动态换热特性 篇1
关键词：余热回收,板式换热器,动态特性,Modelica,仿真
低温热能是指品位相对较低的热能,一般温度低于200℃,其种类繁多,包括各种工业废热、太阳能、地热能等。这一类能源总量巨大,有效利用低温能源在节能减排中有巨大潜力[1]。换热器是低温热能利用系统中的重要设备之一。由于这类热源往往是间歇式供应,且温度时有波动,此时,对换热器性能和控制系统的设计与优化,必须考虑其瞬态响应特性[2]。然而,传统的换热器研究往往集中在局部传热速率提高和综合换热性能改善方面,对换热器整体的瞬态响应特性的研究并不多见。一些研究者[3]通过实验测试的方法,对余热回收换热器的瞬态特性进行了研究,但发展换热器动态仿真技术,不仅可以对实验研究进行指导,还可以更为有效地分析和控制换热设备动态特性。
相比单相换热器,涉及蒸发和冷凝等相变过程的两相换热器的动态仿真技术更具挑战性。Willatzen等[4]针对蒸汽压缩制冷循环中的蒸发器和冷凝器,采用移动边界模型建立其工质侧的瞬态响应模型,并基于该模型研究了系统启动和停闭时两相换热器的动态性能;Satyam Bendapudi[5]针对离心式冷水机组相变过程分别建立了移动边界模型与有限体积模型,并对两种仿真模型的计算结果进行了比较。他们的研究结果表明,尽管移动边界模型计算速度较快,但在两相区计算的精度不及有限体积模型;魏东红等[6,7,8]基于Dymola/Modelica仿真平台,对余热回收蒸发器以及整个有机朗肯循环系统建立了瞬态仿真模型,其仿真模拟结果与实验结果的对比表明,二者的误差不超过4%。
本文在前面学者研究的基础上,采用有限体积法建立了板式换热器动态仿真模型,并基于一种新型的编程语言Modelica开发了仿真程序。由于单相区和两相区传热特性存在较大差异,有限体积法虽然精度较高但容易发散。本文在合理假设的基础上对仿真程序进行了一系列处理以提高程序收敛性,包括压力损失集成处理和换热系数过渡模型等。
1 换热器建模及仿真
1.1 换热器的数学模型
蒸发器和冷凝器是余热回收系统的关键部件,其模型的准确与否直接影响到系统模型的优劣。建立这类相变换热器动态模型主要有两种方法:有限体积法和移动边界法。移动边界建模核心在于动态地捕捉换热器中不同相态的区域长度信息,针对各个换热分区建立集总程序,具有阶次低、适于控制设计等特点。有限体积法则是离散化模型常用的一种方法,该方法首先需将研究对象分割为多个相等的控制容积,然后针对每个控制容积建立有限体积模型。两种模型相比而言,移动边界模型模拟速度更快,但在处理启动和变负荷工况时不太稳定;有限体积具有较高的精度,但需要有精确的传热和压降关系式,并进行提高收敛性的技术处理。
本文选用有限体积模型,作以下假设:
(1)忽略板对环境的散热;
(2)忽略平板沿宽度方向以及厚度方向的导热,只考虑径向导热;
(3)不考虑密封片或者垫圈的换热,假设换热只发生在流体与平板的换热区域内。
换热器离散化模型如图1所示。带星号的为节点参数,不带星号的为换热单元参数。下标sf表示热流体,w表示壁面,f则表示循环工质。
针对每个换热单元i,其换热面积Ai、流体体积Vi、间壁质量Mw,i分别定义如下
式中A———换热器总面积;
V———换热器总体积;
Mw———换热器总重量;
n———离散单元数目。
基于状态参数压力p和焓h建立一维有限体积模型的控制方程如下
循环工质的质量守恒
循环工质的能量守恒方程
管壁面的能量守恒方程
式中ρ———流体的密度;
t———时间;
qsf———壁面与热流体交换热量;
qf———工质与壁面交换热量。
二者可分别采用下面两式计算
上式中U表示综合换热系数/W·m-2·K-1
1.2 换热系数选取
对于管内湍流强制对流换热,在单相区(气相区、液相区)的换热系数采用如下的无量纲关系式进行计算
(m=0.5-0.8,n一般设定为1/3)
式中m、n———依据板式换热器的结构与管内的流动形式不同而设定的,本研究中m=0.7;热流体侧C=0.101,气相区C=0.063,液相区C=1.29[11];
d———当量直径;
λ———流体(水,R245fa)的导热系数。
对于管内的两相流换热,采用Hsieh关系式[12]进行计算
式中Bo———沸腾数;
kl———通过式(7)求出的液相对流换热系数。
忽略壁面导热热阻后,表面换热系数与综合换热系数关系如下
对于热流体侧而言,由于没有发生相变,因而设定其表面换热系数为一个定值。对于工质侧而言,要根据工质所处的状态(液相、两相、气相)来选择不同的换热系数。为了防止换热系数计算过程产生不连续的情况,引入一个计算裕度ΔX=0.05。工质侧的换热系数计算公式如下
其中,hl、hv和h分别为饱和液、饱和蒸汽和两相流的焓值。
1.3 换热器中压力损失
