所得的数值解是网格独立的解。错排布置的球突翅片表面的局部网格划分如图2-4所示。数值计算采用FLUENT6.0,压力和速度的耦合采用SIMPLE算法。

在管束和翅片的对称平面上,取对称边界条件;在计算区域的上下表面采用周期性边界条件;在扁平管壁面上,满足等温边界条件,Tw=340K ;在翅片表面,采用导热与对流换热的耦合条件;入口给定空气流速,入口温度T1=29K ;出口为压力条件。

对于数值模拟的结果,其数据处理方法如下:

空气进出口压降 为进口压力 与出口压力(大气压) 之差。

 

空气侧平均表面传热系数h采用翅片效率公式计算,由下面五式联立求解[9]。


其中l=H+(S+d)/2 ,为翅片的等效高度。A0 和Af 均取平直翅片的面积参数。

空气侧换热的平均表面努谢尔数为


阻力系数为


雷诺数为


其中 ,为流动通道的当量直径,V为翅片流通截面处空气的迎面风速。

 

2.2 结果与讨论
分别取空气迎面风速V=2.0~4.8m/s ,通过模拟计算可以得出在不同的Re下球突翅片和平直翅片空气侧的流场与温度场。迎面风速V=3.2m/s(Re=950)时,球突错排布置方式下两翅片中间截面的速度场如图2-5所示。


 
图2-5   错排球突翅片中间截面的速度场
 


 
图2-6   垂直于流动方向截面球突周围的流线


 图2-7   平行于流动方向截面球突周围的流线
 

 

球突翅片两侧表面因球突的加工而形成凸起和凹坑。由图2-5可以看出,球突对空气的扰动作用十分明显。由图2-6和图2-7可以更加明显的看出,当空气流经凸起时,在球突两侧形成马蹄涡,在球突后面形成横向涡,当空气流经凹坑时,会形成横向涡,从而强化换热,同时引起阻力的增加。

平直翅片和球突翅片的平均表面努谢尔数和阻力系数随 的变化分别如图2-8和图2-9所示。由图2-8可以看出,随着雷诺数的增加,空气流经平直翅片和球突翅片表面的换热均增强,但球突翅片增加的更快,且错排方式优于顺排方式。在Re=600~1500范围内,顺排球突翅片比平直翅片的平均表面努谢尔数增加25%-50%,错排球突翅片比平直翅片的平均表面努谢尔数增加30%-55%。

 


 
 
图2-8 平直翅片和球突翅片的平均表面Nu


 图2-9平直翅片和球突翅片的阻力系数
 

 


图2-10   球突翅片的同功耗强化换热性能
 

由图2-9可以看出,随着雷诺数的增加,空气流经平直翅片和球突翅片的阻力系数均减小。在Re=600~1500 范围内,顺排球突翅片比平直翅片的阻力系数增加45%-75%,错排球突翅片比平直翅片的阻力系数增加50%-85%。

在翅片管强化换热中,以强化换热翅片与光滑翅片的努谢尔数的比值除以其阻力系数比值的三分之一次方作为相同传热面积和相同功耗下强化换热性能的评价指标,即同功耗强化换热准则。图2-10给出了顺排和错排球突翅片的同功耗换热强化效果,NU0 和f0 分别为空气流经平直翅片的平均表面努谢尔数和阻力系数。在Re=600~1500范围内,与平直翅片相比,顺排球突翅片同功耗强化换热10%-25%,错排球突翅片同功耗强化换热14%-27%。因此,在直接空冷器单排管蛇形翅片中,采用合适的球突尺寸和布置方式,在同功耗情况下可以获得比平直翅片更好的换热效果。

2.3 小节
采用数值模拟的方法,研究了直接空冷器单排管球突翅片管外空气的流动和换热性能。在布置相同的球突个数时,错排布置方式的同功耗强化换热效果优于顺排布置方式。在 范围内,错排球突翅片比平直翅片的平均表面努谢尔数增加30%-55%,阻力系数增加50%-85%,同功耗强化换热14%-27%。

3、强化传热实验装置改造

   实验装置的制冷系统改造完成,目前正在对一种强化换热元件进行实验研究。


4、撰写论文情况

[1] 2008年中国工程热物理学会学术会议论文4篇

[2] 投“化工学报”1篇,“自然科学进展”1篇(已接收)

