矩形通道（精选4篇）
矩形通道 篇1
摘要：对沸腾通道的压降特性进行了理论建模,并以动量差分方程为基础,对水平矩形沸腾通道的流量漂移现象进行模拟,研究了在不同的初始扰动下各个平衡运行点的流量漂移情况。结果表明:对于稳定运行点,无论初始扰动是正是负,系统都会回到初始运行点;随着初始扰动绝对值的增大,系统回到初始运行点所需的时间增加。对于不稳定运行点,如果初始扰动为正值,流量会一直增大并最终漂移到新的平衡运行点;如果初始扰动为负值,流量会一直减小并最终漂移到新的平衡运行点;随着初始扰动绝对值的减小,系统漂移到新的平衡运行点所需的时间增加。
关键词：沸腾通道,流量漂移,模拟
1 前言
近年来，工业设备热流密度的不断提高促使着人们寻求更高效的换热方式。流动沸腾换热由于利用了工质的相变潜热而具有极高的换热能力，因此被广泛应用于能源、动力、化工以及航天等高热流密度领域。然而，流动沸腾过程中容易发生各种不稳定现象，这些不稳定性不仅会降低设备的运行性能，还会危及设备的安全[1]。
在各种不稳定性中，流量漂移是文献中研究得较多的一种。流量漂移又叫Ledinegg不稳定性，其特征是受扰动的流体流动偏离原来的流体动力平衡工况，在新的流量值下重新稳定运行[1]。如果流量漂移导致流量减小，将会对沸腾通道造成极大危害，可能会引起烧坏[1]。很多学者对流量漂移进行了理论、实验以及模拟等方面的研究[2,3,4,5,6]。
本文首先对沸腾通道的压降特性进行了理论建模，其中两相区摩擦压降采用分相模型计算；然后对沸腾通道的动量方程进行离散，得到差分方程；最后以水为工质对水平矩形沸腾通道的流量漂移现象进行模拟，研究了在不同的初始扰动下各个平衡运行点的流量漂移情况。
2 理论模型
沸腾通道的压降ΔP包括单相液体区压降、两相区压降和单相气体区压降三个部分：
式中：ΔPsp,l为单相液体区压降；ΔPtp为两相区压降；ΔPsp,v为单相气体区压降。
以热平衡含气率xe=0作为单相液体区与两相区的分界点，以xe=1作为两相区与单相气体区的分界点。热平衡含气率xe由下式计算：
式中：h为通道截面上流体的焓；hl,sat为饱和水的焓；hfg为相变潜热。
通道截面上流体的焓h可以根据能量守恒得到：
式中：hin为通道进口流体的焓；q为壁面热流密度；L为通道进口到流体焓值计算处的距离；Wch为通道宽度；Hch为通道高度；G为质量流速。
2.1 单相液体区压降
单相液体区压降ΔPsp,l由下式计算：
式中：Lsp,l为单相液体区长度；f为摩擦因子；ρl为液相比容，Dh为通道水力直径。
层流流动时，摩擦因子f由下式计算：
湍流流动时，摩擦因子f由Blasius方程计算[1]:
2.2 两相区压降
对于水平通道，两相区压降ΔPtp包括摩擦压降ΔPf和加速压降ΔPa:
摩擦压降ΔPf采用Lockhart-Martinelli关系式[7]计算：
式中：Ltp为两相区长度；(d P/dx)l为液相单独在管内流动时的摩擦压降梯度；□2l为分液相摩擦乘子，由Chisholm拟合公式[8]计算：
式中：C为与流动组合类型有关的常数；参数X的计算式为：
式中：(d P/dx)v为气相单独在管内流动时的摩擦压降梯度。加速压降ΔPa由下式计算[1]:
式中：xout为两相区末端的质量含气率；αout为两相区末端的截面含气率；ρv为气相密度。
截面含气率α由下式计算[9]:
2.3 单相气体区压降
单相气体区压降ΔPsp,v由下式计算：
式中：Lch为通道长度；摩擦因子f的计算方法与单相液体区相同。
3 动量差分方程
沸腾通道的动量守恒方程为[10]:
式中：Ach为通道横截面积；m为质量流量；ΔPp(m)为泵的压头；ΔP(m)为通道的压降。
假设初始平衡运行点的质量流量为m0，扰动为Δmt，则质量流量可表示为：
将式(15)带入式(14)可得：
将式(16)进行离散化可得：
整理得：
4 结果与分析
4.1 计算模型
