橢圓形套管-管翅式蒸發(fā)式冷凝器傳熱性能實驗研究

谷雅秀 劉力文 李漢林 李模華 余良仕

(1 長安大學建筑工程學院 西安 710061；2 中信建筑設計研究總院有限公司 武漢 430014)

冷凝器作為制冷系統(tǒng)的關鍵設備之一，其傳熱效率直接影響整個系統(tǒng)的性能。蒸發(fā)式冷凝器具有節(jié)水節(jié)能、結構緊湊、傳熱效果好等優(yōu)點[1-3]，主要利用水蒸發(fā)吸收汽化潛熱帶走制冷劑相變所產熱量[4]。相比風冷式冷凝器或水冷式冷凝器，蒸發(fā)式冷凝器在性能和節(jié)能方面均具有優(yōu)勢，在工業(yè)制冷等領域得到廣泛應用[5-8]。

國內外學者對蒸發(fā)式冷凝器的傳熱性能進行了大量研究，其性能與換熱器管型、濕空氣參數(shù)、噴淋密度、迎面風速等均有關。換熱器管型影響管外水膜和空氣流場的形成。A.Hasan等[9]實驗得到橢圓管換熱器的傳熱性能與流阻性能是圓管換熱器的1.93～1.96倍。Yin Yingde等[10]研究了不同管型對蒸發(fā)式冷凝器的影響，發(fā)現(xiàn)橢圓管換熱器的傳熱系數(shù)比圓管換熱器高10.2%～18.0%。劉妮等[11]的模擬結果表明，橢圓率為2∶3的橢圓管翅式換熱器與同周長圓管管翅式換熱器相比，傳熱性能提高10.1%，阻力降低32.3%。為本研究換熱器管型結構設計提供了思路。濕空氣參數(shù)中干球溫度、相對濕度、濕球溫度均會影響蒸發(fā)式冷凝器的傳熱性能。蔣翔等[12]研究了濕球溫度和相對濕度對蒸發(fā)式冷凝空調機組性能的影響，得到濕球溫度是主要影響因素。I.C.A Junior等[13]實驗研究了小型蒸發(fā)式冷凝器的傳熱性能，認為濕球溫度對傳熱影響最大，相關系數(shù)高達79.2%。因此濕空氣參數(shù)方面本文選取濕球溫度為主要研究因素。迎面風速和噴淋密度影響蒸發(fā)式冷凝器的傳熱傳質效率[14]。蒸發(fā)式冷凝器的水膜傳熱系數(shù)為迎面風速、噴淋密度與噴淋水溫度的函數(shù)，空氣與水膜間的傳質系數(shù)以及管外空氣壓降為迎面風速與噴淋密度的函數(shù)[15-17]。申江等[18]通過順流式橢圓管型蒸發(fā)式冷凝器性能實驗，得出最佳迎面風速和噴淋密度分別為3.28 m/s和0.057 kg/(m·s)。倪雙全[19]實驗研究了逆流型水平橢圓管蒸發(fā)式冷凝器的性能變化，得出最佳工況迎面風速為3.91 m/s，噴淋密度為0.125 kg/(m·s)?？梢姴煌舭l(fā)式冷凝器的最佳運行參數(shù)并不一致，甚至相差較大，因此本文對各工況下的換熱器性能變化進行實驗研究。

基于團隊前期現(xiàn)場實測及數(shù)值模擬工作[20-21]，結合上述研究成果，本文搭建了橢圓形套管-管翅式蒸發(fā)式冷凝器實驗系統(tǒng)，采用控制變量法分別研究了迎面風速、噴淋密度、濕球溫度、循環(huán)水溫度、冷卻水流量各參數(shù)變化對該冷凝器傳熱性能的影響，得出實驗系統(tǒng)的最佳運行參數(shù)，為該蒸發(fā)式冷凝器的實際應用提供實驗依據(jù)。