对于换热器内的压力损失,原则上是要对每个换热单元进行压力损失计算,考虑到压力变化的响应速度要远远快于换热器中其他参数变化的,因而在换热单元的控制方程中不予以考虑,认为换热器内部压力是一致的。这种简化处理方法的优点是模型求解不易发散。为确保仿真结果的准确性,采用一个阀门部件模型来模拟实际换热器压力损失,将其设置在流体密度较低的换热器最后一段。压力损失与质量流率的关系如下
其中A是等效的阀门截面积。
2 换热器的测试模型
根据上一节描述的换热器数学模型,建立的换热器仿真模型,模型的构成分为冷热流体两侧以及壁面,Sf_in以及Sf_out是二次流体的进出口,Wf_in和Wf_out是制冷剂的进出口。本文热流体选用的是水,而制冷剂选取的是R245fa(五氟丙烷)。由换热器的基本模型与二次流体以及制冷剂入口、出口模型组合,建立起换热器的测试模型,如图2所示。
3 换热器的仿真模型
本研究主要着重于带有相变的换热器动态特性的研究,换热器内的工质一般都为制冷剂,这里仿真水-R245fa(五氟丙烷)换热器的工作性能,换热器的总换热面积3.078 m2,内部体积为0.005 m3,水的物性我们只需要用到其密度ρH2O=1 000 kg/m3以及比热容CH2O=4 200 J/(kg·K),R245fa的物性调用Modelica.Media标准库的数据。换热器的管壁比热系数=503 J/(kg·K),壁面的质量为13 kg。
3.1 换热器模型验证
为了验证换热器模型的正确性,先进行稳态的仿真。热源水温度选取为200℃,质量流率为0.1kg/s;工质的进口温度选取为10℃,质量流率为0.25 kg/s,离散单元数为50,仿真50 s内换热器冷热流体温度分布,如图3所示。从图中我们可以看出,热流体的温度从180℃降低到40℃,工质则由初始的20℃升高到130℃。图中制冷剂的温度变化曲线有一段处于水平状态,此时工质处于两相区,两相段结束过后有一个较短的过热区域。沿传热方向,热流体温度降低,在工质发生相变的区域,热流体温度变化较为明显,这是由于制冷剂的相变而导致的,在经历了两相区过后,热流体温度变化又趋于稳定,这与理论计算基本吻合。
稳态验证证明了换热器模型准确性,进一步来研究换热器模型离散程度也就是节点数对模拟结果的影响。图4所示的是在相同的初始条件(温度阶跃上升30℃)下,取n=10,30,50,100时制冷剂出口的温度变化。从模拟结果可以看出,节点数为10时结果误差较大;n=50时计算结果较n=30时更准确,而且模型的稳定性更好,震荡较少;同时在模拟计算的过程中,节点数越多需要的时间越长。因而在后面的模型模拟中,统一选取节点数50来进行模拟结算。
在进行了模型的稳态验证基础上,改变热流体的进口温度,研究其动态情况的准确性。本研究是针对用于余热回收利用的换热器动态仿真模拟,而这种热源的温度往往是不稳定的,这里选取回收内燃机废气所得热水的温度[14]作为热源温度。图5是换热器工质的出口温度与热流体进口温度的对比图,从图中可以看到工质出口的温度与热流体的温度变化趋势是一致的,这一点进一步的验证了换热器动态模型的正确性。通过观察图形还可以发现,相对热流体温度变化而言工质出口温度变化有一个较小的延迟,这在实际情况下是存在的,因而也是合理的。
图6所示的是换热器压力损失随时间变化关系,在0~300 s的时间内,压力损失与热源温度的变化并不是一致的,这是由于设定压力损失的初始值0.2 bar小于实际的压力损失,因而有一个慢慢增大的过程,300 s之后压力损失的变化趋势保持与热水温度变化同步了。
3.2 动态特性仿真计算
在对换热器模型进行了验证后,进一步研究换热器的动态性能。改变热流体温度,使其按正弦规律周期性变化,模拟结果如图7所示,从图中可以看出换热器的出口温度在工作状态稳定之后也呈现正弦变化且周期与热流体变化周期相同,但是相位和幅度不同。
改变热流体温度,使其在50 s的时候阶跃升高,模拟结果如图8所示。从图中可以看出温度变化量不同时,相应换热器的出口温度响应时间也有区别,变化量为10℃时,出口温度到了60 s才有明显反应而变化量为20℃和30℃时,换热器出口温度立刻有了响应;而且恢复到稳定状态的时间也是不同的,变化量为10℃的上升时间最短。
改变热流体流量,使其在50 s的时候阶跃增加,模拟结果如图9所示。与温度阶跃变化结果类似,当变化量较小时,制冷剂出口温度要过一段时间才有变化,变化量大的时候出口温度会较快的作出响应;同时还可以发现,突变量大的时候系统震荡幅度会增大,恢复稳定的所需时间更长。
4 结论
(1)针对用于中低温余热回收利用的换热器进行了静态以及动态模型验证,模拟结果反映有限体积模型可以很好地用于两相换热器的仿真特性研究;
(2)建立的基于有限容积法的蒸发换热器仿真模型,在传热系数和压损计算方面进行了连续性转换处理。仿真计算表明,模型具有良好的强壮性,可以处理温度波动和流量波动;
(3)对于热源温度的正弦波扰动,换热器出口温度的响应频率与入口波动一致,但相位及幅度有一定的变化。在温度、流量存在阶跃扰动的情况下,扰动量越大换热器响应就越快。
