新型冷却系统（精选8篇）
新型冷却系统 篇1
摘要：为了克服了现有制冷设备的不足, 本文介绍了一种结构简单、节能、环保的空间冷却系统, 在该系统中液体通过中空窗帘的方式吸热, 带走热量, 从而达到降低室温的目的。该系统提供开放式的凉爽环境, 特别适合郊区、度假村等室外环境较好的地方。
关键词：空间冷却系统,节能环保,开放式,凉爽环境
随着社会的进步, 人们已经可以根据自己的需求来改变某些环境中的温度变化, 可以使夏天不再炎热, 使冬天不再寒冷, 使生活和工作环境得到极大的改善。这种改变环境的温控设备成了当今社会不可或缺的一部分。目前房屋内部使用的温控设备主要是空调, 它的功能是对封闭空间、区域内空气的温度、湿度、洁净度和空气流速等参数进行调节, 以满足人体舒适或工艺过程的要求。空调的核心部分就是空调的冷却系统, 空调就是根据冷却系统的原理设计的。
一、传统制冷系统的工作原理
传统的室内温控设备的制冷系统的结构如图1所示。传统的室内温控设备的工作原理是:压缩机将气态的制冷剂压缩为高温高压的液态制冷剂, 然后送到冷凝器 (室外机) 散热后成为常温高压的液态制冷剂, 所以室外机吹出来的是热风。
然后到毛细管, 进入蒸发器 (室内机) , 由于制冷剂从毛细管到达蒸发器后空间突然增大, 压力减小, 液态的制冷剂就会汽化, 变成气态低温的制冷剂, 从而吸收大量的热量, 蒸发器就会变冷, 室内机的风扇将室内的空气从蒸发器中吹过, 所以室内机吹出来的就是冷风;空气中的水蒸汽遇到冷的蒸发器后就会凝结成水滴, 顺着水管流出去。
由空调的制冷原理可以知道, 空调使用条件要求密封, 环境空气不流通, 室内空气质量差, 容易引起呼吸道疾病与空调综合症。另外空调在使用时动力系统的能耗较大, 且目前普遍采用氟利昂作为制冷剂, 氟利昂中的Cl原子会破坏臭氧层, 造成温室效应。为了解决目前室内温控设备存在的不足, 本文提供了一种结构简单、节能环保的空间冷却系统。
二、设计方案及工作原理
为了解决空调使用条件要求密封, 环境空气不流通等问题, 我们设计了一种水冷式空间冷却系统。其原理示意图如图2所示。
该空间冷却系统属于半封闭系统, 系统由热交换区1、集水池2、动力区3、冷却器4一次连接组成回路。液体在回路中循环, 并在室外的冷却装置中散放热量, 降低温度, 使液体温度低于室内环境温度, 产生一定的温差。当液体沿此系统流动到室内时由于温差的存在, 可以吸收环境中的热量, 达到降低环境温度的目的。散热速度可以通过控制液体流速的方法来控制, 也可以通过控制冷却器功率的方法来控制液体的温度, 调节液体与室内环境间的温度差, 从而达到效率可控的目的。
三、结构特点
该水冷式空间冷却系统包括有实现水流与空间内部气流相互换热的换热装置, 水流通道, 水泵, 冷却器, 自动补水装置等部分。具体结构示意图如图3所示:包括集水池2, 水泵3, 冷却器4, 输送管5, 分水器6, 蓄水池7和换热装置11。
该冷去系统的各部分的作用及工作过程如下:
集水池2中的水由系统外补充至指定水量, 并使用自动补水装置使其保持一个固定水量。
集水池中的水由输送管5流至水泵。水泵负责提供动力将流过来的水送至地势较高的冷却器4中。水泵的开关通过蓄水池7中的水位控制, 当水位低于某一特定值时水泵自动开启补充。
冷却器4可选用自然冷却和抽风冷却等形式, 通过调节冷却器的功率来调节水温, 直接控制系统的工作温度, 采用与水泵3联动的方式启闭。
蓄水池7的作用是收集冷却器4中留下的经过冷却的水, 蓄水池7具有一定的高度, 高于换热装置11部分, 里面的水相对于集水池2有一定的高度差。
通过冷却器冷却的水流入蓄水池7后, 由于高度差的存在, 水借助自身的势能, 通过分水器6将输送管道中的水分至换热装置11的每条导管中。
换热装置11的导管采用中空窗帘的形式, 中空窗帘主体由多条塑胶管组成, 水在自身的重力作用下由导管中流下, 由于塑胶管的直径很小 (一般小于10mm) , 所以整体的表面积很大, 提高了热量交换的效率。通过控制管内的水的流速便可控制热交换的速率, 从而实现温度的可调。
四、结语
本文设计的水冷式空间冷却系统, 采用液体通过换热装置的方式吸热, 带走热量, 从而达到降低室温的目的。在该系统中一个蓄水池和集水池间可以并联多组导管窗帘主体, 从而提高此系统的使用效率, 实现大面积或多个独立空间的制冷效果。此系统动力部分仅用一台水泵, 配合一个冷却器, 系统内的液体可循环使用, 达到节能环保的要求。该冷却系统结构简单, 节能环保, 克服了现有制冷设备的不足, 提供开放式的凉爽环境, 特别适合使用在房屋处于郊区、度假村等室外环境较好的地方。
参考文献
[1].易新, 梁仁建.现代空调用制冷技术[M].北京:机械工业出版社, 2005
[2].冯晓辉.空调制冷技术发展研究状况浅析[J].科协论坛, 2012
制冰冷却系统减轻电网压力 篇2