1 橢圓形套管換熱器結構與原理

1.1 橢圓形套管-管翅式換熱器結構

本研究提出的橢圓形套管-管翅式蒸發(fā)式冷凝器，外管為橢圓管，內管為圓管，制冷劑在橢圓管與圓管之間類似環(huán)形區(qū)域流動，同時與圓管內的冷卻水以及橢圓管外的冷卻空氣和噴淋水進行換熱，增大傳熱面積從而提升傳熱性能。該冷凝器整體尺寸為320 mm×180 mm×65 mm(長×寬×高)，外橢圓管的長半軸為8 mm、短半軸為5 mm，內圓管直徑為8 mm，內外管均為銅管，兩換熱管間距為30 mm。橢圓管外設置55塊鋁制波紋形翅片，翅片高度為18 mm，結構尺寸如圖1所示。

圖1 橢圓形套管-管翅式換熱器結構尺寸(單位：mm)Fig. 1 Structural dimensions of annular elliptic finned tube heat exchanger(unit:mm)

1.2 橢圓形套管-管翅式換熱器工作原理

該換熱器的內外傳熱過程如圖2所示，系統(tǒng)工作時高溫氣態(tài)制冷劑在套管類似環(huán)形區(qū)域內凝結放熱，分別在橢圓管內壁與圓管外壁冷凝為液態(tài)制冷劑，放出的熱量可同時由內外管壁向兩側傳遞。

圖2 換熱管內外傳熱過程Fig. 2 Internal and external heat transfer process of heat exchange tube

圓管內流動的冷卻水與類環(huán)形區(qū)域內的氣態(tài)制冷劑之間存在溫差，一部分制冷劑在圓管外壁冷凝放熱形成液膜，熱量向內傳遞給冷卻水，該過程為顯熱傳熱；同時橢圓管外壁存在噴淋形成的水膜和流動空氣，它們與氣態(tài)制冷劑之間存在溫差，因此另一部分制冷劑在橢圓管內壁產生液化，放出熱量向外傳遞至水膜，而水膜表面飽和濕空氣和流動空氣之間存在溫差與水蒸氣濃度差，既有溫差引發(fā)的顯熱傳熱，又有水膜表面水分蒸發(fā)形成的潛熱傳熱，為傳熱傳質過程。

橢圓形套管-管翅式蒸發(fā)式冷凝器結構如圖3所示，其工作流程為：高溫氣態(tài)制冷劑自進口2處流入冷凝器，經分氣管1分別進入左側三根橢圓管5中凝結放熱，然后在分集管10中反向流入右側三根橢圓管5來到出口集液管4，液態(tài)制冷劑由出口3流出冷凝器；同時循環(huán)冷卻水自進口7進入冷凝器，在蛇形圓管8中與制冷劑換熱，最后在冷卻水出口9流出冷凝器。

1制冷劑分氣管；2氣態(tài)制冷劑進口；3液態(tài)制冷劑出口；4制冷劑集液管；5橢圓管；6波紋型翅片；7冷卻水進口；8蛇形圓管；9冷卻水出口；10制冷劑分集管。圖3 橢圓形套管-管翅式蒸發(fā)式冷凝器結構Fig. 3 Structure of annular elliptic finned tube evaporative condenser

2 實驗系統(tǒng)與方法

2.1 實驗系統(tǒng)

搭建的蒸發(fā)式冷凝器性能測試系統(tǒng)如圖4所示，主要包括制冷系統(tǒng)、空氣處理系統(tǒng)、循環(huán)水系統(tǒng)。制冷系統(tǒng)由家用空調改造而成，保留空調室外機，將原本連接室內機的制冷劑管道改接至橢圓形套管式換熱器上，室內機僅作為遙控信號的接收器，實現(xiàn)空調系統(tǒng)運行模式的切換與室溫設定，該系統(tǒng)主要由裝置1～3組成；空氣處理系統(tǒng)可以對蒸發(fā)式冷凝器入口處空氣的風速、溫度、濕度等參數(shù)進行調節(jié)，以滿足實驗工況要求，主要由裝置4～12組成；循環(huán)水系統(tǒng)包括噴淋水和冷卻水，主要由裝置13～19組成。

