增濕型空冷器噴嘴布置方式及熱工特性實驗

黃曉慶，張 旭

(同濟大學暖通空調(diào)及燃氣研究所，上海 201804)

由于蒸發(fā)式冷卻器具有比空冷換熱效果好、比水冷節(jié)水等顯著優(yōu)點，在石油、化工、冶金、電力、制冷等領域有著廣泛應用[1]．由于光管或翅片管式蒸發(fā)冷卻器制作工藝簡單、成熟，密封性好，因此目前工業(yè)產(chǎn)品基本上都是采用光管式或翅片管式蒸發(fā)冷卻器．但光管式蒸發(fā)冷卻器單位體積傳熱面積有限，結構不緊湊，占地多，而翅片管式蒸發(fā)冷卻器翅片間距小，容易積水積垢，因此研發(fā)一種緊湊、傳熱效率高、容易除垢的結構形式是蒸發(fā)冷卻器發(fā)展的趨勢[2-5]．板式換熱器是一種高效、緊湊的換熱設備形式，將板式換熱器的優(yōu)點與蒸發(fā)冷卻技術相結合，開發(fā)板式蒸發(fā)冷卻器是一個有益的嘗試[6]．文獻[7]對波紋板式空冷器進行了阻力與傳熱特性實驗研究，文獻[8]對板式蒸發(fā)冷卻器進行了阻力與熱工特性的實驗研究，關于板式空冷器在工業(yè)領域應用的文獻還鮮見報道.

筆者對 TF6噴嘴不同布置方式(500,mm×500,mm，500,mm×725,mm，725,mm×725,mm)對空氣降溫效果與熱水降溫效果的影響進行比較，選定了較優(yōu)的布置方式，進行波紋板式空冷器干濕工況傳熱、阻力與噴霧特性實驗研究，得到了空氣與水側阻力降與換熱系數(shù)關聯(lián)式，為板式空冷器設計提供依據(jù)．通過對噴嘴噴霧降溫特性的研究，擬合得到了接觸系數(shù)與空氣質量流速和水汽比關聯(lián)式．

1 實驗系統(tǒng)設計

實驗系統(tǒng)包括 4部分：增濕系統(tǒng)、熱流體系統(tǒng)、空氣系統(tǒng)和測量與控制系統(tǒng)．實驗段主要由板式換熱器和增濕系統(tǒng)組成．圖 1為板式增濕空冷系統(tǒng)實驗裝置，噴嘴布置間距分別為 500,mm×500,mm、500,mm×725,mm 和 725,mm×725,mm(長×寬，每種布置方式為每排布置 2個噴嘴，共 2排)．圖 2為實驗裝置的原理圖，熱流體從板換右上側流入，從左上側流出；干工況時，板束外直接空氣冷卻(空氣與熱流體叉流換熱)；濕工況時，板束側面噴霧開啟，噴嘴在空氣入口處噴霧，噴嘴距離板束650,mm．

圖1 板式增濕型空冷器實驗段Fig.1 Plate spray humidification air-cooled heat exchanger experiment rig

圖2 實驗裝置的原理示意Fig.2 Schematic of experimental device

噴嘴類型為TF6，其結構如圖3所示．

圖3 TF6結構示意Fig.3 Structure diagram of nozzle TF6

2 實驗數(shù)據(jù)擬合關系式的建立

2.1 傳熱系數(shù)與準則式

空冷器干工況運行時，傳熱系數(shù)為

式中：K為總傳熱系數(shù)，W /(m2?K)；Q為傳熱量，由于空冷器兩側換熱量測量存在偏差，數(shù)據(jù)處理時，傳熱量Q取兩側換熱量測量計算值的平均值，即Q = ( Qf+ Qa)/2，W；F為換熱面積，m2；Δtm為對數(shù)平均溫差，℃．

由于空冷器剛投入實驗，所以忽略污垢熱阻，則傳熱系數(shù)

式中：αf為板束內(nèi)熱水對流換熱系數(shù)，W/(m2?K)；αa為干工況空氣的對流換熱系數(shù)，W/(m2?K)；Sp為板片厚度，m；λp為板片的導熱系數(shù)，W/(m?K)．

板束內(nèi)熱水的無因次對流換熱系數(shù)準則關聯(lián)式可寫為[9]

式中：fNu為熱水側努塞爾數(shù)；fRe為熱水側雷諾數(shù)；系數(shù)C1和指數(shù)m為實驗擬合數(shù)據(jù)．

板束外空氣的無因次對流換熱系數(shù)準則關聯(lián)式可寫為

式中：aNu為空氣側努塞爾數(shù)；aRe為空氣側雷諾數(shù)；系數(shù)2C和指數(shù)n可通過多次實驗數(shù)據(jù)擬合后確定.

