蒸发式冷凝器凹凸型板片间传热特性试验与理论分析

简弃非 王红根 李志明 张 勇



蒸发式冷凝器凹凸型板片间传热特性试验与理论分析

简弃非1王红根1李志明2张 勇2

（1.华南理工大学机械与汽车工程学院 广州 510640；2.广州市华德工业有限公司 广州 510663）

对采用凹凸型板片的蒸发式冷凝器的传热与流阻特性进行了试验分析，在此基础上建立了三维模型，对其板片间的气-液两相流进行了模拟，分析了喷淋水量、入口空气流速、板片间距和湿空气状态对换热性能的影响，并将模拟结果与实验对比验证。结果表明：表面传热系数随喷淋密度增大而增大，喷淋密度大于0.12kg/(m2·s)后，板片表面间传热系数增长变缓；板片表面传热系数随入口空气流速的增大和板片间距的减小而逐渐增大；湿空气含湿量越低，换热性能越好，干球温度对换热性能影响不显著。

蒸发式冷凝器；凹凸板片；数值模拟；两相流；表面传热系数

0 引言

蒸发式冷凝器作为一种高效能换热设备，具有节水、节能、结构紧凑、不污染环境等优点，在许多领域得到了广泛的应用[1,2]。目前，国内外对蒸发式冷凝器的研究主要集中在管式蒸发式冷凝器上，而对板式蒸发式冷凝器的研究较少，且多为实验研究[3]。蒸发式冷凝器在传热过程中，热量首先从管内流体经壁面传递到喷淋水形成的水膜中，再经过水膜传给空气，从水膜向空气的传热是以水的蒸发和冷却两种方式进行的。由文献[4]可知，板式蒸发式冷凝器的热阻主要集中在空气和水膜侧，因此本文以实验蒸发冷凝式冷水机组为对象，建立了板式蒸发式冷凝器板片的三维模型，对其板束间气-液两相的流动进行了模拟计算，将其计算结果与实际的测试数据进行对比，在此基础上重点分析了喷淋水量、入口空气流速、板片间距、湿空气状态与表面传热系数的变化关系，阐述其中的原因，为板式蒸发式冷凝器的设计提供指导。

1 实验装置与方法

本次实验的对象为某型蒸发冷凝式冷水机组。如图1所示，该机组由结构支架、蒸发器、冷凝器、压缩机、膨胀阀等组成，其中冷凝器由六个模块组成，每个模块包含两个板片组。板式蒸发式冷凝器的工作原理如下所述，循环水泵将冷却水从水槽输送到冷凝板束的上方，由喷淋器喷洒在板束上形成水膜，水膜吸收制冷剂放出的热量蒸发吸热转化成水蒸汽将冷凝器的热量带走，未蒸发的水回落到水槽。空气在风机的驱动下快速流动，不断将板束间的高温高湿空气带走。在此过程中，当空气温度低于水膜温度时，也会带走部分热量。板片结构如图2所示，板片上的凹形结构一方面增加了流体扰动，一方面增大了换热面积，起到了强化传热的作用。在板束间加装了PVC填料，填料结构如图3所示，填料有增加流体滞留时间、均匀布水、增加气液流体接触扰动的作用。实验系统如图4所示。

图1 实验机组

图2 凹凸形板片

图3 填料

图4 实验系统图

本次测试用到的检测设备有叶轮式风速仪、温湿度仪和温度采集器等。其中入口湿空气的流速采用AVM-05叶轮风速仪手动测量，进出口湿空气的干湿球温度采用testo625温湿度仪测量。如图5即板片温度测试图，各个测温点的温度由K型热电偶检测，再通过数据采集器和专业软件采集并记录在计算机上。表1即为测量所得数据，表中数据皆为测试平均值。