1空調室外機；2制冷劑管；3蒸發(fā)式冷凝器；4表冷器；5管道風機；6旁通風管；7風閥；8電加熱器；9蒸氣加濕器；10冷凍水電動調節(jié)閥；11加濕桶；12軟管；13恒溫水箱；14循環(huán)水泵；15噴淋水電動調節(jié)閥；16電磁流量計；17噴淋水水管；18噴淋裝置；19冷卻水水管。圖4 蒸發(fā)式冷凝器性能測試系統(tǒng)Fig. 4 Performance test system of evaporative condenser

2.2 測量裝置

通過安裝的測量儀器，并利用編譯的計算機自控程序實現(xiàn)實驗數(shù)據(jù)的采集。采用電磁流量計測量噴淋水流量、冷卻水流量；通過T型熱電偶測量制冷劑進出口溫度、冷卻水供回水溫度；通過風速、溫濕度變送器測量進出口空氣的風速、溫濕度；采用風管壓差計測量進出口空氣的壓降。測量儀器參數(shù)如表1所示。

表1 測量儀器參數(shù)Tab. 1 Parameters of measuring instrument

3 傳熱過程計算

外傳熱過程的傳熱量為制冷劑與橢圓管外的噴淋水和空氣之間的傳熱量，忽略噴淋水帶走的顯熱量，則近似認為外傳熱量全部傳遞至空氣，空氣焓值增大。外傳熱量Qo(kW)根據(jù)式(1)計算：

Qo=ma(i2-i1)

(1)

式中：ma為空氣質量流量，kg/s；i1、i2分別為蒸發(fā)式冷凝器進、出口空氣焓值，kJ/kg。

內傳熱過程的傳熱量為制冷劑與圓管內冷卻水之間的傳熱量，內傳熱量全部傳遞至冷卻水，冷卻水溫度升高。內傳熱量Qi(kW)根據(jù)式(2)計算：

Qi=cp,cwmcw(tcw,2-tcw,1)

=cp,cwρcwVcw(tcw,2-tcw,1)/3 600

(2)

式中：mcw為冷卻水質量流量，kg/s；tcw,1、tcw,2分別為冷卻水供、回水溫度，℃；Vcw為冷卻水體積流量，m3/h；ρcw為冷卻水密度，kg/m3；cp,cw為比定壓熱容，kJ/(kg·℃)。

內、外傳熱過程的熱流密度(即內、外熱流密度)qi、qo(kW/m2)分別根據(jù)式(3)和式(4)計算：

qi=Qi/Ai

(3)

qo=Qo/Ao

(4)

式中：Ai、Ao分別為橢圓形套管-管翅式蒸發(fā)式冷凝器的內、外傳熱面積，m2。

結合式(3)和式(4)可求解該冷凝器傳熱過程的總熱流密度q(kW/m2)，計算式為：

(5)

4 實驗結果與分析

4.1 迎面風速的影響

設定空氣濕球溫度為12.91 ℃，循環(huán)水溫度為23 ℃，冷卻水流量為0.18 m3/h，噴淋密度分別為0.002 8、0.004 2、0.005 6 kg/(m·s)三種工況，調節(jié)迎面風速自2.2 m/s開始，每隔0.3 m/s增至3.7 m/s對比橢圓形套管-管翅式蒸發(fā)式冷凝器的總熱流密度及管外空氣壓降，結果分別如圖5、圖6所示。

圖5 總熱流密度隨迎面風速的變化Fig. 5 Variation of total heat flux with face velocity

由圖5可知，當迎面風速由2.2 m/s增至3.1 m/s時，總熱流密度隨迎面風速的增大而上升，變化范圍為3.844～4.817 kW/m2，噴淋密度為0.002 8、0.004 2、0.005 6 kg/(m·s)三種工況下的總熱流密度分別上升19.4%、21.1%和19.1%。當迎面風速為3.1～3.7 m/s時，總熱流密度略有下降。原因為迎面風速較小時，橢圓管外水膜與流動空氣間熱質交換的速率較小，隨著迎面風速的增大，水膜表面擾動增大，從而加強水膜與空氣間的傳熱傳質；但迎面風速過大后，不僅會吹散橢圓管表面均勻包裹的水膜，還縮短了水膜與空氣間熱濕交換的時間，不利于該冷凝器散熱。因此根據(jù)總熱流密度的峰值所在位置，得出本實驗系統(tǒng)的最佳迎面風速為3.1 m/s。