参考文献
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动态换热特性 篇2
在飞行器飞行过程中,舱内压力随着气体的泄露逐渐降低,并最终达到0.3atm。在通风体积流量不变条件下,随着舱内压力降低,设备通风换热特性会持续恶化。由于以往这方面的研究很少,设备通风换热特性随气压变化的规律不太清楚,这给通风系统设计造成了一定的困难。本文将模拟在不同压力条件下气流冲击平板对换热特性影响的研究,为舱内设备的通风系统设计提供一定的理论依据。
1 数学物理模型
1.1 物理模型
计算平板由保温材料和铝板组成,如图1所示。舱内设备表面会有垂直来流方向和平行来流方向两种情况,换热状态有三种,如图2所示。
计算中把平板置于2000×660×900的风道中,风道气流入口速度为0.3m/s,温度为25℃,铝板发热功率5.3W。
1.2 数学模型
1.2.1 控制方程
本文采用求解N-S方程和能量方程的方法模拟了气流冲击平板时的温度分布。假定空气为理想气体,在稳态情况下,描写平板周围空气换热过程的控制方程在直角坐标下为[2]:
质量守恒方程:
动量守恒方程:
其中:t为时间,ρ为密度,P为压力,u为速度,ρ为分子粘性系数,Si为源项。
流体区域的能量守恒方程:
固体区域的能量守恒方程:
其中,keff=k+kt有效导热系数;k为分子导热系数;kt=cpμ t/Prt湍流导热系数;St为能量方程源项;Q为体热源;μt湍流粘性系数,由湍流模型给出。
1.2.2 边界条件和计算网格
对平板温度场进行数值模拟时,边界条件包括速度边界和温度边界。速度边界:通道入口速度为0.3m/s;固体表面为无滑移边界条件。温度边界:发热铝板表面给定热流密度,气流与壁面之间的传热采用壁面函数法处理。计算网格如图3所示。
2 结果与分析
2.1 经验公式
气流方向与平板平行时,相应平板的的对流换热系数计算公式可以描述如下[1]:
式中,Nul和Rel中的特征长度是平板的全长,上式在Rel≤2×105的范围内适用。
流体垂直平板时,平板表面平均换热系数计算公式如下:
其中特征长度为平板长度,定性温度为(t∞+tw)/2,适用范围Re=4×103~1.5×104。
根据传热学理论,在一定的压力范围内,气体属性、μ只是温度的函数,假定密度不随气流温度变化,根据公式(1、2):
1)对于外流平行平板的情况,即状态Ⅲ,当压力由1atm变到0.3atm时,密度也会降为降为原来的0.3倍,因此,Nu变为原来的0.55倍,即降低了45%,相应的平均换热系数也降低了45%;
2)对于气流垂直平板的情况,即状态Ⅰ和Ⅱ,当压力由1atm变到0.3atm时,Nu变为原来的0.42倍,即降低了58%。但由于压力变为0.3atm时,式(2)已经不再满足适用范围,降低值误差较大。
2.2 流场和温度场结果
平板周围气流分布是决定平板通风换热特性的关键因素,计算中没有考虑气流温度对密度的影响,因此,在相同压力下状态Ⅰ和Ⅱ平板周围流场相同,只是由于发热面与来流方向相反导致换热量不同,温度场有所差异。当气流直接冲刷发热面时,平板换热效果要好一些,相应的温度低。由计算可以发现状态Ⅱ和Ⅲ平板温度最大值相近,均比状态I高,说明平板在状态I通风换热性能最好。
在计算中发现,在通道体积流量不变情况下,平板最高温度值随压力降低而增加,图4给出压力为1atm和0.3atm时状态Ⅱ平板周围流场和温度场分布。平板周围流场分布并没有随压力变化而改变,只是参与换热气体质量降低,导致平板换热系数降低,温度升高。
2.3 表面平均换热系数及平均温度分布
图5给出三种状态下平板发热面平均对流换热系数和平均温度随压力的变化曲线。由图可看出:1)随着来流方向与发热面关系的不同,铝板换热特性也有所差别,其中第一种状态最好,第三种次之,第二种最差;2)随着通道内压力降低,铝板换热特性变差,表面温度提高,平均对流换热系数降低;3)压力降低对三种状态铝板换热系数影响程度各不相同,对第二种状态影响最大,对第一种影响最小,这是因为流场形式不同,参与换热气体量降低对换热效果的影响程度也不同;4)当压力由1atm变为0.3atm时,三种状态对流换热系数降低幅度都低于理论值,出现这种现象的原因除了计算条件与经验公式应用环境差别之外,另外一个原因还在于经验公式计算和数值模拟中均假设温度变化对气流密度没有影响。
3 结论
经过对不同压力下气流冲击平板换热特性的研究发现,随着压力的降低,平板发热面换热系数降低,但降低的幅度会随着与来流方向不同而不同。在目前计算条件和0.3atm压力下,发热面换热系数降低的幅度在25%~48%之间,小于经验公式得出的结论,这给飞行器自主飞行过程中,舱内设备的通风系统设计提供一定的理论依据。
参考文献
[1]杨世铭,陶文铨.传热学[M].北京:高等教育出版社,2006.