在接下来的几个星期里，加利福尼亚的地方公共事业联盟将开始为政府办公室和商业大楼加装夜间制冰系统以代替白天时使用空调。这是该设备试点项目的一部分，此设备由总部设在哥伦比亚温莎的Ice Energy建造。如果能得到广泛应用，此举将减少30％的公共事业单位的燃料消耗，并减少对新发电厂的需求。
在南加州市政公共能源管理局(the Southern California Public Power Authority)协调的计划下，第一批设备将安装在加州格兰岱尔市大约24幢市属大楼上。
未来的两年里，11家参与的公共事业单位将安装1500套设备，总计提供53兆瓦的能量储备，缓解该地区电网的压力。该项目是第一次大规模地运用Ice Energy的技术。
Ice Energy的每一个设备都设计为在夜间制冰(此时的电力需求较低)，使用高效压缩机冷冻450加仑(约1703.4升)的水。到中午，制冷模式起效，该设备将大楼内的常规空调关闭六小时。它将来自缓慢融化的冰块的冷却水输送到安装在大楼供暖、通风和空调系统中的蒸发器。一旦冰块融化完，空调又开始正常运行。Ice Energy的首席技术官布莱恩·帕森奈特(Brian Parsonnet)表示，在最热天气的用电高峰时，Ice Bear能使大楼的电力消耗减少95％。
降低用电高峰的电力需求也就减少了建设新电厂的需要。它还使得公共事业单位能依靠他们最高效的电厂，电力研究院(Electric Power Research Institute)的电力使用高级项目经理罗纳德·多米查维克(Ronald Domitrovic)说，当公共事业单位启动他们“最低效、最老旧、最不受欢迎”的发电设备以满足高峰需求时，电网上每一部分的电力增量都会带来成本冲击，不论是燃料成本、温室气体排放或者服务的可靠性。但是，在夜间，公共事业单位可使用其最高效的电厂，所需燃料比只在高峰时开启的电厂要少。公共事业单位还可在其他地方节约能源——例如，夜间冷却设备线路能更有效地传输电力。
多米查维克表示大规模使用冰块或冷水为校园和大楼制冷的系统“已经存在一段时间了”。但是他说，这些往往是“昂贵的一次性设备，专门为某幢大楼设计，”而Ice Energy提供的小型热储存系统配置简单，能用于一层或两层的商业楼宇。Ice Energy表示安装在不同地点的冷却设备能连成网络，为公共事业单位提供能在需要时管理电网需求的资源。
帕森奈特表示，Ice Energy系统的每个产品成本已经由最初模型的15000美元降到了现在的5000美元。南加州市政公共能源管理局大卫·瓦尔登(David Walden)表示，与其他降低高峰电力需求的方法相比，包括可再生能源，如太阳能等，目前的模型“在成本上是有竞争力的”。
新型冷却系统 篇3
一、新型推动棒式熟料高效冷却机构造简介
新型推动棒式熟料高效冷却机构主要由液压驱动装置 (含电气自动控制装置) 、熟料冷却和输送装置 (标准化模块组) 、机壳体部分、破碎装置构成。
1. 液压驱动装置
根据设计生产能力需要, 液压驱动工作油缸及管路可以由2列、3列、4列等组成, 对应液压站驱动电机、液压泵设计由2组、3组、4组及一套备用组等构成;一个标准化模块对应一个双作用、等移距油缸, 最大压力25MPa, 冲程200mm, 液压系统设计有更油梭阀, 起自动更换工作管路中液压油、补充新油和冷却回油的作用;液压站具有自动补油装置和压力蓄能装置, 液压系统为闭路。
2. 熟料冷却和输送装置
该装置设计为标准化模块, 根据生产能力需要由第一风室CIS固定阶梯模块和多个标准化模块分成几列组合而成, 每一标准化模块由4×14个气体分布板 (进风装置) 冷却单元 (300mm×300mm) 组成 (见图1) , 篦床单元外形尺寸1.3m×4.2m。气体分布板为1Cr18Ni9Ti薄板冲压、焊接成迷宫形式, 保证充足均匀供风且不漏料。下部有一个机械流量调节阀板, 根据篦床物料层阻力大小, 阀板自动调节, 以保证通过篦板和熟料的冷却风流量恒定 (见图1) 。
篦床单元上部熟料输送由7根推动棒和7根固定棒交替排列而成, 推动棒与篦板间隙为50mm, 作为低温料层保护篦板耐热、耐磨并保持整体篦板温度均匀, 避免局部热胀冷缩产生应力变形 (图2) 。每个标准化模块有7根推动棒安装在两根驱动板框架上, 并作用在4个直线导轨副上, 由单独油缸驱动。
四列推动棒冷却机分为以下三种驱动运行模式。
(1) 任意模式。四列篦床 (推动棒) 分别各自运行, 并可任意调整各列运行推动篦速。
(2) 往返模式。四列篦床 (推动棒) 同时向前运行到限位后, 二、四列先返回, 一、三列再返回, 如此往返工作。
(3) 同行模式。四列篦床 (推动棒) 同时往返运动, 此种模式一般在产量较高、料层分布较均匀情况下操作使用。
根据实际运行工艺压力, 操作上控制液压系统压力不超过15MPa (根据经验控制在额定压力60%为宜) , 安全可靠, 可灵活应用操作模式。
通过5年多的使用效果看, 推动棒及篦板基本没有明显烧损, 只是固定棒与驱动U型盖板对应位置分别被熟料颗粒磨损出10~15mm深凹形, 严重的U型盖板被物料磨穿, 推动棒、固定棒及U型盖板等机械件主要失效形式为磨损。
