大焓差蒸發冷卻器傳熱性能試驗研究

馮思舟 許志浩 袁艷平

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大焓差蒸發冷卻器傳熱性能試驗研究

馮思舟 許志浩 袁艷平

（西南交通大學 成都 610031）

為增大蒸發冷卻過程中空氣進、出口焓差，提高蒸發冷卻裝置換熱效率，提出一種大焓差蒸發冷卻水冷冷凝裝置，由盤管與填料組成的蒸發冷卻器，水槽與肋片盤管組成的水冷冷凝器兩者串聯而成。在此基礎上搭建大焓差蒸發冷卻器傳熱性能試驗臺，通過測試噴淋水密度與空氣流量對盤管內熱流體出口溫度和噴淋水出口溫度的影響，研究蒸發式冷凝器管外水膜的傳熱性能。結果表明，隨著噴淋水密度或空氣流量的增加，噴淋水出口溫度上升，盤管內流體溫度下降。此外，根據實驗數據回歸分析，擬合出直徑為12.7mm的紫銅管管外水膜換熱系數與噴淋水密度關系式為：。

大焓差；蒸發冷卻；傳熱系數；噴淋水密度；空氣流量

0 引言

建筑節能中，蒸發冷卻技術越來越受到冷卻、空調、制冷行業的關注。提高蒸發冷卻裝置換熱效率不僅會降低風機、水泵的能耗，而且能降低投資及運行費用，對節能減排具有非常重要的意義[1]。

大焓差蒸發冷卻水冷冷凝器，將蒸發式冷凝器與水冷冷凝器串聯，制冷劑蒸汽冷凝被分為高溫顯熱蒸發冷凝區與低溫潛熱水冷冷凝區。在蒸發冷凝區內，噴淋水和空氣與盤管內高溫制冷劑蒸汽換熱，空氣被二次加熱，熱容量增大。大焓差蒸發冷卻水冷冷凝器，結構緊湊，換熱密度大，是一種高效低耗的冷凝設備。

在我國，研究蒸發冷卻技術主要在水—空氣傳遞過程理論分析、熱濕交換計算、填料的性能及實驗研究[1]。黃翔[1]及其課題組長期從事蒸發冷卻器的研究，通過大量的研究與實驗，將成果應用于實際產品中，在推廣方面取得了可喜的成果。朱冬生[1]及其課題組根據我國目前的研究現狀，提出了蒸發冷卻器主要存在的問題及根據實際產品特點提出的突破方法，如增加肋片，用扭曲管、橢圓管等代替圓管等。賀進寶[1]等人分析了橢圓管式間接蒸發冷卻器的熱質交換過程，建立了一個簡化的數學模型，討論了影響熱質交換的各種因素。

本文針對制冷劑高溫蒸發冷凝器區，搭建了大焓差蒸發冷卻器試驗臺。通過改變噴淋水密度與空氣流量，研究盤管內熱流體出口溫度變化過程。根據實驗數據，擬合出高溫盤管管外水膜換熱系數與噴淋密度的變化關系。為大焓差蒸發冷卻器在實際應用中的系統性分析提供了實驗依據。

1 大焓差蒸發冷卻器換熱性能試驗

1.1 試驗裝置

搭建大焓差蒸發冷卻器試驗臺，整個系統由盤管內熱流體循環系統、噴淋水循環系統、空氣系統三部分組成，其結構示意圖如圖1。

試驗臺主體結構尺寸為600mm×600mm ×3500mm。換熱盤管采用外徑為12.7mm的紫銅圓管，共4排，排列方式為叉排。填料選擇塑料斜波交錯填料，高度為1m。噴淋水配水系統由球型噴嘴布置為正方形。實際生產中，大焓差蒸發冷卻器盤管內介質為高溫高壓的制冷劑蒸汽。在實驗中，由于制冷劑容易泄露，對管道壓力要求高等因素，采用70℃熱水替代制冷劑。噴淋水水箱加熱管最大功率為20kW，盤管內熱流體加熱水箱加熱管最大功率為10kW。實驗中，通過手動調節球閥調節噴淋水流量；通過風機出口孔板調節空氣流量。