课题二:低功耗强化传热元件的原理与技术课题(2007CB206902)

本课题组在强化空气对流传热的技术与机制方面开展了多方面的研究,从几何位置而言包括空气在管内与管外,研究内容包括强化传热的机制与技术,研究手段包括数值模拟与必要的实验测定。本次报告是这方面研究的一些近期成果。

 

1、强化传热的图示

对流传热的强化必然伴随着压降的增加,如何去评价一种传热强化方式的优劣是传热强化研究中的一个重要的问题。根据强化目的不同而不同,目前有数10种方法,评价标准难以统一,其中以 Webb和Bergles 等提出的评价方法应用最广。

本课题组以节能为目的发展了一种简单而实用的性能评价图。在此性能评价图上,现有的评价方法可以省略大量复杂的计算,仅仅需要一些简单的代数运算就可以得出与现有评价方法相同的结果。同时在此评价图中,还可以清楚地看出各种强化传热技术的优劣,以及同一强化传热技术下换热器的最佳运行工况。

为了方便比较,在性能比较时我们做了以下假设:

(1)传热介质物性为常数;

(2)强化表面的计算对流传热系数的面积取为基准表面的面积(名义面积);

(3)计算流体平均流速的截面积取为基准表面的截面积;

(4)强化表面与基准表面计算无量纲特征数的特征尺寸相同。

大部分工程传热强化技术及其数据处理方法均满足这些条件。

按照经验我们通常在进行性能评价时,首先通过试验或数值模拟的方法获得基准面的传热系数和阻力系数关联式,及相同Re数下强化表面片与参考翅片的阻力系数和传热系数之比。基于上述假设,我们可获得以节能为目标的性能比较图(如图1)。在图中4个区域分别代表了强化传热而不节能区、等泵功强化传热区、等压降强化传热区、等流量强化传热区。同时,在对数坐标系下,穿过坐标(1,1)点直线的斜率为基准表面的Nu数和阻力系数f关联式中对应指数的函数,在强化传热区域内,斜率的大小代表了强化表面相对于基准表面的节能效果,斜率越大,节能效果越好或者说比较准则越苛刻。我们将这些穿过坐标(1,1)点的直线称为基准线。与基准线平行的线我们定义为工作线(如图2所示)。工作线的截距代表了对应斜率(约束条件)下,强化表面与基准表面的传热量之比。我们可以通过加密工作线获得对应约束条件下的强化换热比。图3 给出了性能评价图的应用,图中给出了三种前疏后密开缝翅片的性能比较。图4 给出了性能评价图的一种特殊应用,即在强化表面相对于参考表面换热和阻力均减小的区域中的应用(图中的左下角区域)。由图可知,在换热和阻力均减小区域,相同阻力系数下强化传热最易达到,相同压降其次,而相同泵功下强化传热最难达到。值得注意的是,这一结论与常用强化传热区域的结论正好相反。详细内容已经总结成文,投寄给了国际杂志。

 


2、纵向涡发生器

 管翅表面常用于制冷和空调设备的蒸发器和冷凝器,以及空气压缩机的中间冷却器,以强化换热器翅片侧空气的对流换热,减小空气流动阻力,减小制冷和空调设备的蒸发器、冷凝器及空气压缩机的中冷器的体积。

在翅片表面上设置为数不多的涡发生器,可以扰动流场,使流体产生旋转,增加边界和核心区流体的掺混,是一种比较有效的强化换热方式。特别是所产生的涡对传热管后面形成的尾涡区的流体具有卷吸、带动作用,有助于减小传热管后面的尾涡区大小,进而减小传热管的形状阻力,从而达到在强化换热的同时,压降增加不多甚至减小的目的。

但是,涡发生器相对于传热管的位置、尺寸和冲角都对管翅表面的换热和流动阻力有很大影响。本课题组在研究过程中,结合纵向涡发生器结构,提出了两种新型的高效管翅表面设计。

2.1不等径管翅表面

本翅片表面改变传统换热器沿气体流动方向前后两排传热管直径相等的结构,而在前排采用小直径传热管,后排采用大直径传热管,翅片为连续片,在前排小直径传热管旁的大面积翅片上均对称地冲出成对的三角形小翼,以强化管翅表面的整体换热,并且降低流体压降。也正因为有相对较大的翅片面积,所以冲出的三角形小翼的长度较大,这有助于强化换热,同时也便于加工。涡发生器的设置方式有两种,一种设置在第一排小管径传热管的后方两侧(方案a),另一种设置在第一排小管径传热管的左右两侧(方案b),如图5,6所示。