式中雷諾數(shù)Re的特征長度為2倍的通道間距即2Sa或 2 Sf，特征速度取通道內(nèi)流體平均流速，特征溫度取流體進出口溫度的平均值．

2.2 接觸系數(shù)

影響增濕降溫效果的因素很多，諸如空氣的質量流速、噴嘴類型與布置密度、噴嘴孔徑與噴嘴前水壓、空氣與水的接觸時間、空氣與水滴的運動方向以及空氣與水的初、終參數(shù)等．但是，對一定的空氣處理過程而言，可將主要的影響因素歸納為以下3個方面：空氣質量流速的影響、噴水系數(shù)的影響和噴嘴結構特性的影響．

為了說明實際過程與水量有限、但接觸時間足夠充分的理想過程接近的程度，定義接觸系數(shù)η，可表示為[10]

式中：1t為空氣入口干球溫度，℃；s1t為空氣入口濕球溫度，℃；2t為空氣出口干球溫度，℃．

影響增濕降溫效果的因素是極其復雜的，不能用純數(shù)學方法確定接觸系數(shù)，而只能用實驗的方法，對于噴嘴類型及布置方式相同的情況，接觸系數(shù)可表示為[10]

式中：vρ為空氣質量流速；v為空氣流速，m/s；ρ為空氣密度，k g /m3；噴水量的大小常以處理每千克空氣所用的水量，即噴水系數(shù) μ (k g (水) /k g(空 氣) ) 來表示；W 為總噴水量，kg/s．

3 不同布置方式降溫特性比較

實驗工況選用噴嘴布置方式500,mm× 725,mm、500,mm×500,mm 和 725,mm×725,mm 進行比較，以選定更優(yōu)的布置方式．圖 4為 3種布置方式對噴霧前后空氣冷卻效果的影響比較，其中入口空氣干濕球溫差為冷卻極限，噴水量和霧滴與空氣的接觸面積緊密相關．隨著“入口干濕球溫差×噴水量”的增大，空氣冷卻效果增強，其中 500,mm×500,mm 的布置方式冷卻效果最好，725,mm×725,mm 次之，500,mm×725,mm 稍差．從入口空氣冷卻效果來講，500,mm×500,mm的布置方式更優(yōu)．

圖 5為 3種布置方式對板換中熱水冷卻效果的影響比較，其中對數(shù)平均溫差為熱交換的推動力，噴水量與進入板換進行蒸發(fā)吸熱的未蒸發(fā)霧滴量密切相關．隨著“對數(shù)平均溫差×噴水量”的增大，熱水冷卻效果增強，其中 500,mm×500,mm的布置方式冷卻效果最好，725,mm×725,mm 次之，500,mm×725,mm 稍差．從入口熱水冷卻效果來講，500,mm×500,mm的布置方式更優(yōu)．

圖4 不同布置方式空氣冷卻效果比較Fig.4 Air side cooling effect comparison under different nozzle layouts

圖5 不同布置方式熱水冷卻效果比較Fig.5 Hot water side cooling effect comparison under different nozzle layouts

實驗結果表明，在空氣冷卻效果及熱水冷卻效果方面，布置方式500,mm×500,mm均優(yōu)于725,mm×725,mm 及 500,mm×725,mm．如果采用更密排的方式，會使相同板換面積上噴嘴數(shù)量增加，造價增高．實驗證明，噴嘴密度過大時，水苗相互疊加，不能充分發(fā)揮各自的作用．當需要較大的噴水系數(shù)時，通?？勘３謬娮烀芏炔蛔儭⑻岣邍娮烨八畨旱霓k法來解決．故選定 500,mm×500,mm為更優(yōu)布置方式進行不同噴嘴阻力、傳熱和噴嘴降溫特性的實驗研究．