1：風機，2：殼體，3：除水器，4：噴淋器，5：盤管，6：填料，7：百葉片，8：水箱，9：熱流體循環泵，10：噴淋水泵，11：水槽，12：加熱管

圖1 試驗臺結構示意圖

Fig.1 Schematic diagram of the test bench

1.2 數據測試系統

實驗測試數據主要有空氣進出口干濕球溫度、噴淋水進出口溫度、盤管內熱流體進出口溫度、盤管內熱流體流量、噴淋水流量和空氣流量。空氣干濕球溫度及噴淋水溫度可利用K型熱電偶探頭測量，由溫度巡檢儀自動讀數，其中測量濕球溫度的熱電偶包裹浸濕的紗布。噴淋水循環水量與盤管內熱流體循環水量通過安裝在立管上的浮子流量計測量。風量通過TSL風量罩在風機出風口處測量。測量儀表在測量前經過校正，滿足實驗精確度要求。

1.3 實驗工況

空氣干球溫度為20℃，相對濕度為75%，盤管內熱流體流量為0.145kg/s，盤管內熱流體進口溫度70℃，噴淋水進口溫度為34.5℃。噴淋水密度（淋水填料單位橫截面積，單位時間內流過噴淋水的量）設計5個變化值，分別取：1.0kg/(m2·s)、1.50kg/(m2·s)、2.00kg/(m2·s)、2.50kg/(m2·s)、3.00kg/(m2·s)。空氣質量流速取2個變化值：2.2kg/(m2·s)和3.00kg/(m2·s)。

2 實驗結果及分析

在大焓差蒸發冷卻器中，盤管內熱流體出口溫度越低，空氣焓差越大，冷卻效果越好。測試不同工況下盤管內熱流體進出口溫差，可分析出噴淋水密度和空氣流量對大焓差蒸發冷卻器熱工性能的影響。

圖2 盤管熱流體進出口溫差

圖3 盤管熱流體排熱量

由圖2可知，噴淋水密度從1.5kg/(m2·s)逐漸增加到3.0kg/(m2·s)，盤管內熱流體溫差先增大后趨于平緩；空氣流量為從2200m3/h增加到2950m3/h，即空氣單位面積流量從2.2kg/(m2·s)增加到3kg/(m2·s)時，盤管內熱流體進出口溫差增大0.3℃～1.2℃。

圖3為盤管內熱流體在不同工況下的換熱量。由圖3可知，隨著噴淋水密度的增加，盤管內熱流體排熱量先增大后趨于平緩；隨著空氣流量增加，盤管內熱流體排熱量增大，大焓差蒸發冷卻器冷卻能力增強。

就大焓差蒸發冷卻器試驗臺的運行來講，存在一個最佳噴淋密度，保證盤管剛好被噴淋水水膜完全潤濕即可。噴淋水密度過大，水量增加，水泵能耗隨之增加；空氣流量雖然不變，但空氣流動阻力因為噴淋水密度增加而增加，風機能耗隨之增大。如圖2可知，噴淋水密度在2.5kg/(m2·s)～3.0kg/(m2·s)時，大焓差蒸發冷卻器運行效果最佳。

3 管外水膜換熱系數

管外水膜換熱系數，其值變化范圍受噴淋水流量、空氣流量的影響最大，是影響蒸發冷卻器換熱的主要系數之一。

根據熱平衡方程，盤管內流體熱負荷為：

式中，M為盤管內熱流體質量流量，kg/s；c為盤管內熱流體的比定壓比熱，J/(kg·K)；t為盤管內熱流體的入口溫度，℃；t為盤管內熱流體的出口溫度，℃。

盤管內熱流體與噴淋水間的總傳熱系數K為：

式中，為盤管內熱負荷，W；為盤管換熱面積，m2；為對數平均溫差。

盤管總熱阻：

式中，K為從盤管內熱流體直至噴淋水的總傳熱系數，W/(m2·K)；h為管內壁液膜換熱系數，W/(m2·K)；a為管外壁液膜換熱系數，W/(m2·K)；r為管外污垢熱阻，取0.00017(m2·K)/W；r為管內污垢熱阻，取0.00017(m2·K)/W；為盤管管壁厚，m；為管壁材料導熱系數，W/(m·K)；D為管內徑，m；D為管外徑，m；D為管對數平均直徑，。