圖6 管外空氣壓降隨迎面風速的變化Fig. 6 Variation of air pressure drop with face velocity

蒸發(fā)式冷凝器進出口空氣壓降反映了管外空氣流過該冷凝器的壓力損失，從而反映風機功耗的變化。由圖6可知，當迎面風速由2.2 m/s增至3.7 m/s時，管外空氣壓降迅速增大，呈拋物線形狀，噴淋密度為0.005 6 kg/(m·s)工況下的壓降增大了8倍，風速為最佳迎面風速3.1 m/s時，壓降為12.5 Pa。此外，不同噴淋密度下的管外空氣壓降相差較小，說明在換熱器結構確定的情況下，空氣壓降主要受迎面風速的影響。

結合圖5和圖6，當迎面風速由2.2 m/s增至3.7 m/s時，由式(6)計算得到相應的Re由38 095增至64 069，可知該工況下流經冷凝器的空氣流態(tài)主要為紊流，增強了空氣的流動與擾動，在換熱管尾部形成渦流區(qū)。對于傳熱特性，隨著風速逐漸增大，即Re增大，空氣與水膜的強迫對流換熱擾動增強，但風速過大后空氣流動的剪切作用會吹散水膜，反而開始抑制傳熱，因此存在最佳迎面風速3.1 m/s，此時Re為53 680；對于流阻特性，迎面風速增大，Re隨之增大，使空氣流動渦流區(qū)域增大，同時流經翅片縫隙時的擾動增強，導致壓力損失增加，因此隨著風速增大，管外空氣壓降顯著增大。

(4) 采取雙豎井施工方案，不但投資增加較大，而且工期延長較多，還存在如富水地層排水、斷層處理和煤系層防爆、200 m～300 m豎井垂直物資運輸、洞內排煙、機械設備的安全正常運行、供電質量保證等安全技術問題。

Re=νyde/μ

(6)

式中：νy為迎面風速，m/s；de為風管的當量直徑，m；μ為空氣的運動黏度，m2/s。

4.2 噴淋密度的影響

設定空氣濕球溫度為18.11 ℃，冷卻水流量為0.18 m3/h，循環(huán)水溫度為23 ℃，迎面風速分別為2.8、3.1、3.4 m/s三種工況，噴淋水流量自0.2 L/min開始，每隔0.2 L/min增至1.2 L/min進行對比實驗，將測得的噴淋水流量換算為噴淋密度，對照如表2所示，總熱流密度隨噴淋密度的變化如圖7所示。

表2 噴淋水流量與噴淋密度對照表Tab. 2 Comparison table of spray water flow and spray density

由圖7可知，總熱流密度在2.974 ～ 4.131 kW/m2間變化，噴淋密度由0.001 4 kg/(m·s)逐漸增至0.005 6 kg/(m·s)時，迎面風速為2.8、3.1、3.4 m/s工況下的總熱流密度分別上升了34.8%、36.5%、35.5%，當噴淋密度超過0.005 6 kg/(m·s)增至0.008 4 kg/(m·s)時，總熱流密度呈下降趨勢。這是由于在噴淋密度較小時，橢圓管外表面沒有完全被水膜包裹，水膜與空氣間接觸面積較??；隨著噴淋密度逐漸增大，橢圓管表面覆蓋的水膜更加連續(xù)均勻，有利于空氣與水膜間的傳熱傳質；但噴淋密度進一步增大后，橢圓管表面水膜厚度隨之增加，反而增大了傳熱熱阻，所以總熱流密度隨著噴淋密度的繼續(xù)增大而下降。當噴淋密度為0.005 6 kg/(m·s)時，總熱流密度達到峰值，為本實驗系統(tǒng)最佳噴淋密度。