 
 
图5  涡发生器设置方案a


 图6  涡发生器设置方案b
 

 

采用国际通用的大型流体力学软件FLUENT(美国ANSYS公司产品)对新提出的换热结构在三角形小翼的两种设置方位下进行了数值模拟研究,并将研究结果与传统的前后两排传热管直径相等的平翅片管翅结构进行了对比。结果表明新提出的管翅结构不仅比传统的前后两排传热管直径相等的平翅片管翅结构的平均换热提高17~20%,压降还减小20~30%,有较高的实用价值。

2.2 三角形小翼强化管翅换热

本翅片在顺排或叉排的翅片管换热器的连续平翅片上,在每个传热管的的后方或两侧,都对称地冲出成对的三角形小翼,作为涡发生器,同时三角形小翼还可以充当翅片的定位器。

其包括传热管、传热管外的连续翅片、以及从传热管侧、后方的翅片上冲出的成对的三角形小翼。传热管可以是圆管,也可以是椭圆管。对于圆形传热管,成对的三角形小翼从传热管的后方两侧的翅片上冲出,(如图7所示);对于椭圆形传热管,成对的三角形小翼从传热管的左右两侧的翅片上冲出(如图8所示)。为了充分发挥三角形小翼产生的涡对流体的扰动和强化换热作用,圆形传热管的管翅表面的纵向管间距大于其横向管间距。

此种翅片相对于平片管翅表面,换热是增强的,压降是降低的,这会带来换热器体积减小,耗材量节约,泵功减小,有较高的实用价值,而且本方案的翅片表面上纵向涡发生器个数较少,加工模具也很简单,只需采用模具在翅片表面的预定位置一次冲出相应数量和尺寸的三角形小翼,然后按传统的加工程序,套片(这时三角形小翼还兼作翅片的定位器)、胀管、焊接等,完成换热器的制作。该类换热器加工工艺简单、综合性能良好。已经申请发明专利。


 
 
图7 圆管涡发生器设置方案


 图8 椭圆管涡发生器设置方案
 

 

3、求解代数方程的高效方法

     在应用数值方法研究强化传热的复杂表面时,由于几何形状的复杂以及三维网格数目的巨大,离散方程的迭代求解常常占用了真个求解过程的大部分时间。如何有效地加速由流动与传热问题离散所得到的大型代数方程组的求解速度既是计算传热学中的一个重要课题,也是强化传热研究所迫切需要的。目前被广泛采用的交替方向线迭代的方法对于复杂问题的求解并不有效,特别是当采用区域扩充法来求解流固耦合问题时,这种方法特别费时。我们经过多次数值实验发展出一种简单而高效的求解方法,图9给出了应用于求解三维外略有台阶的流动问题的对比,图10中给出了所求解的开缝翅片形状,计算时间的对比列于表1 中。由图可见这种方法不仅求解速度快,而且其健壮性也优于目前被广泛采用的方法。该研究成果已经总结成文,投寄给了国际杂志。

 


(a)三维外掠后台阶图示


 (b)计算时间对比
 
图9 三维外略有台阶流动问题
 

 

 

 


 

 

       (a) 3D 图示


 
           (b) 顶视图
 

 

            图 10 开缝翅片

 


4、论文发表情况

[1]    L.P. Li, Z.G. Wu, Y.L. He, G. Lauriat, W.Q. Tao, Optimization of the configuration of 290

×140×90 hollow clay bricks with 3-D numerical simulation by finite volume method,Energy and

Buildings,in press (网上已经刊出)

[2]    J.M. Wu, W.Q. Tao,Numerical study on laminar convection heat transfer in a rectangular

channel with longitudinal vortex generator. Part A: Verification of field synergy

principle,International Journal of Heat and Mass Transfer, 2008,51(5-6): 1179-1191

[3]  专利申请:武俊梅,陶文铨,吴志根,一种换热管翅结构,申请号:200810017972.6

 

 

 

 

 

 

 

 