二、推动棒式熟料冷却机故障分析及解决办法
1. 油缸产生爬行
油缸产生爬行时应及时排除液压管路中气体;必要时补充油量;当液压泵有故障时应更换;比例放大卡零点出现漂移时, 应重新调整校验零点;液压泵角位移传感器如有故障应检查是否接触不良或更换损坏传感器。
2. 冷却机过载出现电气跳停机
(1) 熟料粘结可导致冷却机负荷阻力增大过载。此时应待物料冷却后, 砸碎结块物料清理出去, 并调整生料配料方案, 改善熟料粘结状况。
(2) 液压驱动系统压力增高时, 没有及时调整液压缸冲程次数及风室供风流量、压力或调整生产台时产量, 使冷却机负荷阻力增大, 过载跳停机。
解决办法是待物料冷却后, 人工清理积压物料, 然后开启设备。调整液压缸冲程次数和各风机供风流量、压力, 保证液压系统压力在15MPa (额定压力60%) 以下安全平稳运行。
3. 液压系统压力升高
液压系统压力升高的主要因素通常是系统阻力增大所致。此时应及时检查消除阻力。如检查料层厚度、篦床上是否结块、液压冲程数是否不足、篦床供风及压力是否减小、破碎机入料口是否堵料等。必要时一一排除。
对于机械故障应根据不同因素及时查找原因, 更换损坏零件并调整等, 使问题及时加以解决。
4. 液压系统常见保护性跳停
液压系统常见保护性跳停时应从液压站油位、液压油温度、过滤器压差等方面查明原因, 并进行必要的维修以解决问题。
5. 液压系统冲击振动较大
(1) 此种问题发生原因主要有:液压管路转弯较多导致阻力增大, 产生冲击振动较大。解决办法:将液压站液压出口管路设计改为高压钢丝胶管连接, 管路布置应尽量减少转弯数量, 弯曲角度必须符合相关规范规定。
(2) 液压管路固定不牢产生液压冲击振动。解决办法:采用无缝钢管专用管夹和支架固定牢靠, 管夹距离应在2m左右。
(3) 液压系统中油量不足等导致气体存在, 产生冲击振动, 应及时排气解决。
(4) 液压系统换向频繁, 导致冲击。一般冲程次数应设定为15~18次/min。
(5) 压力蓄能器内部氮气量不足或气囊损坏产生冲击振动, 应及时补充氮气量或更换气囊, 保证压力平稳。
6. 液压缸拉伤
主要是液压管路系统及液压油受到污染所致, 为此应在加油及维修时严格控制液压系统污染, 达到NAS1638标准, 7级以上要求。
7. 液压缸不运动
新型冷却系统 篇4
1 冷却油道的结构形式与设计
冷却油道活塞的的结构形式有开式和闭式两种。闭式冷却道活塞的油道是完全封闭的。开式冷却道活塞的油道设计特点是:在环槽的背面和销座支承的上方铸成封闭的油道,当油道延伸到受推力的两个侧面时,横断面就变成形状变化的“开式”油道。冷却油的喷嘴尽可能靠近油道的开口处,以便将冷却油送入油道的封闭部分,使留在封闭通道里面的油起到振荡冷却作用。目前多用在缸径为150 mm左右的活塞上。
冷却油道的设计除考虑冷却机油的输送方式与冷却油量外,其主要设计要点如下:
1.1 冷却油道断面形状的选择
冷却油道的断面形状主要有圆形、长条形、蚕豆形等,冷却油道断面形状对活塞温度有较大的影响。实践证明,长条形的冷却油道,其隔热与振荡效果较好,使第一道环槽温度下降最多(可降至190℃左右),但对于中央的温度影响不大。蚕豆形冷却油道可使环槽和活塞顶温度下降比较均匀。圆形冷却油道一般不推荐使用,因为它的位置不当,散热量小。第一环槽温度还有235℃左右。
1.2 冷却油道的尺寸与位置
冷却油道的最佳设计应该考虑活塞尺寸、燃烧室形状和第一环槽的位置。冷却油道表面积应尽可能大,油道表面积与活塞顶面积之比平均为0.9～1.2 (取决于活塞直径)。油道的高度大约是它宽度的1.9～2.6倍。必须注意:油道与镶圈或燃烧室之间的距离应该不小于缸径的5%～9%,这取决于活塞直径与燃烧室形状。还可以看到,一般油道的上缘到活塞顶平面的平均距离是顶岸高度的65%～93%,对于较大尺寸的活塞,由于燃烧室的原因,油道的位置明显降低。
冷却油道的形状、尺寸和位置的选择还应该考虑降低油道四周的机械应力。中小型活塞冷却油道与燃烧室凹坑之间的壁厚约为缸径的7.5%,壁厚过小,则油道会产生过高的边缘应力。
1.3 进出油道的面积与高度
合理地选择进出油道的面积与高度,以保证冷却油道中有50%左右的填充比,而获得较好的振荡冷却效果。一般认为出油口的面积为进油口面积的1.5～3倍。出油口应该布置在高出冷却油道的底面,其高出底平面的距离约为油道高度的55%左右,有的进油口也高出冷却油道底面,其目的是避免油道中的热油又回流到进油口。
此外,为获得较好的冷却效果及延长机油的使用寿命,希望进油温度低于85℃,出油温度不超1 15℃。
2 冷却油道的成型方法
活塞冷却油道的成型方法很多,如铜管腐蚀法、压配法、直接铸入法、水溶盐芯法、电子束焊接法等。用水溶盐芯法生产的盐芯活塞是一种油道冷却活塞,由于其良好的自身冷却效果,铸造工艺相对较简单,成本较低,近几年得到较快的发展,得到了越来越多客户的青睐。我公司采用盐芯铸造活塞技术,生产的高端铝合金铸造活塞,由于自身冷却效果好,质量稳定,得到了广大客户的认可。盐芯活塞的油道在铸造阶段形成,所以良好的铸造工艺是获得稳定的盐芯活塞质量的关键所在。