动态换热特性 篇3
关键词：电子器件；散热片；换热特性；数值模拟
随着电子技术的发展，中央处理器（CPU）与显卡等关键电子器件的性能不断提高，其中CPU的频率与集成度大幅提高，体积却越来越小，在长时间工作过程中会不可避免的出现高热流密度问题[1]。由于显卡核心工作频率与显存工作频率的不断攀升，显卡芯片的发热量也在迅速提升，显示芯片的晶体管数量已经达到，甚至超过了CPU内的数量，如此高的集成度必然带来了发热量的增加。散热不好将会导致系统工作不稳定，甚至造成电子设备的损坏[2]。因此，高热流密度电子器件的散热器得到了广泛关注[3～8]，制定高效实用的冷却方案能够确保电子器件工作稳定，提高其安全可靠性。
目前，CPU和高性能显卡等高热流密度电子器件的主要散热方式为风冷散热，风冷散热器由散热片和风扇组成，散热片和电子设备直接接触将热量引出，风扇强制空气流动将散热片上的热量带走。在散热器体积一定的前提下，风扇提供的风速和散热片的型式决定着散热效果。由于当前大部分散热器的研究是基于等截面直散热片，而关于变截面散热片的研究相对不多，因此本文采用不同截面形状的散热片模型在不同的风速下进行数值模拟，对比各模型的计算结果，分析不同形状的散热片在不同风速下其底面芯片最高温度、换热系数及压损的变化规律，得到散热效果最为理想的散热片形状，为当前电子设备的散热研究提供参考。
1 散热片模型与计算模型
1.1 散热片模型几何尺寸
选取三种形状的散热片模型，如图1所示，分别为矩形截面的散热片模型1、收缩式散热片模型2和扩散式散热片模型3。各散热片的几何尺寸如表1所示。
1.2 计算模型及边界条件
为简化计算并保证计算精度，将图1（a）（b）（c）三种计算模型复杂的传热过程做如下假设：
（1）流体区域内流动的物质为空气，其物性参数为常数；
（2）空气做强制流动，流动是三维定常层流；
（3）散热片的传热方式为对流换热，忽略热辐射；
（4）假设出口局部单向化。
通过合理的简化与假设[9]，计算模型为下列控制方程组
连续性方程
■=0
动量守恒方程
■（ρuiuk）=■μ■—■
能量守恒方程
■（ρuiT）=■■■
控制方程组的求解方法采用求解压力耦合方程的半隐方法，即SIMPLE算法[10]。计算模型的边界条件为：进口边界给定流体的进口平均风速，取等温边界条件；模型底面为等热流密度；流固耦合面上的边界条件按壁面函数法设置确定。
2 计算结果及分析
将GIMBIT绘制的三种模型（如图1所示）导入FLUENT软件进行数值模拟，设置模型两个侧壁温度为313 K，速度取变量，温度293 K，底面发热面芯片的功率为60 W，对流换热温度333 K。对三种模型分别在入口风速为1 m/s、2 m/s、3 m/s、4 m/s、5 m/s及6 m/s的工况下进行计算，得出三种模型的底面芯片最高温度、传热系数以及压降在不同风速下的变化关系。
由图2可知风速与底面芯片最高温度的变化关系，三种散热模型随着风速的提高，散热器的底面芯片最高温度均有降低，风速越高温度越低，散热效果越好。风速在1～3 m/s，模型2与模型1的底面芯片最高温度基本相同，模型3的底面最高温度一直高于模型1和模型2。当风速达到3 m/s时，模型1和模型2的底面温度约为321 K，均好于模型3的散热效果。当风速在3～6 m/s，模型2的底面温度明显低于模型1、3的温度，当风速达到6 m/s时，模型2的底面温度在317 K左右，是三种模型底面芯片最高温度中最低的，而模型3的底面温度最高，接近321 K。
图3为传热系数与风速的关系曲线，随着风速的增加，三种模型的对流换热系数均有增大，当风速在1～3 m/s，模型2的传热系数比模型1高2%左右，相差不大，而模型3的传热系数明显小于模型1和模型2。当风速接近3 m/s并增加至6 m/s的过程中，模型2的传热系数大于模型1，模型3的传热系数虽然继续增大但是明显小于模型1与模型2，当差值最大时，模型2比模型1的传热系数高 11%左右，模型2较模型3高46%左右。因此，结合图1可得出在相同风速下模型2 的换热效果好于模型1和模型3，模型3的换热效果最差。虽然随着风速增加，传热系数增大，但是从图中可以得出，风速由1 m/s至3 m/s的过程中，三种模型的传热系数提高幅度很大，当风速约为4 m/s时，传热系数的提高幅度逐渐减小。按照风速总的变化范围进行比较，模型2的传热系数高于模型1和模型3。
图4为压降与风速的关系曲线，当风速为1～3 m/s左右时，模型1与模型2的压降均随风速的增加而增大，且没有明显差别，模型3的压降明显大于模型1与模型2。风速接近3 m/s并增加至6 m/s的过程中，模型1与模型2的压降继续增大，模型2的压降逐渐小于模型1的压降。而模型3的压降在风速1～6 m/s的区间内，呈近似线性关系。通过对图4的分析可知，模型2的压降最小，模型3的压降及压降增幅最大。