课题三:换热器内流体诱导振动(2007CB206903)

 

1、综合传热实验台改造

本实验台平面布置如图1所示,包括蒸汽系统、水系统(图2)、油系统(图3)、风系统、制冷系统、加热系

统、冷却系统及相关温度、压力、流量等参数测量系统,能完成蒸汽、空气、水、油、制冷剂等介质的流动和

传热实验。


图1 实验台平面布置图


图2 实验台蒸汽和水系统图


图3实验台油系统图

 

2、螺旋槽管内流动换热的场协同分析

2.1几何结构参数

分别取了4个不同的螺纹节距与螺纹高度构成的16种几何结构参数(见表1)进行了模拟.


2.2数值计算控制方程和边界条件

模拟所用的螺旋槽管管径较大,曲率对管壁附近的流动影响很小,将其简化为二维模型. 使用标准湍流模型,采用SIMPLE算法耦合压力和速度,模拟了恒壁温下管内的对流换热. 模型中设定入口为u=10m/s的均匀来流,温度T=473k,压力为一个大气压,出口为自由出口,管壁流动服从无滑移边界条件,壁温恒为Tw=300K.

在整个计算区域内,流体的运动遵循以下控制方程[7].


由于壁面附近的法向速度梯度及温度梯度较大,为达到必要的计算精度,在垂直于壁面的方向上,对壁面附近的网格进行了加密处理,而轴线两侧的中心区域由于速度分布较为均匀,变化较为缓和,对换热的影响较小,所以网格不予细化,以减小计算量,节省计算时间.

2.3模拟结果及数据分析

2.3.1单个节距内的场协同及强化传热分析

图4为管壁上单个螺纹节距内流动速度、表面换热系数、协同角余弦及速度与协同角余弦乘积的分布. 在φ = 0°~45°的迎流面上,局部换热系数迅速升高,并在φ = 45°附近出现峰值,这是由于随着φ 的增加, 壁面在y方向的位置逐渐升高, 上游水平壁面边界层对流动和换热的影响减弱, 之后随φ的增加边界层在凸起的螺纹上重新发展,导致对流换热系数逐渐降低.在螺纹凸起的φ = 135°附近,绕流脱体形成的漩涡使得换热系数再次略有提高,其后随着流体离开螺纹表面而回落到平壁面上,换热性能降低. 从图4(b)上对流换热系数与壁面法线方向上的速度可以看出,对流换热系数变化趋势与该速度变化趋势基本一致.

                           (a)                                             (b)

图4. 螺纹凸起部分速度、协同角余弦、壁面换热系数分布

在图4中,虽然螺纹凸起表面上换热系数的分布近似对称,但是其产生的机理并不相同. 如图5所示,在螺纹凸起的迎流面侧是由于来流的冲击,使换热得到强化,背流面则是由于流体绕流圆弧表面,发生绕流脱体,形成回流和漩涡,增强了边界区域与主流之间的质量交换,使得背流面的局部换热得到强化,但二者所产生的本质变化均是使得相应区域的场协同性能得到加强,这也反映了场协同原理所阐述的强化传热本质.

在本文的模拟中,螺纹凸起部分的平均对流换热系数比平壁面上提高约60%~120%,如图6所示,因此整个壁面的平均换热系数,螺旋槽管较之光管有显著提高.

     
图5. 螺纹凸起的局部流线图

  图6. 螺旋槽管与光管的壁面换热系数对比

 

通过图4及图5可以看出,随着螺纹节距的增加,在背流面所形成的漩涡的影响范围之外,平壁面的换热系数略有下降,因此螺距大小应该尽量与漩涡的影响范围相适应,以最大限度的获得好的强化换热效果,而漩涡的大小与Re以及流体的性质及螺纹的高度等因素有关,因此不同Re情况下应该会有不同的最优结构参数.

2.3.2螺旋槽管结构参数对场协同与换热性能的影响

2.3.2.1螺纹节距P对壁面换热系数的影响

从图7(a)中可以看出,螺纹高度相同的情况下,随着螺纹节距的增加,算术平均协同角余弦值逐渐减小,图7(b)中速度与协同角余弦的乘积也呈现相同的趋势. 根据场协同原理,可以推断随螺旋槽管螺纹节距的增大,其换热性能逐渐变差. 图7(c)为模拟所得壁面传热系数随螺纹节距的变化曲线,从中看出根据场协同原理作出的推断是正确的.