盐芯活塞的冷却油道截面一般为50～200mm2,一般活塞头部的内侧有2～3个细长油孔与外界相通,孔的直径一般为Φ4～10 mm,孔的深度一般为80～200 mm。盐芯在铸造时铸在活塞的内部,铸造结束后,用水冲洗盐芯,盐溶于水中,从而在活塞上形成冷却油道。
盐芯铝活塞的铸造工艺主要分为盐芯的制造和盐芯活塞的铸造两步。
2.1 盐芯的制造
2.1.1 冷却道对盐芯的要求
盐芯在铸造完成后,用水易冲洗掉,从而在原来盐芯占据的腔内形成冷却油道。要生产出合格的盐芯活塞,对盐芯的制造要求还是较高的。盐芯要满足下面的要求:
a.熔点要高,从而在活塞浇铸过程中不会融化,并且与高温的浇注铝液不发生反应。
b.有足够的强度,在浇注合模时不会因受压而碎裂。
c.热膨胀系数尽量少,保持受高温时的较高的尺寸精度。
d.无毒无味,易融于水中,不残留。
e.成本低,易于制作和安装。
下面是我公司生产中用到的一种盐芯图,见图1。
2.1.2 盐芯的制造方法
水溶盐芯的制作方法主要采用烧结法,烧结盐芯的基体材料用氯化物盐。该方法对氯化物盐的颗粒大小要求较严,一般要求颗粒直径控制在1 mm内,粒度大小分布均匀,可用细网眼筛子进行筛选,粒度不宜过大或过少。氯化物粉末过细,会造成流动性差而使模具中的充填性下降,严重时会出现成型时的“压顶”现象:盐芯在垂直压力方向上出现裂纹以至于剥离;粒度过大时,盐芯的强度和密度会不足。盐芯的制造对氯化物的湿度要求也较严,一般要求把水份控制在1%以下。氯化物水份含量较高时,会降低对模具的充填性,造成盐芯强度的大幅下降。根据实验测定,制作盐芯的氯化物中的水分每增高1%,盐芯的强度会降低20%。
盐芯在制造过程中,要用到粘接剂,粘接剂一般用树脂。由于树脂不耐高温,在加热的同时加入六亚甲基四胺,这样树脂的线状结构分子会联成网状或者体型结构,从而使树脂坚硬,高温下不软化。
盐芯烧结工艺如下:高温焙烧氯化物盐一定时间—冷却后碾碎并进行筛选—加入粘结剂混碾—压制成型—中温烧结—成品。
烧结温度和时间要根据盐芯的大小而定。一般而言,高温烧结后的盐芯具有很高的强度,但烧结温度也不宜太高,否则盐芯会产生变形。烧结温度过低,盐芯的强度达不到要求。我们一般将烧结温度控制在700℃左右,保温时间控制在0.5 h左右。
我厂采用烧结法生产的盐芯,特性如下:
a.高强度,抗压强度达到35 MPa。
b.密度达到1.8 g/m3,气孔率为25%。
c.热膨胀系数小,在20～250℃测定,达到3.8×10-5/℃。
d.表面粗糙度可达到Ra 3.2。
e.性能稳定,不变质,快速溶于水中。
2.2 盐芯铝活塞的铸造
2.2.1 安放盐芯
盐芯在铸造模具中安放时,位置公差应控制在0.8 mm内,定位要牢固,防止铝液浇入模具型腔时被冲动而发生位置的偏移。
盐芯用模具支撑脚杆支撑。盐芯铸造活塞的模具金属型芯与普通活塞铸造模具金属型芯不同,它是由模具上盐芯支撑杆及定位顶针来定位盐芯高度及径向位置。盐芯安放时用压入胎具压到位后,再用量规检查盐芯的位置,达到工艺要求后进行浇铸作业。
盐芯定位结构示意图见图2。
盐芯压入装置示意图见图3。
2.2.2 铸造
盐芯铝活塞的铸造模具设计与普通模具设计相似,但由于铸造过程中要安放盐芯并定位,故在盐芯安放位置部分有所不同。铸造时一般采用机械化下抽芯铸模,既可在自动或半自动浇注机上用,也可在手工模上用,铸造时应快速完成各个动作,以免时间过长使盐芯降温过大,在浇注时再急骤受热而产生断裂,造成废品。
铸造过程如下:
模具预热一盐芯预热—安放盐芯—放过滤网并合模—浇注—取件。
活塞铸造完成后,还要对铸造过程中形成的冷却油道进行检查,主要是用化学法检查氯化物的残留,以及用超声波检查仪检查冷却油道的径向和轴向位置。总之,盐芯活塞油道的质量好坏主要在于控制好盐芯的质量和铸造的工艺过程。
3 结语
新型冷却系统 篇5
冷却设计是制约燃机技术发展的关键瓶颈。目前, 国际上的燃机叶片冷却技术研究是围绕复合冷却展开的, 蒸汽在物性参数上比空气有更好的比热与换热特性, 在重型燃气轮机方面, 采用蒸汽与空气的复合工质冷却技术已成为目前国际发展的尖端技术与潮流。因此, 如何协调利用这两种工质, 提高冷却效率, 实现更高的透平进口温度, 是新一代重型燃机研究的关键问题所在。
基于以上情况, 需要建立一个满足双工质冷却试验要求的综合实验系统, 为研究叶片双工质冷却的相关机理, 实现相应的新概念冷却叶片技术原型提供支持。新型叶栅风洞建成后所支持的研究内容主要包括以下几个方面:
(1) 叶片内部蒸汽、空气强化换热机理研究。
(2) 叶片外部高效气膜冷却机理研究。
(3) 双工质冷却新原理研究。
(4) 叶片的综合冷却特性、主要设计参数和冷却结构的影响研究。
(5) 高温气、汽两相流实验, 燃机不同部件的冷却实验等。