圖7 總熱流密度隨噴淋密度的變化Fig. 7 Variation of total heat flux with spray density

4.3 濕球溫度的影響

設定迎面風速為3.1 m/s，噴淋密度為0.005 6 kg/(m·s)，噴淋水溫度為23 ℃，冷卻水流量為0.18 m3/h，通過調節(jié)入口空氣溫濕度獲得不同的濕球溫度，空氣參數(shù)對照如表3所示，分別對8組不同濕球溫度的空氣進行實驗，結果如圖8所示。

表3 空氣參數(shù)對照表Tab. 3 Comparison table of air parameters

圖8 熱流密度隨濕球溫度的變化Fig. 8 Variation of heat flux with wet-bulb temperature

由圖8可知，外熱流密度和總熱流密度均隨濕球溫度的升高而減小，而內熱流密度隨濕球溫度的升高而增大。當濕球溫度由12.91 ℃逐漸升至27.10 ℃時，外熱流密度由3.513 kW/m2降至1.143 kW/m2，下降67.5%，內熱流密度由17.354 kW/m2增至25.597 kW/m2，上升47.5%，總熱流密度從4.486kW/m2降至2.862 kW/m2，降低36.2%。該冷凝器外傳熱過程的主要驅動力為橢圓管外水膜表面上飽和濕空氣與入口空氣間的焓差，對于相同溫度的空氣，若相對濕度越低，則濕球溫度越低，入口空氣的焓值越低，水膜與空氣熱質交換的驅動力越大，冷凝器的傳熱性能越強，所以外熱流密度隨空氣濕球溫度的升高而減小。而隨著外熱流密度降低，內傳熱過程圓管中冷卻水帶走的熱量增多，內熱流密度逐漸增大，但內傳熱過程增大的熱量小于外傳熱過程減小的熱量，故總熱流密度處于下降趨勢。此外，由于該套管式冷凝器存在內傳熱過程，總熱流密度的下降幅度較小，而對于只有單管的常規(guī)蒸發(fā)式冷凝器，空氣濕球溫度升高將導致其傳熱性能顯著下降，因此在空氣濕球溫度較高的工況下，橢圓形套管-管翅式蒸發(fā)式冷凝器的傳熱性能優(yōu)于常規(guī)蒸發(fā)式冷凝器。

4.4 循環(huán)水溫度的影響

圖9 熱流密度隨循環(huán)水溫度的變化Fig. 9 Variation of heat flux with circulating water temperature

由圖9可知，隨著循環(huán)水溫度由23 ℃升至35 ℃，外熱流密度由2.967 kW/m2降至 1.418 kW/m2，降低52.2%，內熱流密度由19.610 kW/m2降至6.941 kW/m2，降低率高達64.6%，總熱流密度由4.131 kW/m2降至1.807 kW/m2，下降56.3%，可知循環(huán)水溫度的升高會同時抑制該冷凝器的內、外傳熱過程。因為在外傳熱過程中，噴淋水溫度上升使橢圓管表面水膜的溫度升高，水膜與制冷劑間的溫差減小，傳熱驅動力減小，冷凝器向外的傳熱量減少；在內傳熱過程中，因為冷卻水溫度升高，冷卻水與制冷劑間的顯熱傳熱量減少，且隨著水溫逐漸上升，內熱流密度下降的趨勢越來越顯著。由此可知，循環(huán)水溫度的上升將導致冷凝器的傳熱性能急劇下降。

4.5 冷卻水流量的影響

設定迎面風速為3.1 m/s，噴淋密度為0.005 6 kg/(m·s)，濕球溫度為18.11 ℃，循環(huán)水溫度為23 ℃，調節(jié)冷卻水流量自0.036 m3/h開始，每隔0.036 m3/h增至0.216 m3/h進行對比實驗，結果如圖10所示。