计算模型如图1所示。各个参数为：通道宽度Wch=1cm，通道高度Hch=3cm，通道长度Lch=3m，流体进口温度Tf,in=70℃，出口压力Pout=3Mpa，热流密度q=200W/cm2，工质为水。
4.2 沸腾通道各区域长度
图2为沸腾通道中各区域长度随质量流量的变化情况。随着质量流量的增大，单相气体区长度减小，单相液体区和两相区长度增大，当质量流量为0.192kg/s时，单相气体区消失。之后随着质量流量的继续增大，两相区长度减小，单相液体区长度增大，当质量流量为0.66kg/s时，两相区消失，通道中全是单相液体。
4.3 沸腾通道压降特性
图3中的曲线a为沸腾通道的压降-流量曲线。随着质量流量的增大，通道的压降呈现先增大后减小再增大的变化趋势，呈N型。假设泵的压头不随流量变化，压头大小为30000Pa（如曲线b所示），则泵的压头-流量曲线与通道的压降-流量曲线有3个交点，这3个交点为系统的平衡运行点，对应的质量流量分别为0.1453kg/s、0.4227 kg/s和1.2976 kg/s。其中1点和2点的质量流量差为0.2774 kg/s,2点和3点的质量流量差为0.8749 kg/s。
4.4 沸腾通道流量漂移的模拟
当系统的初始平衡运行点为1点时，在不同的初始扰动Δm0下，扰动随时间的变化情况如图4所示。无论初始扰动是正是负，扰动最终都趋于零，表明1点为稳定运行点，这可以通过图3来解释。由图3可知，在1点处，若扰动为正，则通道压降增大，导致驱动压头不足，因此流量减小，直到回到原来的运行状态；同理若扰动为负，则通道压降减小，驱动压头大于通道压降，使得流量增大，也会使系统回到原来的运行状态。由图4还可以看出，随着初始扰动绝对值的增大，系统回到原来的运行状态所需的时间增加。
当系统的初始平衡运行点为2点时，在不同的初始扰动Δm0下，扰动随时间的变化情况如图5所示。在图5(a)中，初始扰动为正值，可以看到，无论初始扰动多大，随着时间的变化，扰动会不断增大并最终稳定在0.8749 kg/s左右。在图5(b)中，初始扰动为负值，同样可以看到，无论初始扰动多大，随着时间的变化，扰动会不断“增大”并最终稳定在0.2774 kg/s左右。因此，在2点处，如果初始扰动为正值，流量会一直增大并最终漂移到3点处；如果初始扰动为负值，流量会一直减小并最终漂移到1点处。由图5(a)和5(b)还可以看出，随着初始扰动绝对值的减小，系统漂移到新的平衡运行点所需的时间增加。
当系统的初始平衡运行点为3点时，在不同的初始扰动Δm0下，扰动随时间的变化情况如图6所示。与1点一样，3点是稳定运行点，且随着初始扰动绝对值的增大，系统回到原来的运行状态所需的时间增加。
5 结语
5.1 对于稳定运行点，无论初始扰动是正是负，系统都会回到初始运行点；随着初始扰动绝对值的增大，系统回到初始运行点所需的时间增加。
5.2 对于不稳定运行点，如果初始扰动为正值，流量会一直增大并最终漂移到新的平衡运行点；如果初始扰动为负值，流量会一直减小并最终漂移到新的平衡运行点。随着初始扰动绝对值的减小，系统漂移到新的平衡运行点所需的时间增加。
参考文献
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矩形通道 篇2
关键词：内燃机,柴油机,冷却水腔,强制流动,过冷沸腾
0 概述
随着高强化柴油机体积不断缩小,功率密度不断提高,缸盖热负荷问题日显突出,对冷却系统要求越来越高,沸腾传热由于其高传热性能,在发动机冷却系统设计中受到越来越多的重视。在发动机冷却通道局部利用过冷沸腾,一方面可以适度减少冷却液流量及冷却水腔容积,提高其升功率;另一方面有利于减小受热零部件内温度梯度和热应力,提高其可靠性[1,2]。