目前, 国内外有很多涡轮叶片空气冷却叶栅实验风洞, 如美国Solar公司7叶片, 6通道平面叶栅风洞[2], Texas A&M University的5叶片, 4通道平面叶栅风洞[3—5], 国内西北工业大学的低速平面叶栅风洞[6]等, 基本有以下几种类型: (1) 主流空气 (常温) +常温空气; (2) 主流空气 (100℃左右) +冷却空气; (3) 主流空气 (1 000℃左右) +冷却空气。上述现有叶栅风洞实验系统的结构和功能较单一, 只能研究空气冷却涡轮叶片的相关特性, 而且其实验过程基本都是瞬态, 持续时间很短, 数据采集需要在很短的时间内完成, 数据的可靠性及其精度无法保证;而且现有实验装置无法实现蒸汽在涡轮叶片内部冷却的相关特性研究, 更无法实现蒸汽、空气双工质综合冷却相关特性的研究。
目前, 采用双工质混合冷却的叶栅风洞尚未见到报道。建立具有多功能, 且质量较高的新型高温高压叶栅风洞, 对开展高温涡轮叶片的冷却结构设计研究具有重要意义。目前, 该高温高压叶栅风洞已申请专利[7]。
1 试验平台的系统组成
风洞实验系统由主流气源、主流气体加热装置、主流进气整流装置、叶栅试验段、冷却空气系统、冷却蒸汽系统、排气消音装置及测试和控制系统几大部分组成。如图1所示。
工作过程如下:由几台并联压缩机提供流量为40~150 m3/min, 压力为0.7 MPa的压缩空气, 流经主流气体加热装置后, 气体被加热, 形成高温空气。高温空气经进气整流装置进入试验段。由冷却蒸汽系统产生的冷却蒸汽 (100~200℃) 以及冷却空气系统产生的冷却空气同时引入叶栅试验段, 参与试验。最后, 冷却蒸汽及冷却空气与主流一起经排气整流装置扩压消音后排向大气。
该风洞建设目的主要是为了用于重型燃气轮机叶片空气冷却、蒸汽冷却及其两者混合冷却机理的试验研究。目前, 三菱燃气轮机的透平进口温度, 已经从D系列的1 154℃提高到G系列的1 500℃[1]。透平进口温度为1 700℃级的燃气轮机也在设计中。而风洞试验要求能满足相似性原理, 即风洞试验与模拟的对象具有相同的相似准则和相似的单值性条件[8], 所以为了达到目前大多数重型燃气轮机的马赫数、雷诺数及流动工况的要求, 综合考虑温度、压力和投资情况, 参考国外同类高温风洞试验参数[9]确定该风洞的主要技术参数为:试验段马赫数:0.2~1.0;试验段主气流温度:室温~450℃;试验段主气流压力:0.1~0.6 MPa;主气流的流量:150 Nm3/min;冷却空气温度:室温~80℃;冷气空气压力:0.1~0.7MPa;冷却空气最大流量:10 Nm3/min;冷却蒸汽温度:100~230℃, 冷气蒸汽压力:0.1~1.0 MPa;冷却蒸汽最大流量:600 kg/h。高温涡轮叶片内冷通道强化换试验系统为该平台一部分[10]。
2 试验平台结构组成部分设计
2.1 风洞进气整流装置设计
进气整流装置的设计是风洞能否达到燃气轮机叶栅进口气体湍流度的一个最为关键的部分。其设计包括截面大小、蜂窝器与阻尼网的结构、布局、静流段的长度、收缩段收缩比及收缩曲线。进气整流装置的作用是为下游叶栅试验段创造达到燃气轮机叶栅进口气体湍流度及均匀来流的进口条件。
蜂窝器主要作用是导向和分割大气涡旋, 有利于加快涡旋的衰减, 同时, 由于蜂窝器管道对气流的摩擦作用, 也有利于改善气流的速度分布, 并在一定程度上也能降低气流的湍流度。蜂窝器的蜂窝格子有圆形截面、方形截面和六角形截面。六角形截面蜂窝器损失系数最小, 管道内的气流流动均匀、压力损失小。试验台的蜂窝器横截面为六角形, 蜂窝器的孔眼内接圆直径为10 mm, 长度为15倍的孔眼内接圆直径 (150 mm) , 即在整流段的截面内大约有1 700个蜂窝格子, 研究结果表明[8], 该尺度和长度的蜂窝器可以最大限度地衰减大气涡旋。
阻尼网安装在蜂窝器的下游。研究结果表明[11], 阻尼网可以较好地降低轴向湍流度。选配合适阻尼网能使稳定段流动速度剖面更均匀, 可进一步破碎蜂窝器后面的旋涡, 以减小静流段气流的湍流强度。
阻尼网的选择跟网的开孔率β的有直接的关系[12]。
式 (1) 中, d为网丝直径, mm;B为网孔宽度, mm。
通常, 阻尼网的β一般大于0.57, 而低湍流度风洞多用0.57<β<0.6的大开孔率阻尼网[11], 且要求网孔均匀、规则、清洁, 网面平整。一些研究表明[9], 用几层较小损失系数K值的网组比一层大K值网的效果要好, 而且两层阻尼网间的距离应大于30倍的网孔宽度或大于500倍的网丝直径, 以便把上游的一层网产生的湍流度充分衰减后再进入下游的一层网。因此试验台采用的是两层K值较小的阻尼网 (还可以根据需要增加) , 网和网之间的距离大约是网丝直径的500倍。
静流段的作用是导直气流、稳定气流和均匀流场, 为下游收缩段创造均匀来流的进口条件, 从而保证试验段流场的品质。因此, 在阻尼网后设计静流段是非常必要的。研究结果表明[11], 静流段的长度通常设计为整流段直径的0.5倍, 本试验台中采用了标准的静流段, 其长度为250 mm。