圖10 熱流密度隨冷卻水流量的變化Fig. 10 Variation of heat flux with cooling water flow rate

由圖10可知，隨著冷卻水流量的增大，內熱流密度與總熱流密度均呈逐漸上升趨勢，而外熱流密度則稍有下降。當冷卻水流量由0.036 m3/h增至0.216 m3/h時，外熱流密度由3.177 kW/m2降至2.514 kW/m2，降低20.8%，而內熱流密度由6.508 kW/m2升至25.510 kW/m2，升高了2.92倍，總熱流密度由3.411 kW/m2增至4.131 kW/m2，增大21.1%?？芍龃罄鋮s水流量將大幅提高內熱流密度進而提升總熱流密度。這是因為隨著冷卻水流量增大，冷卻水流速加快，強化了冷卻水與圓管間的換熱，內傳熱過程帶走的熱量迅速增大，冷凝器的冷凝溫度降低，冷凝負荷開始增大，而外傳熱過程帶走的熱量就會減小，但總熱流密度在增大。

結合圖8～圖10可知，該冷凝器宜在低濕球溫度、低循環(huán)水溫度、大冷卻水流量的工況下運行，各工況的內熱流密度遠大于外熱流密度，因為管外設置翅片，外傳熱面積為內傳熱面積的7.2倍，計算得出的外熱流密度較小。選取總熱流密度最大的工況，圖8中當濕球溫度為12.91 ℃時，內熱流密度為外熱流密度的4.9倍，而外傳熱量為內傳熱量的1.5倍；圖9中當循環(huán)水溫度為23 ℃時，內熱流密度為外熱流密度的6.6倍，而外傳熱量為內傳熱量的1.1倍；圖10中當冷卻水流量為0.216 m3/h時，內熱流密度為外熱流密度的10.1倍，內傳熱量為外傳熱量的1.4倍?？芍摾淠髟跐袂驕囟鹊汀⒀h(huán)水溫度低的工況下，外傳熱量更多；而在冷卻水流量大的工況下，內傳熱量更多。

5 結論

本文搭建了橢圓形套管-管翅式蒸發(fā)式冷凝器實驗系統(tǒng)，采用控制變量法分別研究了迎面風速、噴淋密度、濕球溫度、循環(huán)水溫度以及冷卻水流量變化對該冷凝器傳熱性能的影響，得到如下結論：

1)冷凝器的總熱流密度隨迎面風速和噴淋密度變化的趨勢均為增大到某峰值后稍有減小，本實驗系統(tǒng)的最佳迎面風速和噴淋密度分別為3.1 m/s和0.005 6 kg/(m·s)；管外空氣壓降隨迎面風速的增大迅速增加，最佳噴淋密度下的壓降增大8倍，不同噴淋密度下的壓降相差較小，主要受迎面風速影響。

2)隨著空氣濕球溫度升高，冷凝器的外熱流密度減小67.5%，而內熱流密度增大47.5%，依靠內傳熱過程的增強，冷凝器性能良好；隨循環(huán)水溫度升高，冷凝器的外熱流密度降低52.2%，內熱流密度降低率高達64.6%，對冷凝器內傳熱過程抑制更嚴重，傳熱性能急劇下降；隨冷卻水流量增大，冷凝器的內熱流密度大幅提高2.92倍，總熱流密度增大21.1%，傳熱性能顯著增強。

3)該冷凝器宜在低濕球溫度、低循環(huán)水溫度、大冷卻水流量的工況下運行。在濕球溫度最低12.91 ℃、循環(huán)水溫度最低23 ℃時，外傳熱量分別占總傳熱量的59.3%、52.1%；而在冷卻水流量最大0.216 m3/h時，內傳熱量占總傳熱量的58.5%。

本文受陜西省自然科學基金(2018JM5084)和陜西省建設廳建設科技計劃管理項目(2015-K14)資助。(The project was supported by the Natural Science Foundation of Shaanxi Province (No. 2018JM5084) and Shaanxi Province Housing and Urban Rural Construction Science and Technology Project(No.2015-K14).)