综合图2、图3和图4可知三种模型的底面芯片最高温度随着风速的增大而下降，传热系数随风速的增加而增大，但变化幅度逐渐减小，这与实验结果基本保持一致。原因是三种模型随着风速增加而压降也在增大，即流动阻力增大，这部分能量又以热量的形式被散热片吸收，使得传热系数的增大幅度减小，导致底面芯片最高温度的下降幅度减小。另一方面是由于风速的增加对热边界层厚度的削弱作用也是有限的。
nlc202309010103
虽然提高风速可以提高传热系数，降低底面芯片最高温度，但是风速增加会导致风扇消耗泵功的增加，同时压降随着风速的增加而增大，而CPU风扇不能承受过大的压降，因此散热片的选取，应满足具有良好的换热效果、压降相对较小的条件。通过对计算结果的分析，可以得出在三种模型中满足条件的是模型2，即由底面沿高度方向截面呈收缩式的散热片。本文对
于三种模型的传热特性分析是基于数值计算结果得出的，与实验[3]相比，由于实验设备和相关实验环境等因素的影响，计算结果与实验数据存在一定的误差，但是通过合理的简化计算模型及合理选取边界条件，保证了计算精度，使数值模拟出的结果与相应实验结果能够保持基本一致。
3 结束语
三种散热片的换热效果均随着风速的增加而增强，随着风速进一步增加，换热效果继续增强，但是增强程度下降，结合压降随着风速的增加而增大的规律，不应为更好的换热效果过度提高风速而忽略压损的影响。在相同加热功率不同风速下，比较三种模型的底面芯片最高温度、传热系数和压降的变化，可知收缩式散热片，即模型2的换热效果最好且压降最小，优于模型1和模型3。因此，采用收缩式散热片可以为高热流密度的电子设备冷却方案的设计和改进提供参考。
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作者简介
范 伟（1982—），男，助教，主要研究方向：强化换热及数值计算、电厂热力系统的节能理论与监测诊断研究。
复杂空冷叶片换热特性研究 篇4
复杂空冷叶片换热特性研究
为了深入了解空冷透平动叶的冷却机理和冷气流动特性,对某重型燃机透平动叶进行了气-热耦合数值模拟.结果表明,叶尖开孔可以促进冷气在蛇形通道中的流动,改善冷却效果;涡流矩阵通道中子通道的宽度与高度比减小会加大涡流矩阵通道中的`流动阻力,从而改变冷却的效果,其宽高比与冷气进口条件存在一个最佳组合关系:涡流矩阵通道结构与叶尖之间的间隙会降低冷气的利用率.
作 者：SU Sheng 胡捷 LIU Jian-jun 安柏涛 SU Sheng HU Jie LIU Jian-jun AN Bai-tao 作者单位： 刊 名：燃气涡轮试验与研究 英文刊名：GAS TURBINE EXPERIMENT AND RESEARCH 年，卷(期)： 21(3) 分类号：V231.1 关键词：空冷叶片 气热耦合 叶尖孔 蛇形带肋通道 涡流矩阵通道 叶尖内部间隙
动态换热特性 篇5
随着燃气轮机的不断发展燃气涡轮前温度不断提高,如何有效的冷却涡轮叶片以经成为燃气轮机设计的重要问题。交错肋冷却结构是涡轮叶片内部强制对流冷却的一种特殊结构,与普通肋片结构不同交错肋冷却结构的肋高为通道高度二分之一[3]。交错肋冷却结构在具有较高的冷却能力的同时也具有较高的阻力损失,由于其结构比较复杂,使得加工的成品率降低,加工成本升高,同时由于交错肋结构通流面积较小,易堵塞,出现局部低换热区,降低了叶片的使用寿命,危害机组安全,因此对交错肋冷却通道的流动换热特性进行研究具有重要意义[4]。
1 数值模拟基础
1. 1 几何模型
参考某涡轮叶片内部交错肋冷却通道的结构尺寸设计了简化形式的交错肋冷却通道,为了降低进出口效应对计算结果的影响,在模型进出口部分分别建立了35 cm、32 cm的光滑通道预延段。其结构形式如图1 所示,其中a为副通道,b为拐角区,c为网格间通道,d为出口预延段,e为肋高,f为进口预延段,t为肋宽,P为肋间距,β 为肋倾角,整个冷却通道的高6 cm、宽35 cm、长64 cm。为了获得交错肋冷却通道的内部流动换热机理及结构参数变化其流动换热性能的影响规律,共建立了8 种几何模型,模型的几何参数见表1。
1. 2 计算域网格与边界条件
由于求解的是冷却通道的换热和流动,对壁面边界层的要求较高,利用ICEM软件进行结构化网格划分。为了使数值计算更为准确,并节省计算时间划分了网格数分别为450 万,800 万,1 000 万,1 400万的四套网格。四套网格均进行了边界层加密,计算结果表明网格数为800 万、1 000 万、1 400万的三种网格在总压损失,换热量等结果的相对误差都在1% 以内; 而网格数为450 万的模型与其他模型的相对误差相对较大。综合考虑计算精度与计算时间最终选择800 万网格最为网格划分方案,该模型的边界层具有10 层网格,全场y + 值在2 以下。图2 为计算域整体网格和单通道局部放大网格。
利用商业软件CFX进行求解计算,计算采用有限体积法及全隐式方法求解三维定常黏性N-S方程,湍流模型为k-ω 模型,计算精度为高阶精度,收敛残差为1 × 10- 5。进口给定质量流量进口,来流与进口截面垂直,进气温度为293 K,湍流度为5% 。出口边界条件为压力出口,给定壁面为等壁温边界条件,壁面温度为343 K。通过改变进口气体质量流量的方法来进行不同工况下的流动换热计算,共进行了7 种工况的计算分别为雷诺数Re为30 000、40 000、50 000。