文献[3]利用简单矩形管道进行了沸腾试验,不仅指出冷却水通道的直径是影响临界热通量的关键因素,而且指出在核沸腾区域毛坯铸件相比磨光的铝件能增加热流密度。文献[4]在矩形通道内进行了低流速(0.1~0.3m/s)条件下来流温度对过冷沸腾传热特性影响的试验研究。文献[5-6]采用数值方法对沸腾传热特性进行研究,并应用于实际发动机缸盖水腔计算。尽管科研人员在沸腾传热方面做了较为丰富的试验研究,但所研究的材料较为单一,基本采用高导热系数金属纯铜或铝合金作为加热块的材料[7,8],对于柴油机缸盖常用铸铁材料研究较少,且大多文献只关注低流速下流动沸腾传热性能。
本文中试验装置以高强化发动机缸盖材料蠕铁作为加热块材料,在矩形通道内开展了冷却液不同流动条件下沸腾传热特性的试验研究,为沸腾传热在高强化发动机冷却系统中的应用打下基础,为沸腾传热数学模型的提出提供了验证数据,同时通过可视化窗口对冷却水腔强制流动沸腾过程进行了观察。
1 冷却水腔内的流动沸腾
在高强化发动机冷却水腔内,存在着流动沸腾现象。如图1所示,冷却流体流经高温壁面(TW为壁面温度),与壁面进行对流换热,到B点时,流体进入沸腾阶段,此时主流区温度Tf低于液体饱和温度Ts,称为过冷沸腾起始点,BC段内,壁面产生气泡附着在壁面或脱离壁面后在下游运动中消灭,这时传热靠对流和沸腾共同作用,称为过冷沸腾区。经过C点后,主流温度达到了饱和温度,传热进入了饱和流动沸腾阶段。采用过冷沸腾可以缩小传热温差,减少冷却液循环流量,提高部件温度分布均匀性,一般在发动机设计时都会将水腔内的沸腾传热控制在过冷流动沸腾区,即冷却液温度控制在饱和温度以下。
2 试验装置及方案
本文中试验装置专门用于类似发动机通道内的冷却液过冷沸腾流动研究。图2 为试验台架示意图。冷却液循环回路系统主要由储液罐、循环水泵、试验段、散热器及测量控制装置等组成。
如图3所示,试验段通道设计成水平矩形通道,通道截面尺寸为26mm×14mm。为了更贴合实际,试验中加热块材料为蠕铁,嵌入试验段底板中,加热面尺寸为94mm×18mm,通过高频感应的方式集中给加热块底部进行加热,热电偶M代表距加热块顶面2mm处的两个热电偶,热电偶N代表距加热块顶面6mm出的三个热电偶,其中一侧由盖板内嵌石英玻璃组成可视化窗口,用来观察试验段的沸腾现象。
储气罐中为高压氮气,经过减压阀进入储液罐,通过控制进入储液罐中氮气量来控制储液罐中压力,并使试验段入口压力稳定在某个压力值。通过加热棒对储液罐中的冷却液加热,启动温控系统,调整冷却液温度。启动水泵,通过控制阀调整试验段中流量,从而来控制试验段中流速。在压力、主流温度和流速一定条件下,逐步增加高频感应器加热功率,使壁面温度达到目标值。
从加热块顶面传入冷却液的热流密度,由傅里叶导热定律可以计算,如式(1)所示。
式中,q为热流密度,W/m2;λ为加热块的热导率,本文取值为46.5W/(m·K);TN、TM分别为热电偶测得的M、N处平均温度;δ为M、N点之间距离,本文中取值为4mm。
通过热流密度,插值计算出加热块顶面的壁温TW,如式(2)所示。
式中,δMW为热电偶M到加热块顶面距离。
由加热块热流密度和顶面壁温来计算加热块顶面的局部传热系数h,如式(3)所示。
式中,Tf为主流温度。
本试验中使用水作为冷却液,主要考察冷却水流动参数(即流速、压力、主流温度)对沸腾传热特性的影响,可轮流固定两个参数,调整第三个参数,试验工况见表1。
3 试验结果及分析
3.1 沸腾传热特性
图4为冷却水在压力0.2MPa、温度95℃下不同流速对壁面热流密度影响状况。其中,Tsat为冷却水饱和温度。由图4可见,随着壁面过热度的升高,速度从0.347m/s至1.2m/s的五条热流密度曲线均呈斜率逐渐变大趋势,但各流速工况下仍存在较大的差异,随着壁面温度的继续增加其壁面换热量强度差异在不断缩小,直至壁面温度到达约210℃时,五条曲线趋于一致。分析其原因是,随着壁面过热度的升高,受热面传热方式逐渐从以对流换热为主转换为以沸腾换热为主。如图5所示,针对高强化柴油机代表性工况1m/s流速下与对流传热进行比较,壁温达到170℃以上(热流密度0.5MW/m2以上)时沸腾开始出现,曲线斜率开始升高,在壁温210℃时,换热效率比对流换热提高了40%以上。
