大焓差蒸发冷却器传热性能试验研究

冯思舟 许志浩 袁艳平



大焓差蒸发冷却器传热性能试验研究

冯思舟 许志浩 袁艳平

（西南交通大学 成都 610031）

为增大蒸发冷却过程中空气进、出口焓差，提高蒸发冷却装置换热效率，提出一种大焓差蒸发冷却水冷冷凝装置，由盘管与填料组成的蒸发冷却器，水槽与肋片盘管组成的水冷冷凝器两者串联而成。在此基础上搭建大焓差蒸发冷却器传热性能试验台，通过测试喷淋水密度与空气流量对盘管内热流体出口温度和喷淋水出口温度的影响，研究蒸发式冷凝器管外水膜的传热性能。结果表明，随着喷淋水密度或空气流量的增加，喷淋水出口温度上升，盘管内流体温度下降。此外，根据实验数据回归分析，拟合出直径为12.7mm的紫铜管管外水膜换热系数与喷淋水密度关系式为：。

大焓差；蒸发冷却；传热系数；喷淋水密度；空气流量

0 引言

建筑节能中，蒸发冷却技术越来越受到冷却、空调、制冷行业的关注。提高蒸发冷却装置换热效率不仅会降低风机、水泵的能耗，而且能降低投资及运行费用，对节能减排具有非常重要的意义[1]。

大焓差蒸发冷却水冷冷凝器，将蒸发式冷凝器与水冷冷凝器串联，制冷剂蒸汽冷凝被分为高温显热蒸发冷凝区与低温潜热水冷冷凝区。在蒸发冷凝区内，喷淋水和空气与盘管内高温制冷剂蒸汽换热，空气被二次加热，热容量增大。大焓差蒸发冷却水冷冷凝器，结构紧凑，换热密度大，是一种高效低耗的冷凝设备。

在我国，研究蒸发冷却技术主要在水—空气传递过程理论分析、热湿交换计算、填料的性能及实验研究[1]。黄翔[1]及其课题组长期从事蒸发冷却器的研究，通过大量的研究与实验，将成果应用于实际产品中，在推广方面取得了可喜的成果。朱冬生[1]及其课题组根据我国目前的研究现状，提出了蒸发冷却器主要存在的问题及根据实际产品特点提出的突破方法，如增加肋片，用扭曲管、椭圆管等代替圆管等。贺进宝[1]等人分析了椭圆管式间接蒸发冷却器的热质交换过程，建立了一个简化的数学模型，讨论了影响热质交换的各种因素。

本文针对制冷剂高温蒸发冷凝器区，搭建了大焓差蒸发冷却器试验台。通过改变喷淋水密度与空气流量，研究盘管内热流体出口温度变化过程。根据实验数据，拟合出高温盘管管外水膜换热系数与喷淋密度的变化关系。为大焓差蒸发冷却器在实际应用中的系统性分析提供了实验依据。

1 大焓差蒸发冷却器换热性能试验

1.1 试验装置

搭建大焓差蒸发冷却器试验台，整个系统由盘管内热流体循环系统、喷淋水循环系统、空气系统三部分组成，其结构示意图如图1。

试验台主体结构尺寸为600mm×600mm ×3500mm。换热盘管采用外径为12.7mm的紫铜圆管，共4排，排列方式为叉排。填料选择塑料斜波交错填料，高度为1m。喷淋水配水系统由球型喷嘴布置为正方形。实际生产中，大焓差蒸发冷却器盘管内介质为高温高压的制冷剂蒸汽。在实验中，由于制冷剂容易泄露，对管道压力要求高等因素，采用70℃热水替代制冷剂。喷淋水水箱加热管最大功率为20kW，盘管内热流体加热水箱加热管最大功率为10kW。实验中，通过手动调节球阀调节喷淋水流量；通过风机出口孔板调节空气流量。

1：风机，2：壳体，3：除水器，4：喷淋器，5：盘管，6：填料，7：百叶片，8：水箱，9：热流体循环泵，10：喷淋水泵，11：水槽，12：加热管

图1 试验台结构示意图

Fig.1 Schematic diagram of the test bench

1.2 数据测试系统

实验测试数据主要有空气进出口干湿球温度、喷淋水进出口温度、盘管内热流体进出口温度、盘管内热流体流量、喷淋水流量和空气流量。空气干湿球温度及喷淋水温度可利用K型热电偶探头测量，由温度巡检仪自动读数，其中测量湿球温度的热电偶包裹浸湿的纱布。喷淋水循环水量与盘管内热流体循环水量通过安装在立管上的浮子流量计测量。风量通过TSL风量罩在风机出风口处测量。测量仪表在测量前经过校正，满足实验精确度要求。

1.3 实验工况

空气干球温度为20℃，相对湿度为75%，盘管内热流体流量为0.145kg/s，盘管内热流体进口温度70℃，喷淋水进口温度为34.5℃。喷淋水密度（淋水填料单位横截面积，单位时间内流过喷淋水的量）设计5个变化值，分别取：1.0kg/(m2·s)、1.50kg/(m2·s)、2.00kg/(m2·s)、2.50kg/(m2·s)、3.00kg/(m2·s)。空气质量流速取2个变化值：2.2kg/(m2·s)和3.00kg/(m2·s)。