图5 温度测试图

2 建模与仿真

由于板式蒸发式冷凝器的热阻主要集中在水膜和空气侧，因此建立了冷凝板片间水膜和空气的气-液两相流计算模型。每个板片组由42个板片组成，板片高度为823mm，宽度为311mm，板间距为22mm，填料安置在两板片的正中间，根据冷凝器结构的相似性和对称性的特点，选取单个板片的结构单元作为研究对象，以此建立模型，如图6所示，板片和填料之间即为数值计算区域。

表1 实验数据表

图6 模型

根据板片间气液两相流的特点，采用欧拉-拉格朗日方法进行计算，先对连续相进行求解，收敛后加入离散相进行耦合计算，得到最后结果。在建立物理模型时基于以下几点假设：（1）湿空气为连续相，其流动状态为湍流；（2）喷淋水形成的水膜为离散相，由大量的液滴聚集而成；（3）忽略其辐射换热；（4）忽略水垢和油膜的热阻；（5）由于水蒸发量较小，忽略由水膜蒸发引起的湿空气密度变化，并认为喷淋水流量恒定。

2.1 控制方程

2.1.1 连续相（湿空气）

关于湿空气的热质交换、动量传递的方程可以写成一个通用的形式[5-6]：

（1）

2.1.2 离散相（水）

液滴的热平衡方程[5-6]写成：

（2）

式中：M为液滴的质量，C为液滴的比热容，T为液滴的温度，为时间，为对流换热系数，A为液滴的表面积，T为连续相空气的温度。

液滴的质量传递方程写成：

式中：M为液滴的质量，为时间，为时间变化量，N为水蒸气的摩尔通量，A为液滴的表面积，M为液滴组分的分子量。

2.2 网格划分

本文在计算时采用了非结构网格，为了让计算更加准确，对板片和填料相邻区域的网格进行了加密。为了保证空气在进出口充分发展，在建模时将空气进口加长50mm，出口加长200mm。划分完成后的网格如图7所示，网格数量为169万。

图7 局部网格

2.3 计算方法

本次计算采用商业软件Fluent进行数值仿真计算，计算连续相时湍流模型选用-模型，采用压力-速度耦合的SIMPLE算法，所有项均采用二阶迎风格式。计算水膜蒸发时选用离散相模型中的液滴蒸发模型。

2.4 边界条件

本文研究中，边界条件根据实验实际情况设定，所需的初始值均由实验实际测量或者由实验数据计算得到。具体的计算边界条件如下：

（1）在计算时，环境大气压力为101325Pa，重力加速度为9.8m/s2。

（2）湿空气入口设置为速度入口，入口a、b、c的速度分别为1.13 m/s、1.78 m/s、2.05 m/s，温度设置为300.09K，水的质量分数为1.845%。

（3）湿空气出口设置为风机出口。

（4）板片定义为热源面，热流密度设置为4200W/m2，其余面设置成Fluent默认的wall边界。

（5）加入离散相时采用面射流方式实现，每个板面平均水流量为0.0314kg/s，温度为304.67K，水滴当量直径设置为0.2mm。

2.5 模型验证

经计算得出的出口平均干球温度为32.20℃，出口平均湿球温度为30.41℃，出口含湿量为27.22g/kg，与之相对应的实验值分别为30.29℃、29.60℃、26.58g/kg，误差分别为6.31%、2.74%、2.41%，仿真结果与实验结果有较高的吻合度，验证了模型的可靠性。

3 分析与讨论

3.1 喷淋密度

喷淋密度即为单位时间内的喷淋水量与换热面积的比值[7]。本次研究中取喷淋密度0.04-0.16kg/(m2·s)进行模拟，在其他条件相同的情况下进行求解。如图8为表面传热系数与喷淋密度的关系图，从中可以看出，随着喷淋密度的增大，表面传热系数由76.29W/(m2·K)增大到133.13W/(m2·K)，当喷淋密度大于0.12kg/(m2·s)后，表面传热系数的增长明显变缓。当喷淋密度小时，板片壁面的润湿不完全，不完全润湿的壁面直接与空气接触换热，因此换热效果差；当喷淋密度增大到能够润湿壁面后，多余的水量并不会参与同板壁的换热，且水膜热阻随之增大，因而对增强板壁的换热效果作用不大，且容易造成水的飞溅，并增加了水泵的负荷。由此可见，喷淋水量选择0.12kg/(m2·s)比较适宜。