4 濕工況板式換熱器阻力特性

噴嘴類型為 TF6，經(jīng)實驗測定其噴嘴 k系數(shù)為3.18(噴嘴流量(L/min) =，其結構如圖 3所示，布置間距為 500,mm× 500,mm，如圖2所示．

濕工況時，板式空冷器空氣側阻力降隨迎面風速增大而增大，如圖6所示(TF6×4表示共4個TF6噴嘴進行噴淋，每排 2個，共 2排)，經(jīng)曲線擬合，空氣側阻力降與迎面風速和板片寬度的關聯(lián)式為[11]

式中：va為空氣側的迎面風速，m/s；H為空冷器板片寬度，m；Δ pa為空氣側阻力降，Pa．

圖6 空氣側阻力降曲線Fig.6 Air side pressure drop fitting curve

圖7 中空氣側Rea數(shù)與Eua數(shù)的關系表明，當板束外空氣迎面風速為 3,m/s時達到充分湍流，根據(jù)實驗數(shù)據(jù)擬合得到

圖 7中，干工況殘差均方值為 2.880,97，濕工況殘差均方值為0.345,21．

圖7 空氣側阻力曲線Fig.7 Air side resistance curve

從圖 6及圖 7可以看出，濕工況噴嘴 TF6與干工況的阻力降曲線及阻力曲線基本重合，即未蒸發(fā)液滴并沒有堵塞空氣側流道，導致空氣流通截面變小，空氣阻力增大．

干工況時，板式空冷器熱水側阻力降隨熱水流量增大而增大，板式空冷器熱水側的阻力降曲線如圖 8所示，根據(jù)實驗數(shù)據(jù)擬合得到[12]

式中：fv為流道內(nèi)熱水流速，m/s；L為空冷器板片長度，m；fpΔ為熱水側阻力降，Pa．

圖8 熱水側阻力降曲線Fig.8 Hot water side pressure drop fitting curve

5 濕工況板式換熱器傳熱特性

濕工況時，板式空冷器空氣側的努塞爾數(shù)aNu隨雷諾數(shù)aRe的變化關系如圖9所示，以2倍空氣通道間距a2S為特征尺寸，以空氣進出口溫度的平均值為特征溫度，以板束外通道內(nèi)空氣平均流速為特征速度，整理得到了空氣側aNu與aRe的關聯(lián)式為

圖9 空氣側對流換熱系數(shù)關聯(lián)式Fig.9 Correlation expression for air side convection heat transfer coefficient

由圖 9可以看出，在相同風量的情況下，濕工況空氣側對流換熱系數(shù)較干工況有顯著提高，在空氣側達到充分湍流后，對流換熱系數(shù)約為干工況的 8～10倍；在未達到充分湍流時，對流換熱系數(shù)可達到干工況的8～16倍．

實驗結果表明，噴霧一方面降低了入口空氣的干球溫度，加大了板換的對數(shù)平均溫差；另一方面，未完全蒸發(fā)的水滴在板換內(nèi)部繼續(xù)蒸發(fā)吸熱，大幅度提高了空氣側的換熱系數(shù)．

干工況時，板式空冷器熱水側的努塞爾數(shù)隨雷諾數(shù)的變化如圖 10所示，經(jīng)曲線擬合得到熱水側fNu與fRe的關聯(lián)式為

空冷器濕工況運行時，板束內(nèi)熱水對流換熱和干工況基本相同，fα的大小取決于熱水的雷諾數(shù)．

圖10 干工況熱水側對流換熱系數(shù)關聯(lián)式Fig.10 Correlation expression for hot water side convection heat transfer coefficient

6 濕工況噴霧降溫特性

對于噴嘴類型及布置方式相同的情況，接觸系數(shù)可表示為式(6)的形式．由圖 11可以看出，空氣質量流速 v ρ= 3 .6kg/(m2?s)時，隨著水汽比的增加，接觸系數(shù)增大，即隨著噴嘴背壓的增大，空氣在進入板換前干球溫度不斷降低，實驗結果表明，空氣流量為15,552,m3/h、TF6×4噴嘴背壓達到0.55,MPa時，空氣接觸系數(shù)約為 1，達到冷卻極限(干球溫度降至入口空氣濕球溫度，且噴嘴背壓并非越大越好，而是存在一個最佳壓力值)．