随着主流体速度的不断升高,流速超过2m/s时,受热面处的热流密度曲线斜率也不断增大,曲线也基本趋于直线状,这是壁面过热度较低造成的,最高壁面温度不超过190℃。通过试验可以预测,当速度较高时,需过热度达到更高的水平才会产生沸腾现象,从而使得热流密度曲线斜率变大,最终随着壁面过热度升高而越来越接近低流速时热流密度曲线。倘若想要发生沸腾,其加热器功率和受热面的过热度还需更高的极限水平,已超出本试验装置承受范围,因此未能观察到高流速时沸腾现象。
图5为在不同流速条件下壁面当量传热系数随着壁面温度的变化趋势。从图5可以看出,通道内在未发生沸腾传热的前期,主要是以对流进行换热,流速越高换热能力越强,即传热系数越高,不同的流速状态传热系数也处于不同的水平,此时的传热系数不受壁面温度的变化而变化。当壁面温度升高超过当地饱和温度达到一定程度时,且流速较低时,沸腾传热将与对流换热同时进行,此时当量传热系数的斜率发生很大的变化,在换热形式方面来说已经发生本质的变化,换热方式正从单相对流向两相沸腾转变。
图6为试验工况保持试验段局部压力0.1MPa、流速1m/s工况下,不同主流温度对壁面换热特性影响。从图6可以看出,壁面温度小于150℃时,不同主流温度的换热特性曲线几乎处于平行状态,此时传热系数一致,主流温度越低,壁面热流密度越高,符合对流换热规律。当壁面温度大于150℃时,主流温度为95℃的换热曲线斜率最先开始升高,说明出现了沸腾现象。在壁面温度大于170℃时,主流温度为60℃的换热曲线斜率才开始升高,说明主流体温度越高(即过冷度越小),越容易发生沸腾现象。在壁面温度为180℃左右时,不同主流温度的换热曲线趋于一致。增加主流温度会降低冷却水过冷度,强化了沸腾传热效果,有利于提高冷却系统的温度及冷却系统温度分布的均匀性,有效降低受热部件热负荷水平。
图7为压力0.1MPa、流道速度1m/s工况下,不同主流温度下壁面当量传热系数随着壁面温度的变化趋势。从图7可以看出,在壁面温度较低时,不同入口温度条件下的当量传热系数基本一样,不存在较大的差异,同时随着壁面温度的增大当量传热系数基本保持不变。当壁面温度超过150℃时,壁面当量传热系数出现缓慢增加的趋势。同时,试验结果表现出入口温度越高,其当量传热系数越早出现增长,且此后的传热系数一直高于低入口温度的情况。
图8为在流道速度1m/s、主流温度95℃工况下,不同压力对换热特性的影响。从图8可以看出,在壁面温度小于160℃时,不同主流温度的换热特性曲线基本一致,热流密度随着壁面温度呈相同斜率直线变化,此阶段受热面的换热方式主要以单相对流为主,相同的速度且相同的换热温差下热流密度相同;在壁面温度大于160℃时,压力为0.1MPa的热流密度曲线斜率逐渐升高,最先出现上翘趋势,压力为0.15、0.2、0.25MPa的热流密度曲线斜率分别在壁面温度大于175℃、190℃及超过200℃时才开始升高,而在压力最低的热流密度曲线最先发生上翘曲线。这是因为,压力越低,饱和温度越低,而相同温度下过冷度越小,其沸腾发生对壁面温度要求越低,越容易发生沸腾现象。
图9为流道速度1m/s、主流温度95℃工况下,不同系统压力下壁面当量传热系数随着壁面温度的变化趋势。从图9可以看出,保持其他相同流动参数不变,尽管试验数据存在一定的误差及扭曲,但仍然可以明显地区分不同局部压力状态下的换热特性存在较大的差异。试验段局部压力的升高,在增加饱和温度的同时实际也增加了通道内冷却介质的过冷度,其势必弱化沸腾强度和提高沸腾发生的条件。
3.2 可视化结果
试验中采用高速摄像机记录了压力0.2MPa、主流温度95℃及流速1m/s下不同热流密度下的试验段流动沸腾图像,如图10所示。从图10可以看出,在热流密度为0.531MW/m2时(对应加热块顶面壁温约为175℃),气泡发生数量较少,气泡脱离、生长过程直径普遍较小,且气泡分布较为有序,可以清晰辨别单个气泡。随着热流密度变大,气泡数量逐渐增多,气泡生长、脱离频率逐渐增大,在热流密度为0.841MW/m2时(对应加热块顶面壁温约为200℃),气泡在壁面更多点上形成,气泡在脱离、上升过程受流动影响而明显变形,大量气泡之间存在着明显的相互作用,气泡对边界层流体扰动比较剧烈。受强制流动的影响,此状态下即使热流密度较高,也没有进入饱和沸腾区,大部分气泡仍然可以分辨出来。