2 计算结果与分析
2. 1 交错肋通道内部流动换热机理分析
由于交错肋冷却通道的肋片高度为通道高度的二分之一,通道的上下肋片在中间接触,形成许多网格和副通道。这样气体在通道内的流动被分为各个副通道内的流动和网格间通道的不规则流动。图3为模型2 在Re = 6 000、20 000、50 000 时的努塞尔数分布图,冷却气体的流动方向为自下而上,由图可知,在副通道内沿着冷却气体的流动方向努塞尔数略有减小; 副通道的右侧努塞尔数略高于左侧,这主要是肋片的偏转使得副通道的右侧冷却气体积聚造成的。在接近侧壁处出现了弱换热区,经过拐角区之后又出现了强换热区,这主要是因为在拐角处气体冲击侧壁造成气体流速降低,压力升高,部分气体回流,从而使拐角前气体堵塞,而经过拐角时产生了很强的冲击和扰动,气体流速升高,冲击壁面。
从图3 中我们还可以看出网格间肋壁的努塞尔数也是很高的,这是由于气体在上下肋壁形成的网格间通道掺混,形成了较高湍流度的涡,使得气体经过网格后扰动剧烈,换热能力增强。努塞尔数随着Re的增大而增大,但其分布规律却基本保持不变,这表面在数值模拟的工况范围Re = 6 000 ~ 50 000内,雷诺数的变化是导致努塞尔数大小变化的主要原因,而不是努塞尔数分布情况的变化,进而反映了相应的流动规律没有因为工况的改变而改变。
图4 为交错肋冷却通道的局部努塞尔数比分布图,从图4 ( a) 可以看出沿着冷却气体的流动方向会周期性的出现强换热区,强换热区出现在有上下副通道相交的网格间通道附近,冷却气体在网格间通道掺混,使气体的紊乱程度增大,产生了强换热区,在侧壁的中后部这种强换热区的的面积减少,这是因为冷却气体进入拐角区之前速度减小并出现堵塞现象,大量冷却气体通过网格间通道流入对侧副通道,造成了强换热区面积减小。图4 ( b) 由左至右为气体流动方向,可以看出刚经过网格间通道的区域换热能力很强,其原理与侧壁出现的强换热区相同。
当气体在副通道内流动时,首先由于肋片的倾斜气体会发生偏转,气体继续在副通道内流动在侧壁的作用下会发生翻转,与光滑通道冷却气体的直线流动不同气体在各个副通道内的流动是曲折的,这种蜿蜒流动增加了气体在通道的流动距离。气体除了在副通道流动之外还会在各个网格间通道中流动,这种不同副通道气体在网格间的掺混和扰动能够破坏附面层,形成二次流从而强化换热增大流动阻力。因此肋片倾斜产生的偏转扰动,气体在侧壁翻转产生的冲击和扰动,气体流动距离的增加以及气体在网格间的参混四方面原因起到了强化换热的作用,同时也带来了相应的流动阻力。
2. 2 结构参数变化对交错肋通道的影响
图5 为Nu随Re的变化情况,可以看出随着Re的增大8 种模型的Nu均增大,这表明换热效果随着Re的增大而增强,与光滑通道相比交错肋通道的Nu数提高了3 ~ 6 倍,这说明交错肋冷却通道明显的提高了冷却通道的换热能力。
随着肋倾角的增大冷却通道的换热能力增强。随着肋倾角的增大,肋片对气体的偏转扰动更加明显。随着肋倾角的增大,冷却气体所经过的拐角区增多,肋倾角30°、45°、60°模型的拐角区数量分别为10、14、18,气流在拐角处翻转所产生的冲击和扰动是很明显的,这种冲击和扰动对破坏附面层,形成二次流有很大作用。此外随着肋倾角的增加,气体的流动距离也增加。因此随着肋倾角的增加,通道内的气流扰动更为剧烈,流动更为复杂和混乱,换热效果也就随之增加了。
随着肋宽的增大冷却通道的换热能力增强。随着肋宽增大通道的通流面积减少,通道内的气体流速增加,扰动加剧,这有利于破坏附面层和形成二次流,从而增强换热能力。随着肋间距的增大冷却通道的换热能力减弱。随着肋间距的增大,通道的实际横截面积降低,气体流速下降,扰动减弱,不利于破坏附面层,形成二次流,这与肋宽增大而换热效果增强的原理相似,此外肋间距的增大,冷却通道内的肋片数减少,降低了通道的扩展面积,减弱了通道的换热能力。
总压损失系数f = 2( P*in- P*out) /ρinu2,能够反映流体流动的阻力特性,其中P*in、P*out分别为进出口总压,ρin、u分别为进口截面的密度和截面平均速度。从图6 中可以看出相比于光滑通道交错肋冷却通道的阻力损失有了明显的增大,增大150 ~ 1 600倍,这说明交错肋冷却通道在提高冷却通道换热能力的同时也带来了很大的阻力损失。8 种模型的f随Re的增大逐渐减小最后趋于平缓,
随着肋倾角的增大冷却通道的阻力损失增大,随着肋倾角的增大,肋片偏转作用增强,冷却气体所经过的拐角区增多,流动距离增加是阻力损失增大的主要原因。随着肋宽的增大冷却通道的阻力损失增大,随着肋间距的增大冷却通道的阻力损失减小,这主要是由通道横截面积减小,气流速度增大,造成的剧烈扰动所产生。
3 瞬态液晶实验