图8 喷淋密度和表面传热系数关系图

3.2 入口空气流速

入口空气的流速也是影响换热性能的一个因素。由于湿空气从上部、中部、下部三个方向进入，因此本文研究中分别对七组速度组合进行了模拟计算，不同速度组合如表2所示。从图9可以看出，随着入口空气流速的增大，表面传热系数由88.71W/(m2·K)增大到107.86W/(m2·K)。当入口空气流速较大时，加速了水膜表面水蒸气分子的运动，促进了喷淋水的蒸发进程，强化了空气和水膜之间的传热和传质，而且高速运动的空气可以及时将产生的高温高湿空气带走，使空气和水膜表面饱和空气边界层的水蒸气分压力差保持较高水平，从而进一步促进了水膜的蒸发。相对于自由表面降膜蒸发，其传热量可增加一个至几个数量级[8]。因此在实际应用中，应适当提高入口空气的流速，来提高蒸发式冷凝器的传热性能。

图9 入口空气流速与表面传热系数关系图

表2 模拟分析入口空气流速影响时的不同工况

3.3 板片间距

板片间距是指相邻两板片之间的距离，本次研究中分别取板片间距12-42mm进行建模仿真，在其他条件相同的情况下进行计算。如图10所示，随着板片间距的增大，表面传热系数由100.99W/(m2·K)减小到88.20W/(m2·K)。一方面，当板片间距较小时，流道相对狭窄，空气的湍动程度增强，受板片凹形结构影响而发生的扰动更加剧烈，从而促进了与水膜之间的热质交换；另一方面，由于风机的风量是固定不变的，当板片间距较小时，空气的流速更大，也会增强板片的换热能力，原理前面已经述及。当板片间距增大后，空气流速下降，湍动程度降低，表面传热系数也随之下降。因此，板式蒸发式冷凝器应该选择较小的板片间距，使其结构更加紧凑，实现节能节水还能“节地”的目的[9]。不过，当选择较小的板片间距时，空气流动损失大，增加了风机的功耗，所以在实际选择时应该在考虑风机的风压和能耗的前提下，选择最适宜的板片间距。

图10 板间距与表面传热系数关系图

3.4 湿空气状态

湿空气的状态确定于三个独立的参数。当总压力一定时，湿空气的状态可以用干球温度、湿球温度、相对湿度、含湿量、水蒸气分压力等不同参数表示，其中只有两个是独立变量，根据其中两个参数即可求解其他参数[10]。因此本文在分析来流湿空气状态影响时，选择干球温度和含湿量两个参数进行分析,分别对干球温度24℃、27℃、30℃，含湿量范围为4.5-18g/kg的湿空气进行了计算。从图11中可以看出，随着含湿量的增大，表面传热系数降低。当干球温度为24℃时，表面传热系数由125.13W/(m2·K)下降到97.85W/(m2·K)；当干球温度为27℃时，表面传热系数由124.59W/(m2·K)下降到97.22W/(m2·K)；当干球温度为30℃时，表面传热系数由124.06W/(m2·K)下降到96.59W/(m2·K)。湿空气的含湿量越低，水蒸气分压力越小，水膜与空气间热质交换的驱动力就越大，同时含湿量低的空气具有更高的水蒸气吸纳能力，因此板片的换热能力也越强，表面传热系数也就越高。在图11可以看出，干球温度对换热性能的影响不大，对于不同干球温度但同一含湿量的湿空气，表面传热系数变化很小。那是因为蒸发式冷凝器的传热过程是以潜热交换为主的，因此干球温度对表面传热系数的影响不显著。