4 结论
(1)流速对壁面换热状况较为敏感,对于单相对流换热而言,提高冷却介质流速可以强化壁面对流换热强度,但是存在沸腾换热的低流速工况同样能够达到高流速工况下对流换热效果。利用沸腾相变传热能够在不影响换热效果的同时降低冷却液循环流量,可以大幅度降低冷却体积和节约循环水泵损失。
(2)系统压力和主体温度对沸腾传热都存在不同程度的影响,降低压力和增加主流温度都会降低冷却液过冷度,进而强化沸腾传热效果。提高冷却系统的温度,有助于提高冷却系统及部件温度分布的均匀性,有效降低受热部件热负荷水平。
(3)在过冷沸腾区,气泡直径增大、生长频率升高及气泡之间相互作用都会使气泡对边界层流体扰动增强,从而提升换热效率。
参考文献
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矩形通道 篇3
北京地铁四号线马家楼站2#、3#出人口通道原设计为矩形断面明挖施工, 后因受交通疏解、管线保护、工期、对旁边大型居民区的噪音影响等多种条件的限制, 在施工阶段经多方比较, 在确保造价不提高的前提下改为矩形框架暗挖施工。出入口纵向剖面示意如图1。
2 工程地质及水文地质情况
2.1 周边环境。
马家楼站西侧出入口暗挖隧道下穿DN1150污水管和一条DN1200雨水管和其它市政管线。暗挖出入口路面西侧为一大型居民社区。
2.2 工程地质条件。
出入口所处地区地层自上而下分为:人工堆积层和第四纪沉积层两大类。
2.3 水文地质条件。
在本场地共发现三层地下水, 分别为上层滞水、层间潜水和承压水。
3 工程重点难点分析及主要对策
3.1 隧道进尺短, 施工工序多。
2#、3#出入口每种断面只10米左右就进行变断面。施工过程打小导管及注浆、土方开挖、各导洞初支等, 施工工序多。另外由于车站已封顶, 出入口与车站交界处位于车站地下一层, 土方开挖外运, 喷射混凝土, 钢筋格栅等材料均需二次、三次倒运。
3.2 距地下管线近, 管线保护为施工重点。
出入口下穿一条DN1150污水管和一条DN1200雨水管, 施工难度和风险均较大。本段施作大管棚进行超前支护, 施工时采取袖阀管注浆措施加固土体保护管线, 施工期间对雨、污水管线进行导流或防渗漏处理。开挖时应当严格控制开挖步距, 加强对注浆的管理, 同时在施工过程中应随时进行量测, 根据量测数据指导施工, 保证管线的安全。为保证无水施工, 经过协调, 先作第一排大管棚, 进行雨水管线保护, 之后导流污水进入雨水管, 施作第二排大管棚, 保护污水管线, 随后进行防渗处理。在施工之前, 委托专业测量机构对污水管线设置观测点, 监测管线自身沉降等变化。
3.3 断面为平顶直墙型式, 拱顶稳定性差。
2#、3#出入口均为平顶直墙型式, 拱顶稳定性差。施工时加强测量, 严格按照设计要求施工。施工时加强量测, 根据量测结果指导施工。施工时严格按照设计及施工方案执行, 控制格栅步距。及时将钢格栅封闭成环, 并及时封闭掌子面, 进行背后回填注浆, 减少拱顶及地表沉降。
3.4 地质条件差、施工难度大。
由于开挖处上层土方为人工填土, 围岩稳定性差, 无法形成自然应力拱, 易发生坍落现象。另外, 车站基坑围护施工时对地层产生过扰动。施工时需每榀超前注浆支护, 施工时防坍、快速封闭为保证施工安全质量的关键。主要采取的措施如下: (1) 加密超前小导管, 间距可加密为0.20m。 (2) 超前小导管采用长度为2.0m, 每步一打的方法施工。 (3) 根据围岩特点, 超前注浆浆液进行调整。
4 暗挖施工主要的施工要点
4.1 标准段断面具体施工步序如下图2:
(1) 坚持“管超前、严注浆、短进尺、早封闭、强支护、勤量测”的施工原则, 开挖土方后及时安装钢格栅, 焊接纵向联接筋, 绑扎钢筋网片, 喷射砼。 (2) 隧道施工中应严格按先加固后开挖的原则, 稳妥进行施工。 (3) 隧道开挖时严格控制步距, 并留足核心土。在开挖过程中, 为更好的了解掌握前方掌子面地质情况和其它地下障碍物、管线, 采用人工洛阳铲在掌子面上掏打6m左右的探孔探明情况, 并做好详细的探孔记录。 (4) 当隧道围岩自稳能力较差时, 应缩短开挖台阶长度, 尽快使初期支护闭合。 (5) 注意控制先行导洞的开挖中线和水平, 确保开挖断面圆顺, 钢格栅安装位置正确。防止超挖, 不充许有欠挖, 局部欠挖处人工修凿, 但要充分考虑施工误差及预留变形。 (6) 加强量测监控, 做好信息反馈, 及时调整施工方法。 (7) 尽可能缩短开挖台阶和各开挖分部施工间隔, 使初期支护尽快闭合, 以控制围岩变形。 (8) 避免分部施工格栅拱脚出现悬空引起下沉, 防止累计沉降过大, 钢格栅下端设在稳固地层上, 或设在扩大钢板、混凝土垫块上。 (9) 格栅安装位置要准确, 各节点要对齐, 连接要牢固, 确保格栅可靠受力。 (10) 初支成环后及时回填注浆, 以降低拱顶及地表沉降。 (11) 作好开挖的施工记录和地质断面描述, 加强对洞内外观察, 作好地质超前预报工作。 (12) 开挖过程中必须加强监控量测, 当发现拱顶、拱脚和边墙位移速率值超过正常允许值或出现突变时, 应及时采取加临时支撑、封闭掌子图3袖阀管结构示意图面注浆等措施, 以控制位移和变形。对连续沉降的地段, 根据量测结果及时进行跟踪注浆。 (13) 掌子面开挖过程中, 如开挖面暴露时间长, 易引起围岩应力释放, 造成坍塌。拱架架立前对开挖面进行临时封闭。开挖成型后, 立即在超前小导管上挂网初喷, 厚度为10cm, 形成临时支护, 避免因土体应力释放造成坍塌。 (14) 穿越粉细砂段或出现坍塌难以喷射密实地段, 采取预埋灌喷管, 封闭掌子面后将喷射头套入灌喷管中进行灌喷, 保证初支背后密实, 及时跟进背后注浆。 (15) 超前小导管如无法直接打入时, 采用风钻先打眼后插入, 再注浆。
4.2 管棚施工要点。
(1) 需采用特殊的钻具和跟管钻进技术。 (2) 安装导向管时, 须根据设计角度逐根认真测量, 精确定位。 (3) 施工过程中, 对钻速、给进压力的选择十分严格, 否则会引起偏斜量加大。 (4) 要求注浆达到钢管内充填密实, 浆液在地层中的渗透加固良好。
超前管棚提前发挥超前支护作用, 增加了施工安全度, 提高隧道的长期稳定性。在管棚支护下开挖, 有限的减少地表下沉和防止围岩坍塌, 使隧道开挖顺利通过污水雨水管道。
5 袖阀管施工
由于2#、3#出入口平顶暗挖结构顶距离正上方市政管线底距离比较近, 暗挖下穿过雨水管和污水管时采取袖阀管注浆措施对土体进行加固。
5.1 袖阀管式注浆方法特点简介。
(1) 袖阀管结构主要由Ф68mm PVC外管、56mm镀锌注浆内管、橡皮套、密封圈等组成。见图3。 (2) 袖阀管是一种只能向管外出浆, 不能向管内返浆的单向闭合装置。灌浆时, 压力将小孔外的橡皮套冲开, 浆液进入地层, 如管外压力大于管内时, 小孔外的橡皮套自动闭合。长度固定为30~50cm, 还可以根据地层情况调整灌浆长度, 实现定量定尺可控灌浆。 (3) 可根据需要灌注任何一个灌浆段, 还可重复灌浆。 (4) 可使用较高的灌浆压力, 灌浆时冒浆和串浆的可能性较小。 (5) 钻孔和灌浆分开, 提高了钻孔设备的利用率。 (6) 可在一个孔内灌注几种浆材。 (7) 由于在被加固的地层中, 进行了多点、定量、均衡的注浆, 注浆体在地层中均匀分布, 均匀连接, 因此, 大大提高了被加固地层段的整体稳定性。
5.2 工程量布置。
(1) 2#出入口纵向加固长度7.5米, 3#出入口纵向加固长度7.4米。 (2) 注浆孔间距0.8米, 行距0.8米, 孔深L米 (L=各出入口纵向加固长度) , 每个出入口注浆断面共布22个注浆孔。采用“水泥-水玻璃”双液浆做注浆材料。