收缩段的作用是均匀加速气流, 使其达到试验段需要的流速和流场品质, 尤其是对改善风洞流场的均匀性, 流动的稳定性以及降低湍流度有着至关重要的作用。收缩段的设计包括收缩比和收缩曲线。收缩段的长度, 通常为0.5~1.0收缩段入口直径, 收缩比通常设计为7~10[11]。本试验台收缩段长度取的较长为0.8D, 为420 mm, 收缩比取为9。常用的收缩曲线有维氏曲线、五次方曲线和双三次方曲线 (图2) 。维氏曲线在入口部分, 其收缩较快, 在收缩段的出口部分则收缩较慢, 维氏收缩曲线因收缩太快, 有一个明显的逆压梯度, 而双三次曲线和五次方曲线进口收缩就比较平滑, 但五次方曲线出口过快, 速度均匀性较差, 所以综合考虑以上特点, 本试验台收缩曲线选用双三次曲线[11], 公式如下
式 (2) 中, xm为两曲线前后连接点;D2为收缩段出口截面半径;D1为收缩段进口截面半径;D为截面距离为处的截面半径。
以CFX软件为平台, 对收缩段的速度场进行数值模拟计算的结果如图3所示。计算结果表明, 收缩段出口截面上各处速度的均方根偏差≤0.2%, 各处气流速度方向与收缩段轴线的夹角不超过0.002°, 能够满足风洞要求。
2.2 叶栅试验段设计
试验段有三个直线叶片模型和两个曲线侧壁, 采用3叶片, 2.5通道的叶栅风洞进行实验, 高温主流空气可以模拟与实际燃气轮机内相似的高温流场, 一方面可以加热试验叶片样件, 另一方面可以用来研究气膜冷却的相关机理。为了达到更好的冷却效果, 同时考虑叶片强度的要求, 待测涡轮叶片内应有几个不同的冷却通道, 相应地, 冷却空气和冷却蒸汽也有几股引入试验叶片。透明光学观察孔线被安装在平面叶栅的顶部、两侧以及底部, 以便应用光测量法进行数据采集。在测试部分的底部和顶部安装大量的测压孔、测温孔和探测器。三个湍流网格被垂直安装在过渡管道部分。湍流网格可以促进均匀性并产生理想的湍流强度[7]。
试验段主要包括壳体、两个导向涡轮叶片、待测涡轮叶片和相关固定密封法兰。待测涡轮叶片上有固定凹槽, 两者配合将叶片固定于法兰下半部分, 最后将法兰上半部分盖上, 布置好密封件, 拧紧固定螺钉。测试是否漏气, 如不漏气即可进行实验。该试验段是柔性可拆的, 可以根据需要更换不同的试验段。如图4所示, 待测涡轮叶片上有两个冷却蒸汽进口, 两个冷却空气进口, 两个冷却蒸汽出口。高温主流空气进入叶栅时, 冷却空气通过其入口进入待测涡轮叶片参与实验。同样, 冷却蒸汽也分别通过其两入口进入待测涡轮叶片参与实验。冷却蒸汽最后通过其出口引出后排入集水坑, 而冷却空气经由气膜孔跟随高温主流空气排入大气。其中, 试验段的压力和流量通过主流调节阀调节。待测涡轮叶片的温度和压力通过变送器输出至数据采集装置变换为数字信号, 然后输入计算机进行数据处理和存储。
2.3 数据采集及参数控制系统
实验数据采集系统采用的是横河公司的mx100系统, 同时可以采集70个4~20 m A标准电流信号, 230个自制热电偶信号, 具有防尘、防湿、适用范围宽、抗电磁干扰强等特点。
试验平台的叶栅试验段模拟实际燃机流动工况, 试验段内气流的压力和流量通过整流装置前的调节阀和试验段后的调节阀来调节。试验段内的流体流量可以通过整流装置前调节阀的开度来调节;试验段内流体的压力可以通过试验段后调节阀的开度调节。由于本试验平台的温度和压力都比较高, 手动现场控制比较危险, 所以本试验平台控制系统采用远程自动控制, 根据试验要求, 只需设定好试验段内的温度、压力和流量, 系统会根据设定好的参数自行调节, 直至达到试验工况。
3 试验平台特色
该新型叶栅风洞是本课题组人员在现有叶栅风洞的基础上经过潜心研发设计而成, 具有很多特色。
3.1 温度高、压力高
叶栅风洞主气流的最高温度可达500℃, 由于采用先进的技术使其温度可在常温至500℃之间任意线性调节, 调节精度高达±2℃, 主气流采用电加热方式加热, 气流的温度均匀性较高, 尤其在做叶片外部气膜冷却实验时, 实验结果更精确。主气流由4台螺杆式压缩机提供, 最高压力可达0.7 MPa, 比普通的风机高很多, 可以实现更宽的实验工况, 尤其是高压实验。
3.2 自动控制
叶栅风洞控制系统采用的是国内顶尖厂商和利时公司的最新控制产品, 使得叶栅风洞可以实现自动控制, 实验人员只需要将试验工况的参数设定好, 系统会自动调节各设备参数, 直至达到试验要求, 其自动控制的能力是国内其他现有风洞无法具备的。由于实验系统温度较高, 压力较高, 采用自动控制的方式可以极大地保证实验人员的安全, 而且其调节精度比人工操作高很多。
3.3 双工质冷却
叶栅风洞最大的特色就是其双工质冷却的特点, 除具备现有风洞的试验能力外, 还可以实现蒸汽、空气双工质冷却叶片的试验研究。现有叶栅风洞实验系统的结构和功能较单一, 只能研究空气冷却涡轮叶片的相关特性, 无法实现蒸汽在涡轮叶片内部冷却的相关特性研究, 更无法实现蒸汽、空气双工质综合冷却相关特性的研究, 该风洞的使用必将为我国的新一代重型燃气轮机高温叶片的设计研发奠定坚实的基础。
3.4 稳态实验
叶栅风洞的动力配备也是国内少有的, 总配电功率高达3 200 kW, 可以实现试验的稳态测量。现有的叶栅风洞实验系统其实验过程基本都是瞬态, 持续时间很短, 数据采集需要在很短的时间内完成, 数据的可靠性及其精度无法保证;该风洞的建成极大地提高了同类叶栅风洞的测量精度及其试验数据的可靠性。