在螺纹高度相同的情况下,由于随着螺纹节距的增加,单位长度内的螺纹凸起减少,壁面对流体流动的扰动效果减弱,场协同性能较好的区域所占比重下降,整个壁面上的平均场协同性能变差, 所以换热系数h随螺纹节距P的增大而逐渐降低.

光管内壁面上的算术平均协同角余弦几乎为0,整个壁面上的场协同性能很差,导致其换热系数较低. 从图7(c)中可以看出,光管的换热系数与螺旋槽管相差较大,最高可达50%左右.

从图7(a)中可以看出螺纹节距越小,螺纹高度增加对算术平均协同角余弦值增大的影响越显著,也即螺纹节距越小螺纹高度的增加对场协同性能的提升作用越大. 就单位尺度变化所引起的换热系数的变化而言,螺纹高度变化所产生的影响为55~85 [W/(㎡·℃)]/mm,远远大于螺距变化所产生的影响3~4[W/(㎡·℃)]/mm,但螺纹高度的增加受到更多的限制.


(a)


(b)


(c)

图7. 螺纹节距变化对换热性能的影响

 

 

2.3.2.2螺纹高度对e壁面换热性能的影响

从图8(a)中看出,螺纹节距相同时,随着螺纹高度的增加,壁面的算术平均协同角余弦值逐渐增大,图8(b)速度与协同角余弦的乘积呈现相同的趋势. 根据场协同原理,可以推断随螺旋槽管螺纹高度的增加,其换热性能逐渐增强. 图8(c)为模拟所得壁面传热系数随螺纹节距的变化曲线,从中也得到相同的结论.


(a)


(b)


(c)

图8. 螺纹高度变化对换热性能的影响

 

3、关于核心流传热强化

3.1折流杆换热器的数值模拟

与同属于管壳式换热器的折流板换热器相比,折流杆换热器的换热效果及PEC值要好得多。关于折流杆换热器壳程的强化传热机理,可解释为折流杆沿换热器壳程对流体的轴向或纵向扰流作用。这与管内核心流传热强化的机理极为类似。基于此,可对折流杆的分布特性及结构尺寸进行计算优化,以减少换热器壳程的流动阻力,提高PEC值。

迄今为止,尚未发现折流杆换热器壳程流场、温度场和压力场计算模拟的有关报道。为此,我们基于质量、动量和能量守恒定律,利用湍流 模型,对图9所示的折流杆换热器的壳侧进行了传热与流动的数值模拟。换热与阻力性能的模拟结果如图10、11、12所示。

 


图9 折流杆换热器示意图

 


图10 折流杆换热器壳程的Nu数随Re数的变化

 

 


图11 折流杆换热器壳程的摩擦系数f随Re数的变化

 


图12 折流杆换热器壳程的综合性能系数 随Re数的变化

 

3.2扰流子换热器的数值模拟

本课题组已将管内核心流传热强化的原理推广到管束流。基于这一原理,我们设计了一种新型的纵向扰流子管壳式换热器,并开展了相应的数值模拟和计算,计算流体为水。在上一轮数值模拟和计算的基础上,我们进一步对扰流子换热器与折流杆换热器进行了性能的计算比较,发现:在管径、管长和管壳直径相同的条件下,如果两者壳程的压降相同,扰流子换热器的性能优于折流杆换热器,而且,Re数越大,压降越大,则扰流子换热器的对流换热系数越高,参见图13。

显然,理论计算可为设计高效低阻的新型管壳式换热器奠定基础。


4、关于电站空冷器的数值模拟

4.1扁管蛇形翅片单元的模拟计算

关于电站直接空冷凝汽器管外翅片侧空气的流动与传热特性的数值模拟已有报道,但均为对单个翅片通道中的流动与传热计算。为比较不同的翅片数对计算结果的影响,分别对管长为100mm和500mm的扁管蛇形翅片通道内的流动与传热特性进行数值计算,结果如图14和图15所示。