当热敏液晶的温度发生改变时,其内部的分子层之间的距离就会发生改变,热敏液晶的光学特性就会发生变化,呈现出不同的颜色[5]。根据液晶的这一特性我们可利用摄像机记录物体表面温度场变化,对温度场变化的过程进行后处理,从而得到物体表面的传热特性。
瞬态液晶测量的基本原理如下: 交错肋冷却通道的内部表面各点的温度变化满足半无限大平板假设:
式( 1) 中 α 和k别为壁面的热扩散系数和导热系数,Ti为交错肋冷却通道表面和冷却气体的起始温度,Tw为液晶变为红色的温度( 35 ℃) ,Tm为该点对应的主流温度,h为表面传热系数,t为交错肋冷却通道的内表面达到35 ℃的时间。实验利用CCD相机记录交错肋冷却通道内表面液晶的颜色变化情况,通过对视频文件的后处理获得通道内表面各点达到35 ℃ 的时间t; 根据热电偶所测得的交错肋冷却通道的进出口温度变化情况,沿程插值获得Tm,这样就可以利用式( 1) 求解得到交错肋冷却通道内表面各点的h进而获得各点的Nu。
1为离心风机;2为节流阀;3为涡街流量计;4为稳压室;5为丝网加热器;6为热电偶;7为总压探针;8为数据采集器;9为交错肋通道实验段;10为CCD相机;11为LED光源;12为颜色后处理系统;13为焊机
图7 为交错肋冷却通道实验台示意图,实验台由图像处理系统,实验段和通流管路三个部分组成。图中箭头方向表示气流流动方向,黑色箭头表示未经加热的气流,红色箭头表示经丝网加热器加热后的气流,风洞出口直接与大气相连。实验的气源由离心风机提供,离心风机可以提供较为稳定的气流温度,随着时间的变化气流的温升不大; 气流从离心风机出口经过通流管路进入稳压箱,稳压箱的主要作用是保证提供给实验段稳定的气流,消除由于离心风机叶片引起的气流压力波动及流速波动; 气体从稳压箱流出后在经过丝网加热器时得到快速的加热,进入实验段,从而进行实验。
图像处理系统CCD相机、光源和后处理系统构成,为了防止紫外线损伤液晶,红外线干扰换热,本实验选用LED冷光源。CCD摄像机的优点是抗强光、体积小、畸变小、寿命长、灵敏度,在本实验中主要用于记录换热表面液晶的颜色变化过程。颜色后处理系统主要是对所拍摄的视频进行处理获得所需的实验数据。通流管路包括进口处的焊机,通往实验段的主路,涡街流量计、节流阀、稳压室以及离心式风机。
本文建立了与模型2 相同尺寸的实验件,共进行了Re = 18 428、22 965、24 133、25 373、28 327 五种工况下的实验。图8 为Re = 18 428、22 965、28 327时的瞬态液晶实验与数值模拟的努塞尔数分布图,冷却气体的流动方向为由右至左。瞬态液晶实验结果所反映的交错肋通道的这种副通道右侧换热能力高于左侧,拐角区之前出现弱换热区,拐角区之后出现周期性的强换热区的换热规律与数值模拟结果所反映的换热规律是十分相近的,不同的是实验结果的通道前半部分的这种换热规律要较数值模拟结果明显,通道后半部的这种换热规律与数值模拟结果相比又相对较弱。数值模拟结果与实验结果相比虽不能准确的反映冷却通道每一部分的换热大小,但是能够准确地反映出冷却通道的换热分布规律。利用前文所采用的数值模拟方法来研究交错肋冷却通道的流动换热特性是可行的。
4 结论
本文利用数值模拟与实验两种研究方法对平板交错肋冷却通道的流动换热特性进行了研究。主要结论如下:
( 1) 交错肋结构在很好的提高通道冷却性能的同时也带来了较大的流动损失,肋片倾斜产生的偏转扰动,气体在侧壁翻转产生的冲击和扰动,气体流动距离的增加,冷却气体在网格间通道的掺混是通道换热性能提高和阻力损失增大的主要原因,瞬态液晶实验所反映的交错肋冷却通道的换热分布情况与数值模拟方法所反映的换热分布情况相似。
( 2) 随着肋倾角的增大,通道的换热能力增强,阻力损失增大; 随着肋宽的增加,通道的换热能力增强,阻力损失增大; 随着肋间距的增大通道的换热能力降低,阻力损失减小。
摘要：利用数值模拟方法研究了交错肋结构涡轮叶片内部冷却通道的流动换热特性,分析了交错肋冷却通道的流动换热机理。交错肋结构在明显提高通道冷却性能的同时也带来了较大的流动损失,随着肋倾角、肋宽的增大,通道的换热能力增强,阻力损失增大;随着肋间距的增大通道的换热能力降低,阻力损失减小。利用瞬态液晶实验技术对交错肋冷却通道进行实验研究,进一步分析了交错肋冷却通道的流动换热机理,并验证了所采用的数值模拟方法是可行的。
关键词：交错肋,涡轮叶片,瞬态液晶,数值模拟
参考文献
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动态换热特性 篇6
目前，在水泥余热电站中SP炉大多采用传统的光管换热，还没有将H型翅片管应用于SP炉的研究。在含灰量大的低温烟气的余热回收中，遇到的最大问题就是积灰和磨损。为此，本文对一定结构的H型翅片管束的传热及阻力特性进行了工业试验研究，在窑尾烟气出口的主烟道上，通过改变烟气冲刷H型翅片管束的流速，测得了热态下H型翅片管的换热系数和阻力。本试验的结论可为H型翅片管在高含尘烟气余热锅炉中的应用及优化设计提供参考。
1 H型翅片管的优点
H型翅片管是一种高效的强化传热管，其有诸多优点[1]：