5.3 袖阀管施工技术措施。
(1) 在施工过程中如遇到障碍物或钻不下等情况, 应暂时停止施工, 并及时向现场负责人及有关技术人员, 设计人员报告, 研究处理。 (2) 为保证施工方法正确的实施, 派专职管理技术人员在场负责, 并做好现场的施工记录, 交甲方施工负责人员签证。 (3) 必须严格按图纸施工, 按施工方案施工, 按有关施工规定施工, 不得随便更改施工方案及施工工艺, 如有某种情况需要更改时, 经技术负责人和施工负责人及设计人员研究批准后书面通知才允许施工, 并要取得“更改通知书”签证。
6 技术经济评价
采用矩形浅埋暗挖施工避免了占路施工, 有效的保证了出入口通道顺利通过污水、雨水管道, 避免了明挖法施工对旁边居民小区的噪音污染, 使业方满意, 为企业带来良好口碑和经济效益。
结束语
目前, 2#、3#个出入口通道已经施工完毕, 状况良好。实践表明, 浅埋暗挖矩形断面是可行的。因此对地下工程, 鉴于其各方面的特殊性, 不能单纯的从传统思维出发, 而应结合现场实际情况, 因地制宜, 在确保经济安全的前提下灵活采用各种结构形式和施工方法。北京地铁四号线2#、3#出入口浅埋暗挖矩形断面的成功完成对于今后类似工程具有一定的参考意义。
参考文献
[1]地铁四号线马家楼站附属工程工程施工图设计技术要求[Z].
[2]GB50157-2003地铁设汁规范[S].2003.
矩形通道 篇4
随着芯片向小型化、集成化、高速化发展, 芯片热流密度越来越大, 芯片性能的有效发挥和进一步提高受到散热瓶颈的制约。微通道液冷技术被认为是解决高热流密度芯片散热问题的有效方式。微通道冷板的结构原理如图1所示。
自上世纪80年代以来, 国内外学者已对微通道液冷作了许多研究。Xu[1]对水力学直径为30到344微米的微通道, 在Re数为20到4000范围内进行了研究, 结果表明基于连续流体假设的N-S方程仍然成立。Zeighami等[2]研究了深为150微米、宽为100微米的微通道的转捩点约为Re=1600, 研究表明, 对于微通道而言, 层流变湍流的转捩点提前了。
揭贵生等[3]从理论上对矩形截面微通道的结构参数与散热热阻的关系进行了推导, 据此可对各通道参数进行优化选择。徐德好[4]应用Flotherml软件对系列尺寸的矩形微通道冷板进行仿真分析并验证, 获得了冷板换热性能与流道结构参数的关系。
综上所述, 学界目前普遍认为在不涉及相变时, 连续介质假设成立, N-S方程和傅立叶导热定律对微通道内的层流液体流动仍具有适用性。因此, 基于N-S方程的CFD软件CFX可用于对微通道换热进行仿真分析。
本文在AWB14.0平台下建立矩形微通道冷板的仿真模型, 应用CFX分析微通道各参数对换热性能的影响。
1 仿真模型的建立
本文利用NX7.5建立冷板的三维模型。典型结构参数为流道宽度D=0.5mm, 深度H=2mm, 间距T=1mm, 流动方向长度L=30mm, 流道数目16。芯片长×宽×高=30×16×2.5 (mm) 。冷板出、入水口直径均为4mm。芯片材料为硅, 冷板基体为Al5A06, 冷却介质为水。结构模型导入AWB后, 在满足网格无关性, 且兼顾网格总量的前提下划分网格 (流体边界层为4层) 。最终建立的仿真模型如图2示。
仿真计算中对模型作如下假设和简化:
(1) 流体为常物性, 且为定常流动;
(2) 忽略辐射和空气自然对流散热;
边界条件设置如下:
(1) 芯片和冷板的接触面为固固传热, 流体和冷板的接触面为流固传热;
(2) 热源和冷板的外壁面为绝热面;
(3) 流体入口设为速度入口 (1m/s) , 25℃, 出口设为压力出口 (大气压) ;
(4) 芯片作为体热源 (折合面热密度为50W/cm2)
2 仿真结果分析
由文献[3]的理论分析可知, 在冷板外形尺寸一定的前提下, 换热性能的影响因素主要有流量、流道深度、流道宽度、流道数目等。对微通道的换热性能按换热系数h1和换热效率k评价, 其定义为