图11 不同干球温度下含湿量与表面传热系数的关系

4 结论

本文通过建立板式蒸发式冷凝器的三维计算模型，对其板束间的气-液两相流进行模拟分析，得出以下结论：仿真计算结果与实际测试结果的吻合度较高，其中干球温度、湿球温度、含湿量的误差分别为6.31%、2.74%、2.41%，验证了计算模型的可靠性；表面传热系数随喷淋密度增大而增大，但增大到一定程度后增长变缓，对于特定结构存在最佳喷淋密度值，本文研究对象的最佳喷淋密度为0.12kg/(m2·s)；表面传热系数随入口空气流速增大而增大，故应适当提高入口空气流速；表面传热系数随板片间距的增大而减小，在选取板片间距时应在考虑风机风压和功耗的前提下，尽量选择较小的板片间距；干球温度对换热性能影响不显著，含湿量越低，换热性能越好，工作环境越干燥，对其越有利。

[1] 朱冬生,孙荷静,蒋翔,等.蒸发式冷凝器的研究现状及其应用[J].流体机械,2008,36(10):28-34.

[2] 胡婷婷,宣永梅.蒸发式冷凝器的研究现状及发展趋势[J].制冷与空调,2013,27(4):335-338.

[3] 董俐言,王宝龙,石文星,等.板式蒸发式冷凝器传热传质的数值模拟[J].制冷学报,2013,34(1):10-17.

[4] H Perez-Blanco, W A Bird. Study of Heat and Mass Transfer in a Vertical-Tube Evaporative Cooler[J]. Journal of Heat Transfer, 1984,10(6):210-215.

[5] R Al-Waked, M Behnia. CFD simulation of wet cooling towers[J]. Applied Thermal Engineering,2006,26(4): 382-395.

[6] H Saffari, S M Hosseinnia. Two-phase Euler-Lagrange CFD simulation of evaporative cooling in a Wind Tower[J]. Energy and Buildings, 2009,41(9):991-1000.

[7] 李元希,蒋翔,吴治将,等.板式蒸发式冷凝器水膜传热特性研究[J].武汉理工大学学报,2010,32(13):131-134.

[8] 郭常青,朱冬生,蒋翔,等.板式蒸发式冷凝器传热传质的数值模拟[J].华南理工大学学报（自然科学版）,2009,37(3):53-57.

[9] 朱冬生,区志江,蒋翔.回收湿焓的新风换气节能空调换热部件的两相流模拟[J].工程热物理学报,2012,33(7):1177-1180.

[10] 沈维道,童钧耕.工程热力学[M].北京:高等教育出版社,2007:385-389.

Experiment and Theoretical Analysis of Heat Transfer Characteristics in Bump Plate of Evaporative Condenser

Jian Qifei1Wang Honggen1Li Zhiming2Zhang Yong2

( 1.School of mechanical＆Automotive Engineer, South China University of Technology, Guangzhou, 510640;2.Guangzhou Wide Industrial Co., Ltd, Guangzhou,510663 )

The heat transfer and flow resistance characteristics of evaporative condenser with bump plate were experimented and analyzed. Three-dimensional model was established and gas-liquid two-phase flow in the plate bundles was simulated based on the experiment to analyze the effect of water spray density, air flow rate, plate space and state of moist air on the plate heat transfer performance. The result of the simulation was compared with the experiment. Results show that: Surface heat transfer coefficient increased with the increase of spray density, but the increase became smaller when spray density was to 0.12kg/(m2·s). Surface heat transfer coefficient increased with the increase of air flow rate and the decrease of the plate space. The lower the humidity ratio is, the better the plate heat transfer performance is. The influence of dry bulb temperature on heat transfer performance was not significant.

evaporative condenser; bump plate; numerical simulation; two phase flow; surface heat transfer coefficient

1671-6612（2016）05-509-06

TB657.5

A

广州市科技计划项目（201508010045）

2015-07-02

作者（通讯作者）简介：简弃非（1963-），男，工学博士，教授，E-mail：tcjqf@scut.edu.cn