2 实验结果及分析

在大焓差蒸发冷却器中，盘管内热流体出口温度越低，空气焓差越大，冷却效果越好。测试不同工况下盘管内热流体进出口温差，可分析出喷淋水密度和空气流量对大焓差蒸发冷却器热工性能的影响。

图2 盘管热流体进出口温差

图3 盘管热流体排热量

由图2可知，喷淋水密度从1.5kg/(m2·s)逐渐增加到3.0kg/(m2·s)，盘管内热流体温差先增大后趋于平缓；空气流量为从2200m3/h增加到2950m3/h，即空气单位面积流量从2.2kg/(m2·s)增加到3kg/(m2·s)时，盘管内热流体进出口温差增大0.3℃～1.2℃。

图3为盘管内热流体在不同工况下的换热量。由图3可知，随着喷淋水密度的增加，盘管内热流体排热量先增大后趋于平缓；随着空气流量增加，盘管内热流体排热量增大，大焓差蒸发冷却器冷却能力增强。

就大焓差蒸发冷却器试验台的运行来讲，存在一个最佳喷淋密度，保证盘管刚好被喷淋水水膜完全润湿即可。喷淋水密度过大，水量增加，水泵能耗随之增加；空气流量虽然不变，但空气流动阻力因为喷淋水密度增加而增加，风机能耗随之增大。如图2可知，喷淋水密度在2.5kg/(m2·s)～3.0kg/(m2·s)时，大焓差蒸发冷却器运行效果最佳。

3 管外水膜换热系数

管外水膜换热系数，其值变化范围受喷淋水流量、空气流量的影响最大，是影响蒸发冷却器换热的主要系数之一。

根据热平衡方程，盘管内流体热负荷为：

式中，M为盘管内热流体质量流量，kg/s；c为盘管内热流体的比定压比热，J/(kg·K)；t为盘管内热流体的入口温度，℃；t为盘管内热流体的出口温度，℃。

盘管内热流体与喷淋水间的总传热系数K为：

式中，为盘管内热负荷，W；为盘管换热面积，m2；为对数平均温差。

盘管总热阻：

式中，K为从盘管内热流体直至喷淋水的总传热系数，W/(m2·K)；h为管内壁液膜换热系数，W/(m2·K)；a为管外壁液膜换热系数，W/(m2·K)；r为管外污垢热阻，取0.00017(m2·K)/W；r为管内污垢热阻，取0.00017(m2·K)/W；为盘管管壁厚，m；为管壁材料导热系数，W/(m·K)；D为管内径，m；D为管外径，m；D为管对数平均直径，。

由于管内液膜换热系数、管径等条件已知，盘管内热流体进出口温差可通过实验测得，联立方程（1）、（2）、（3），即可求得管外液膜换热系数a。

表1 不同喷淋水流量下，管外水膜换热系数

查阅现有文献中管外传热系数的经验公式和理论公式，其形式均满足，主要区别在于12的取值。喷水温度℃时，国内外学者总结出的管外水膜除热系数经验公式如表2。

表2 国内外学者总结管外水膜除热系数经验公式

对于盘管内为高温流体的蒸发冷却器，管外水膜系数与喷淋水密度之间的关系不是线性的。将变量之间的关系回归成幂函数的形式，通过MATLAB中最小二乘法求解。

管外水膜换热系数拟合公式计算值和实验值的线性关系误差如图4。图中三条线从左到右分别表示误差15%上限线，标准线和误差-15%下限线。可以看出，拟合的标准偏差为9%，最大误差为13%，最小误差为4%，均在误差范围内。分析误差结果，当喷淋水密度为最小1.25kg/(m·s)时，误差最大为13%。分析主要原因是喷淋水密度太小，不足以完全覆盖换热盘管，其换热系数不能正确反映盘管换热能力。随着喷淋水密度增大，其实验值与拟合公式计算值误差减小。

图4 实验值和拟合公式计算值线性比较

由图5可知，对比其他学者总结的经验公式，本文通过实验拟合的公式其斜率介于国内外学者之间。大焓差蒸发冷却器盘管内流体温度为65℃的高温热流体，喷淋水温度35℃，温差30℃，相对于一般蒸发式冷凝器温差大8.5℃，管外水膜与管壁换热驱动力大，管外水膜换热系数相应增大，盘管直径小，斜率增大。

图5 管外水膜换热系数各实验关联式对比

4 结论

通过建立大焓差蒸发冷却器试验台，测试盘管内热流体温度的变化，得到以下结论：

（1）在固定风量条件下，增加喷淋水密度，盘管内流体温差先增大后趋于平缓，盘管内热流体排热量先增大后趋于平缓；在固定喷淋水密度下，增加空气流量，盘管内热流体进出口温差增大，盘管内热流体排热量增大。当喷淋水密度在2.5kg/(m2·s)～3.0kg/(m2·s)范围内，大焓差蒸发冷却器效果接近最优。

（2）随着喷淋水密度的增加，管外水膜换热系数a非线性增加，其趋势趋于平缓。利用最小二乘法，将实验条件下的数据回归，直径为12.7mm的紫铜管，管外水膜换热系数a可拟合成变量为喷淋水密度的关系式：。

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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

四川省青年科技创新研究团队项目（2015TD0015）

冯思舟（1991.04-），女，在读硕士研究生，E-mail：leslie409@qq.com

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

2016-04-20