圖11 接觸系數(shù)隨水汽比變化Fig.11 Contact coefficient vs spray water/air mass flow rate

由圖 12可以看出，在噴嘴背壓為 0.55,MPa時，隨著空氣流量的增大(1,555.2～25,000,m3/h)，η/μ3.56指數(shù)上升．擬合得到接觸系數(shù)與空氣質量流速和水汽比的關聯(lián)式為

圖12 空氣質量流速對接觸系數(shù)的影響Fig.12 Contact coefficient vs air mass velocity

7 實驗誤差分析

對板式空冷器空氣側換熱量aQ進行誤差分析.空氣側換熱量aQ為

式中：aV為空氣體積流量；aρ為干空氣密度．則空冷器空氣側的最大相對誤差為

空氣側換熱量 Qa的最大相對誤差EQa為3項最大相對誤差之和，即焓差的最大相對誤差δΔ ha/Δ ha、干空氣密度的最大相對誤差δρa/ρa和空氣體積流量的最大相對誤差δVa/Va之和．

任意選取某一計算工況為：室內(nèi)大氣壓力p0= 0 .1MPa(10512.3mmH2O)，室內(nèi)溫度 t0= 3 1.5℃，進口空氣干球溫度t1= 3 5.1℃，濕球溫度 ts1= 2 8.1℃，出口干球溫度 t2= 4 2.2℃，濕球溫度 ts2= 3 8.7℃，取樣風速為 6.1,m/s．可計算得到空氣側焓差的最大相對誤差為 E Δha=±4 .02%，干空氣密度的最大相對誤差為 Eρa= ±0.149%，濕空氣體積流量的最大相對誤差為EVa= ±0.78%．最后將3項誤差相加，得到空冷器空氣側的最大相對誤差為 EQa=±4 .949%．雖然未對水側換熱器進行精度分析，但根據(jù)實驗結果，如果空氣側與水側換熱量的熱平衡偏差均符合所規(guī)定的±5%的范圍內(nèi)，可以認為空冷器水側的換熱量的測量也具有與空氣側換熱量測量相當?shù)木龋?/p>

通過對空氣側換熱量精度的分析，證明本實驗裝置和實驗方法是可靠的，實驗結果能滿足工程應用的要求．

8 結 論

(1) 實驗結果表明，在空氣冷卻效果及熱水冷卻效果方面，布置方式 500,mm×500,mm 均優(yōu)于725,mm×725,mm 及 500,mm×725,mm，選定500,mm×500,mm為更優(yōu)布置方式．

(2) 在500,mm×500,mm布置方式及TF6噴嘴噴淋下，得到了波紋板式空冷器阻力降關聯(lián)式和換熱系數(shù)關聯(lián)式，為板式空冷器阻力設計與熱工設計提供了依據(jù)．

(3) 實驗結果表明，噴霧一方面降低了入口空氣的干球溫度，加大了板換的對數(shù)平均溫差；另一方面，未完全蒸發(fā)的水滴在板換內(nèi)部繼續(xù)蒸發(fā)吸熱，大幅度提高了空氣側的換熱系數(shù)，并且沒有堵塞空氣側流道，導致空氣流通截面變小、空氣阻力增大．在相同風量的情況下，濕工況空氣側對流換熱系數(shù)較干工況有顯著提高，在空氣側達到充分湍流后，對流換熱系數(shù)約為干工況的 8～10倍；在未達到充分湍流時，對流換熱系數(shù)可達到干工況的8～16倍．

(4) 通過對 TF6噴嘴噴霧降溫特性的研究，擬合得到了接觸系數(shù)與空氣質量流速和水汽比關聯(lián)式.

(5) 空氣側換熱量的最大相對誤差為 3項最大相對誤差之和，即焓差的最大相對誤差、干空氣密度的,最大相對誤差和空氣體積流量的最大相對誤差之和．任意選取某一計算工況，空氣側焓差的最大相對誤差為4.949±%．

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