4 结论
叶栅风洞的实验研究在高温复合冷却叶片的设计中有着不可替代的作用。试验平台建成后不仅可以进行叶片外部高效气膜冷却机理研究, 双工质冷却新原理研究, 还可以通过更换试验段, 进行高温两相流及燃机不同部件的冷却试验研究, 具有很好的通用性。可以相信, 随着该新型叶栅风洞的投入使用, 必将使我国自行设计研发的重型燃气轮机早日问世。
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新型冷却系统 篇6
目前, 国内外自动加药控制方式主要有流量比例、水量平衡和荧光示踪剂3种, 日本栗田公司以流量比例式自动控制加药[3], 美国大湖公司以水量平衡式自动控制加药[4], 美国NALCO公司以荧光示踪剂为传感元件自动控制加药[5], 朱斌和罗益民研制了基于PLC控制的流量比例式自动加药控制装置[6], 刘祥宇以单片机作为信号处理核心单元开发荧光示踪剂式自动加药控制装置[7]。然而, 上述循环冷却水自动加药控制装置对缓蚀阻垢剂的投加都以循环水中药剂的浓度作为反馈信号, 通过恒定循环水中的药剂浓度, 控制缓蚀阻垢剂的投加量, 且水处理剂投加浓度在循环水系统设计时已根据补充水质特性确定, 并保持不变, 未对换热器结垢进行实时监测。在冷却水补水水质发生变化时, 水处理剂加药浓度保持不变, 从而造成药剂浪费、管内结垢严重及浓缩倍率不稳定等问题[8]。因此, 研究开发实时监测循环冷却水系统结垢倾向且依据监测数据控制加药量的循环冷却水自动加药控制装置是极其必要的。
笔者设计的自动加药控制装置以实时监测所得的污垢热阻和关键水质参数作为反馈参数, 通过与系统设定的目标参数比较来控制缓蚀阻垢剂、浓硫酸和杀菌灭藻剂的加药量、补水量和排污量, 并根据污垢热阻测量值调节关键水质参数的目标值来抑制结垢。
1 循环冷却水自动加药控制方案 (1)
笔者设计的循环冷却水自动加药装置的控制原理如图1所示。系统以污垢热阻作为反馈变量, 并与程序设定的污垢热阻阈值进行差值比较, 根据比较结果, 输出控制信号至PID控制器, 控制缓蚀阻垢剂加药泵的启、停和开度, 从而调节缓蚀阻垢剂的投加量。同时, 根据计算的污垢热阻值与污垢热阻阈值的比较结果, 对p H值、ORP和浓缩倍率的阈值进行自动调节, 通过改变关键水质参数的阈值, 控制浓硫酸和杀菌灭藻剂的投加量, 控制补充水量和排污量。
2 硬件
循环冷却水自动加药控制装置由在线监测和自动加药部件组成, 其结构如图2所示。
2.1 在线监测部件
装置测量部件由污垢热阻监测器、流量计、p H计、电导率仪及ORP分析仪等构成。
依据文献[9]的污垢热阻测量原理设计在线污垢热阻监测器, 该监测器通过模拟换热器以电厂循环冷却水的实际流态、水质、金属材料和换热强度为基础, 模拟凝汽器换热效果, 采用热电阻传感器、热电偶传感器和流量计分别采集模拟换热器的出/入口温度、管壁温度和流速, 用I-7000温度和电压采集模块将温度和流速信号转换成数字信号输送至工控机, 由工控机中已编制好的程序计算污垢热阻, 在线实时监测污垢热阻。
关键水质参数在线监测装置采用在线测量仪表和测量电极, 检测取样罐中循环冷却水的电导率、p H值和ORP和补充水电导率, 并用I-7000电压采集模块将采集的电压信号转换成数字信号输送至工控机, 对关键水质参数 (浓缩倍率、p H值和ORP) 进行在线实时监测。其中, 浓缩倍率N为循环冷却水的电导率K1与补充水电导率K2的比值, 即N=K1/K2。
2.2 自动加药控制部件
循环冷却水自动加药控制部件由PID控制器、变频器、机械膈膜计量泵、补充水阀和排污阀组成。PID控制器接收监测部件发送来的控制信号, 调节变频器频率, 调整隔膜计量泵、补水阀和排污阀的启/停和开度, 以控制投加药剂量、补水量和排污量。
3 软件
循环水自动加药控制系统的软件部分实现参数设置、参数实时显示、监控参数在线控制、历史查询及报表打印等功能, 其主界面如图3所示。在系统主界面中对所采集的各参数进行处理和运算, 得出污垢热阻, 并实时显示污垢热阻和水质参数 (p H值、浓缩倍率及ORP等) 。
监控参数在线控制界面如图4所示, 用户可以根据需要在相应参数中设定核心控制参数的范围, 增强了在线实时调整的灵活性。还可以根据不同补充水水质, 对核心控制参数的控制范围进行在线调整。
4 实验
根据山东兴隆庄电厂1#机组冷却水补水水质特点和GB 50050-2007《工业循环冷却水处理设计规范》, 确定自动加药装置控制参数的指标具体如下:
p H值8.3~8.5
ORP 300~350 mV
浓缩倍率4.0~4.5
污垢热阻不大于3.44×10-4m2·K/W
冷却水的主要补水来源是矿井水, 水质p H值中性、悬浮物颗粒度较小, 但细菌含量较高。结合GB 50050-2007对敞开式循环水p H值的要求和电厂阻垢缓蚀剂最佳p H值环境, 选取p H值为8.3~8.5、ORP为300~350、浓缩倍率为4.0~4.5、污垢热阻控制小于3.44×10-4m2·K/W。