1)翅化系数高，可使受热面布置更加紧凑;
2)翅片温度场比较均匀，有更好的传热效果;
3)翅片与气流方向平行，与螺旋翅片相比，能够很好地防止积灰、减少流动阻力;
4)与光管比，其受热面磨损小，可采用较高的烟气流速，以增强传热效果。由于H型翅片管所具有的以上优点，使其得以迅速的广泛应用。
2 试验系统
试验在某水泥厂2 500t/d生产线窑尾预热器上搭建换热器试验台进行数据采集。整个试验系统布置在C3预热器平台上，从窑尾烟气总管上引出烟气通过换热器后再次回到烟气管道内，换热管中的水采用化水站的除盐水，烟气与管内的水成逆流布置。
试验系统如图1所示。系统中设计了进出口蝶阀以改变换热器中的烟气流速，同时在换热器进出口烟气管道和水管段上设置热电偶对烟温进行实时监测，烟气和水的压力由压力变送器及压差变送器测取。
试验分为有振打和没有振打两种方案，用无纸记录仪采集试件进出口烟气温度和压力以及水侧流量、压力和温度数据，每秒记录1组数据。
换热器是按照现有光管SP炉尺寸1∶10等比例缩小设计。H型翅片管的结构见图2，其参数见表1。
3 H型翅片管传热和阻力计算
3.1 换热特性试验原理
受热面为对流受热，其换热计算主要有对流换热和热平衡计算。
1）对流换热
式中：
Q———该受热面以对流方式吸收的热量，kW;
k———受热面的传热系数，kW/(m2·℃);
A———计算的受热面积，m2;
Δt———温差，℃。
2）热平衡
烟气放出的热量等于工质吸收的热量。
烟气放出的热量：
式中：
Q放———烟气放出的热量，kW;
δ———保温系数;
h′和h"———受热面入口和出口烟气的焓值，kJ/m3(标态);
Δαhlk———漏风带入的热量，kJ/m3(标态)，本换热器为全密封结构，不考虑漏风的影响，Δαhlk=0;
Vy———受热面进口烟气量，m3/s(标态)。
工质吸收的热量：
式中：
Q吸———工质吸收的热量，kW;
D———受热面内工质流量，kg/s;
i′和i"———受热面进、出口工质的焓值，kJ/kg。
3）总传热系数计算公式
设计计算采用热有效系数φ来考虑灰垢热阻的影响。φ的物理意义为污染管子传热系数与清洁管子传热系数的比值。
式中：
α1np和α2np———烟气和工质侧折算放热系数，kW/(m2·℃);
H和HBH———烟气和工质侧总比表面积，m2。
对于蒸发器和省煤器，由于管内流动的工质分别是汽水混合物和热水，管内的对流传热系数非常大，因此，可以忽略管内对流传热热阻。故本试验的传热系数可以简化为：
3.2 烟气阻力特性试验原理
H型翅片管采用顺列布置，通风阻力按照下式计算，管束的阻力系数取决于肋片的结构、管子布置方式及雷诺数。
1）烟气通风阻力计算
式中：
ΔP———烟气通风阻力，Pa;
ζ———局部阻力系数;
ρ———烟气的密度，kg/m3;
v———烟气流速，m/s。
2）顺列布置的肋片管束阻力系数计算
计算公式为：
式中：
Z2———沿烟气流程的纵向管排数;
ζ0———单排管子的阻力系数。
式中：
Cz———排数修正系数，当Z2≥6时，Cz=1;当Z2<6时，查线算图;
Re1———以L为特征尺寸的雷诺数;
Cs———顺列管束的形状系数，与比值L/de及ψ=s1s2--dd有关。对于0.9≤L/de≤11,0.5≤ψ≤2.0的管束：
当Re1=(4.3～160)×103时
式中：
L———翅片管的定性尺寸，m;
de———管束最小通流载面处的当量直径，m;
d———基管外径，m;
s1和s2———顺列管横向和纵向节距，m。
3)修正系数
由于管壁外侧灰尘的沾污，管子的通风阻力会增大，因此，需要引入修正系数K。
4 试验结果及分析
4.1 换热特性
H型翅片管热有效系数与烟气截面流速的关系见图3。
从图3可以得出，随着烟气流速的增大，H型翅片管的热有效系数逐渐增大，最后趋于平行。
按照SP炉的运行参数，在相同换热量、相同的进出口烟温和水温以及相同烟气截面流速的情况下，对光管和H型翅片管的换热进行对比，结果见表2。
由表2可知，H型翅片管受热面的换热性能优于光管受热面，其传热性能较光管要高。
4.2 阻力特性
烟气流动阻力与烟气截面流速的关系见图4。
由图4可知，随着烟灰在受热面的管壁和翅片表面逐渐聚集，灰层厚度的增大，烟气的实际流速也随之增大，烟气侧的阻力也增大。
在相同烟气流速和相同换热量的情况下，H型翅片管与光管的受热面阻力对比，结果见表3。
由表3可知，高含尘烟气中，在相同截面流速下，H型翅片管的流动阻力远远大于光管的流动阻力。
经过试验得出，水泥窑积灰属于松散性灰分，在翅片上的积灰可通过压缩空气或机械振打进行清除。
5 结论
通过工业试验得出，在高含尘的烟气中，相同的换热条件下，H型翅片管的换热性能优于光管的。烟气含尘量及烟尘的性质，对H型翅片管束的阻力的影响比较大，在对于新增换热设备阻力降有严格规定的高含尘烟气中不适宜使用。
参考文献
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