式中:Q——热源的发热量 (W)
Asource——热源和冷板接触面积 (m2)
Twc——热源表面平均温度 (℃)
Tave——为进出口冷却液平均温度 (℃)
qL——冷板流量 (m3/s)
△P——进出口压力损失 (Pa)
h1直接影响芯片的结温, 结温的高低对其使用寿命影响很大, 且一般都有结温限制。k为换热系数与消耗的泵源能量之比, 表征冷板的换热效率。
2.1 入口流速对冷板性能的影响
冷板结构尺寸如1所述不变, 入口流速取不同值, 并保证流道内Re<1600, 即符合层流状态 (后面各例同理) 。换热系数h1和效率k与入口流速关系如图3示
换热系数随入口流速增大而增大, 但增速趋缓;由于压力损失急剧增加, 导致效率随流速增大而急剧减小。因此在选择流量时应综合考虑。在满足散热需求的前提下选择小的流量较为合适。
2.2 流道深度对冷板性能的影响
换热系数h1和效率k与流道深度H的关系如图4示。
换热系数随流道深度增大而先增大, 后减小, 存在极大值, 在深度为3mm附近;效率k随深度增大而增大, 但增速趋缓。因此, 流道深度的选择需要综合考虑。由于从极值点再增大深度换热效率提高并不明显, 反而牺牲了换热系数, 笔者认为取换热系数最大的深度较为合适。
2.3 流道宽度对冷板性能的影响
换热系数h1和效率k与流道宽度的关系如图5示。
换热系数随流道宽度增大而减小, 效率随宽度增大而增大, 均趋缓。因此, 流道宽度的选择需要评判换热系数和效率的重要性, 综合考虑。
2.4 流道数目对冷板性能的影响
换热系数h1和效率k与流道数目的关系如图6示。
换热系数和效率均随流道数目增大 (周期T减小) 而增大, 均趋缓。因此, 在不显著增加加工难度的前提下, 增大流道数目可以有效提高冷板换热系数和效率。
3 结论
(1) 本文分析了流量, 流道高度、宽度、数目对矩形截面微通道冷板性能的影响, 得到了换热系数和效率随各参数的变化规律, 结果对于该类型冷板的设计具有一定的指导意义。
(2) 本文应用CFX仿真分析的结果与文献[4]的相关结论一致, 从而对于更为复杂的无法理论分析的微通道冷板模型, CFX仿真分析方法具有很好的应用前景。
摘要：本文建立了截面为矩形的微通道冷板模型, 应用CFX软件仿真分析了流量、流道高度、宽度、数目对换热系数和效率的影响规律。仿真结果表明:单一变量情况下, 流量越大, 换热系数越大, 但效率下降;流道深度越大, 效率越高, 换热系数存在极大值;流道宽度越大, 换热系数越小, 换热效率越大;增加流道数目可以同时提高换热系数和换热效率。
关键词：微通道,液冷冷板,CFX,数值仿真
参考文献
[1]Xu, B., Ooi, K.T., and Wong, N.T., 2000, Experimental Investigation of Flow Friction for Liquid Flow in Microchannels, International Communications in Heat and MassTransfer, 27, pp.1165-1176.
[2]Zeighami, R., Laser, D., Zhou, P., Asheghi, M., Devasenathipathy, S., Kenny, and Goodson, K., 2000, Experimental Investigation of Flow Transition in Micro-channel Using Micro-resolution Particle Image Velocimetry, Proceedings of ITHERM 2000, Volume II, pp.148-153
[3]揭贵生, 大容量电力电子装置中板式水冷散热器的优化设计[J], 机械工程学报, 2010年1月, 第46卷第2期