由图14和图15可见,管长L=500mm时的对流换热系数和流动阻力均高于管长L=100mm。当风速为4.18m/s时,管长为500mm时的对流换热系数比管长为100mm时的约高10%,流动阻力约高30%。这说明,采用短管及其对应的翅片通道进行数值模拟时,其对流换热系数和流动阻力均小,若为单个通道计算,两者的差异将更加显著。因此,在进行空冷凝汽器空气侧的数值模拟时,计算模型的管长应尽可能接近实际尺寸,从而得到较高的计算精度。但是,扁管越长,翅片数目将越多,计算网格数也越多,对计算机的性能要求也就越高。

 


图14 不同管长(翅片数)下迎面风速的对流换热系数的影响

 


图15 不同管长(翅片数)下迎面风速的流动阻力的的影响

 

4.2椭圆管矩形翅片的模拟计算

在对电站直接空冷凝汽器的单排椭圆矩形翅片管进行了计算模拟后,我们又对实际应用的双排椭圆矩形翅片管进行了数值计算,计算模型见图16。由图17和图18可见,流体的迎面风速越大,双排椭圆矩形翅片管的换热系数越大,且流动阻力也越大。

 


图16 双排椭圆管矩形翅片散热器的计算模型

 


图17 双排管的换热系数随迎面风速的变化

 


图18 双排管的流动阻力随翅片间距的变化

 

由于计算模型为双排管,第一排为两个对称单元,管长为500mm,且每排管的翅片数目较多,故需要较多的计算网格,对计算机的性能要求较高。下一步拟开展并行计算,以改进物理模型,并提高计算精度。

课题四“传热表面污垢生成机理与对策”(2007CB206904)

1、循环冷却水目标参数(污垢热阻、污垢流阻、腐蚀速率)联合在线动态模拟监测系统经过更换大功率空冷散热器,扩大了入口水温调节范围,入口水温调节品质有明显提高。

2、继续积累污垢数据,进行了一组循环冷却水污垢正交试验。

3、利用污垢试验数据,进行支持向量机的扩展应用研究,探讨模糊线性支持向量机的构建及应用尝试。

4、较大幅度改进了弱极化管状三电极腐蚀速率检测电路,完成了静态实验测试。

5、确定了壁面粗糙度对析晶污垢、颗粒污垢附着特性影响的实验研究和析晶污垢、颗粒污垢厚度在线检测动态实验联合进行的研究方案,着手试制相应实验系统。

6、拟定了微生物污垢附着特性实验检测方案,并试制其检验性实验系统。

7、论证了微生物污垢检测实验台的构建,实验方案已初步形成,并在修改和完善中。

8、采用数字图像处理的方法,从形态学角度来识别和区分微生物。在经过灰度变换、形态学滤波、亮度均衡等一系列预处理之后,我们提取了形态特征、形状特征及其纹理特征。形态特征包括面积、周长、方向、形态比(形状因子)。形状特征包括不变矩、傅利叶描述子。纹理特征包括均值、标准差、平滑度、三阶矩、一致性、熵。在提取了这些特征后我们发现,他们都基本上都能够把不同的菌种区分开来,例如,七个不变矩对图像大小、平移、旋转变化都不敏感,可分性较好。但是有些特征例如周长、面积在不同菌种之间的差别不明显,而且提取的这些特征具有很大的冗余,从而就有了相关性和重复性。为了下一步分类的快速有效,有必要对这些特征进行降维操作。我们的接下来的工作就是选择合适的降维方法对下一步的分类奠定良好的基础。然后就是选择合适的模式识别方法对三种菌种进行识别、分类研究。

9、开展有机磷阻垢剂催化动力学分析和实验准备工作,设计了催化动力学分析装置。

10、研究采用数值计算方法对污垢特性随参数的变化规律。

11、利用现有实验台,对PTFE涂层进行污垢特性实验研究,实验结果还有待与其它表面和工况对比分析。

 

已发表论文:

(1)张仲彬,徐志明,《缩放管传热与污垢特性的实验研究》,《化工机械》2008,35(2)

 

录用论文:

[1]       Sun Ling-fang(1). Development of the New Comprehensive Performance Evaluation

Equipment for Enhanced Convective Heat Transfer Techniques. 2008 International Conference on

Intelligent Computation Technology and Automation,2008.10-20,Changsha,EI、ISTP全检国际会议

[2]       Sun Ling-fang(1). Research on the Prediction of Heat Exchanger Fouling Based on

Support Vector Machine. 2008 International Conference on Intelligent Computation Technology and