由于管內液膜換熱系數、管徑等條件已知，盤管內熱流體進出口溫差可通過實驗測得，聯立方程（1）、（2）、（3），即可求得管外液膜換熱系數a。

表1 不同噴淋水流量下，管外水膜換熱系數

查閱現有文獻中管外傳熱系數的經驗公式和理論公式，其形式均滿足，主要區別在于12的取值。噴水溫度℃時，國內外學者總結出的管外水膜除熱系數經驗公式如表2。

表2 國內外學者總結管外水膜除熱系數經驗公式

對于盤管內為高溫流體的蒸發冷卻器，管外水膜系數與噴淋水密度之間的關系不是線性的。將變量之間的關系回歸成冪函數的形式，通過MATLAB中最小二乘法求解。

管外水膜換熱系數擬合公式計算值和實驗值的線性關系誤差如圖4。圖中三條線從左到右分別表示誤差15%上限線，標準線和誤差-15%下限線。可以看出，擬合的標準偏差為9%，最大誤差為13%，最小誤差為4%，均在誤差范圍內。分析誤差結果，當噴淋水密度為最小1.25kg/(m·s)時，誤差最大為13%。分析主要原因是噴淋水密度太小，不足以完全覆蓋換熱盤管，其換熱系數不能正確反映盤管換熱能力。隨著噴淋水密度增大，其實驗值與擬合公式計算值誤差減小。

圖4 實驗值和擬合公式計算值線性比較

由圖5可知，對比其他學者總結的經驗公式，本文通過實驗擬合的公式其斜率介于國內外學者之間。大焓差蒸發冷卻器盤管內流體溫度為65℃的高溫熱流體，噴淋水溫度35℃，溫差30℃，相對于一般蒸發式冷凝器溫差大8.5℃，管外水膜與管壁換熱驅動力大，管外水膜換熱系數相應增大，盤管直徑小，斜率增大。

圖5 管外水膜換熱系數各實驗關聯式對比

4 結論

通過建立大焓差蒸發冷卻器試驗臺，測試盤管內熱流體溫度的變化，得到以下結論：

（1）在固定風量條件下，增加噴淋水密度，盤管內流體溫差先增大后趨于平緩，盤管內熱流體排熱量先增大后趨于平緩；在固定噴淋水密度下，增加空氣流量，盤管內熱流體進出口溫差增大，盤管內熱流體排熱量增大。當噴淋水密度在2.5kg/(m2·s)～3.0kg/(m2·s)范圍內，大焓差蒸發冷卻器效果接近最優。

（2）隨著噴淋水密度的增加，管外水膜換熱系數a非線性增加，其趨勢趨于平緩。利用最小二乘法，將實驗條件下的數據回歸，直徑為12.7mm的紫銅管，管外水膜換熱系數a可擬合成變量為噴淋水密度的關系式：。

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The Heat Transfer Performance Experimental Study on the Large Enthalpy Difference Evaporative Cooler

Feng Sizhou Xu Zhihao Yuan Yanping

( Southwest JiaoTong University, Chengdu, 610031 )

The large enthalpy difference evaporative cooling water-cooled condenser which consists of an evaporative cooler, a water tank and a water-cooled condenser is a highly effective and low consumption condensing unit. It divides the condensation zone of refrigerant vapor into a high-temperature sensible heat evaporation condensation zone and a low-temperature latent heat water-cooled condensing zone, and air enthalpy difference of import and export increase. We build a test bench for testing the thermal performance of large enthalpy difference evaporative cooling condenser, by adjusting the water spray density and air flow, to test the changes of thermal fluid flow outlet temperature in coil and the changes of spray water outlet temperature, researching on heat transfer performance of evaporative condenser pipe web of film. The results show that with the increase of spray water density, the outlet temperature of spray water rise before leveling off, the temperature of the fluid within the coil drop before leveling off. In addition, through regression analysis of experimental data, fitting the DN 12 copper tube equation between pipe web of film heat transfer coefficient and spray water density:.

Large enthalpy difference; Evaporative cooling; Heat transfer coefficient; Spray water density; Air flow

1671-6612（2016）06-645-05

TU83

A

四川省青年科技創新研究團隊項目（2015TD0015）

馮思舟（1991.04-），女，在讀碩士研究生，E-mail：leslie409@qq.com

許志浩（1956.07-），男，碩士，副教授，E-mail：zhihaoxu@163.com

2016-04-20