Automation,2008.10-20,Changsha,EI、ISTP全检国际会议

[3]  门洪(1),基于图像处理的菌落计数方法研究,化工自动化及仪表, 录用,EI收录

 

 

 

 

 

 

 

 

 

课题五:“换热器设计理论与方法”(2007CB206905)

 

1、场协同数在给定换热面积的管壳式换热器的优化设计中的应用

在场协同理论中,场协同数用于描述速度场和温度场的协同程度。但场协同数还远没有引起人们的普遍重视。

据我们掌握的资料,自场协同数被提出后,未见有关其在换热器优化设计方面的具体应用。最近,我们把场协同数定义为目标函数,以管外径、换热管数、折流板间距对壳内径的比值和折流板缺口的中心角为设计变量,应用基因算法,对给定换热面积和其它参数(如表1所示)的管壳式换热器进行了优化设计。发现优化设计方案和初始设计方案相比,在阻力损失有所下降的情况下,换热器的换热效能得到了一定提高(如图1(a)所示),图1(b)清楚地表明随着场协同数的增加,jf因子得到明显改善,但场协同数和改进的熵产数之间的关系较为复杂(如图(c)所示),总之以场协同数为目标函数的换热器优化设计具有在减少流体阻力损失的情况下,亦能提高换热器性能的优点。


 

2、火积耗散理论在换热器性能评价和优化设计中的应用

 我们正在研究利用火积和火积耗散概念重新描述热力学第二定律,并利用火积耗散理论和热力学理论,推导流体阻力和流体掺混引起的火积耗散表达式。


 

3、镀层诱导珠状凝结换热的研究

珠状凝结是一种高效凝结过程,是增强凝结传热的重要措施,人们对珠状凝结包括传热的机理、维持珠状凝结的条件以及工业应用的前景等一系列课题进行了长期的、系统的研究。它不仅涉及到传热传质学、金属学、化学,还涉及到表面科学及表面技术等诸多的科学技术领域。蒸汽在固体表面上呈珠状凝结的必要条件是该表面具有较低的表面能,即固体表面不被该蒸汽的冷凝液所湿润,若要实现珠状凝结在工业中的应用,必须开发一种长久维持滴状的低表面能的表面。本研究用多元化学镀的方法在换热管壁上获得非晶镀层,并在自行搭建的凝结实验台上对镀管和普通不锈钢管进行了不同工况下的换热比较。对采集结果的分析表明,镀层具有明显促进珠状凝结的效果,可以获得较好的换热性能,而不锈钢管在全实验过程中全部为膜状凝结,未能出现珠状凝结,镍磷化学镀层可以显著促进珠状凝结的发生,从而显著提高凝结换热系数。从实验数据来看,镀层可以将整体换热系数提高约1倍。实验观察还发现,蒸汽凝结压力与时间对珠状凝结换热有显著影响,并非任意蒸汽压

力下与时刻下都可以十分稳定地出现珠状凝结。进一步的研究在继续中。

 


图6 自行搭建的凝结换热实验台。

(1)电脑 (2)流量计 (3)Fluke数据采集系统 (4)恒压水泵

(5)视筒 (6)压力表 (7)差压计 (8)蒸汽发生器


 
 

 

图7 镀层管壁形成的珠状凝结(在蒸汽压力为0.14Mpa,冷水入口温度为t1=37.875℃,冷水出口温度t =38.8901℃,蒸汽的进气温度为t2=109.3817℃ 时)
 

图8 镀管与不锈钢光管换热系数随时间的变化
 
 

4、论文情况

 

[1] Yanhai Cheng, Yong Zou,Lin Cheng, Wen Liu, “Effect of the Complexing Agents on the Properties of the Electroless Ni-P Deposits” Materials Science and Technology P2008, Vol.24 : 457-460

[2] 程延海,邹 勇,程 林,刘 文, “热交换器表面Ni-P镀层工艺对组织性能的影响” 功能材料 2008 Vol.39 No.5 799-801

[3] 程林,许明田,王立秋,Single- and dual-phase-lagging heat conduction models in moving media, ASME Journal of Heat Transfer,  (已录用)。

[4] 郭江峰,程林,许明田,The application of field synergy number in shell-and-tube heat exchanger optimization,  Applied Energy. (投稿)
 

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