4.1 关键水质参数分析
循环冷却水自动加药控制装置在山东兴隆庄电厂1#机组试运行, 对p H值、ORP和浓缩倍率进行监测控制, 测量结果如图5~7所示 (p H、ORP和浓缩倍率曲线的初值为原水处理方案测量值) 。利用98%的浓硫酸调节水质p H值, 由10d的监测曲线可以看出, p H值从初始8.7逐渐下降至8.3~8.5, 且控制值较为稳定, 达到了预定的控制目标。杀菌灭藻剂浓度投加由ORP控制, 初期ORP值较低, 随着杀菌灭藻剂浓度的增加, ORP值逐渐上升并最终稳定在300~350, 且控制值稳定。浓缩倍率是利用电导率、补水阀、排污阀和流量计控制, 该电厂补充水以矿区开采过程中初步处理的井下排水为主, 补充水电导率变化范围大, 因此浓缩倍率曲线波动较大, 但从整体趋势看, 随着设备对补水量和排污量的自动控制, 浓缩倍率最终稳定在4.0~4.5。
4.2 污垢热阻数据分析
在p H值、ORP和浓缩倍率稳定的情况下, 监测实施缓蚀阻垢剂加药控制方案前、后的污垢热阻, 结果如图8所示。实施加药控制方案前, 污垢热阻曲线明显上升, 最终的污垢热阻瞬时值达到3.44×10-4m2·K/W, 换热器结垢。实施加药控制方案后, 污垢热阻测量值恒定, 无上升趋势。
通过实验数据的对比分析, 证实该加药控制装置在保证浓缩倍率达到4.0~4.5时, 抑垢效果明显, 节约了水资源, 提高了电厂经济效益。
5 结束语
笔者提出以污垢热阻和关键水质参数 (p H值、ORP和浓缩倍率) 作为反馈参数的循环冷却水自动加药控制方案, 通过反馈参数与目标参数的比较, 分别对缓蚀阻垢剂、浓硫酸、杀菌灭藻剂、补充水量和排污量进行闭环控制。根据控制方案设计其硬件和软件流程, 开发出新型循环冷却水自动加药控制装置。通过在山东兴隆庄电厂1#机组的实验运行和结果分析表明, 该设备能够抑制换热器结垢。
摘要：为抑制水冷凝汽器结垢, 基于某电厂1#机组的实际工况, 研制新型循环冷却水自动加药控制装置, 以模拟换热器为监控对象, 对循环冷却水系统的污垢热阻和关键水质参数 (pH值、ORP值和浓缩倍率) 进行在线实时监测, 以测量值作为反馈参数, 实时调整缓蚀阻垢剂、浓硫酸和杀菌灭藻剂的投加量, 补充水量并控制排污量。给出自动加药控制装置的硬件和监控软件设计方案。实际投运结果表明:在控制循环冷却水水质稳定的前提下, 该装置将污垢热阻控制在1.0×10-4m2·K/W以下, 循环冷却水浓缩倍率控制在4.04.5。
关键词：循环冷却水自动加药控制,模拟换热器,污垢热阻,水质参数,实时监测
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新型冷却系统 篇7
随着社会科技的进步,人们对能源的需求越来越大。这其中照明逐步成为能源消耗的一个很重要的方面。据统计:现有电能产量的15%用于照明[1]。为了减少照明用电,人类开始尝试使用大功率LED作为照明光源,其具有照度大、节能、环保和长寿命等优势,与白炽灯相比,可节省60%～90%的电能,寿命提高数倍,因此LED照明得到了世界各国的普遍认同和推广。2007年欧盟春季首脑会议已经达成协议,从2009年开始,禁止生产白炽灯泡,以减少温室气体排放。我国在2003年启动了“国家半导体照明工程”,并确定了厦门、上海、大连和南昌为首批四个国家半导体照明产业基地。
1LED散热问题
在LED照明中,输入功率中约60%～70%的能量转化为热量,如果这些热量不及时带走会导致芯片温度上升,而过高的温度会引起LED芯片效率降低,甚至烧毁。通过对现有半导体器件LED失效的原因分析发现,其中55%是由于温度过高而导致的,因此LED的散热问题,已经成为LED照明的技术瓶颈,严重阻碍了大功率LED的推广与应用。现有的LED冷却一般都是直接采用自然冷却,对于小型LED灯而言,其单位面积热流密度约为5 W/cm2～30 W/cm2。此时自然对流冷却由于其低成本、小体积和重量轻的特点成为小型LED首选的有效的散热方式。如:现在市场上家用的3 W～5 W的LED灯都是采用肋片自然对流冷却(如图1所示)。而随着LED功率的不断增加,这种冷却方式越来越不能适应LED的散热需求。因此大量新型的冷却方式被提出并应用。本文介绍几种新型的冷却方式,给LED热设计者提供一定参考。
2热管冷却技术
最早的热管是1944年美国俄亥俄州通用发动机公司的R.S.Gaugler在其专利[2]中提出的。热管散热技术是最近几年被广泛应用的一种高效传热方式,其通过重力或者毛细力的作用,可以在很小的截面上远距离传输大量的热量。和常规的传热方式相比,其最大的优点是无需外加动力。其主要工作原理如图2所示。其由工作介质,管壳等组成(毛细热管还必须有吸液芯)。热管是将管内抽成10-1 Pa～10-4 Pa的负压后充以适量的工作介质并密封。根据位置的不同,热管吸收热量的一端为蒸发段(加热段),另一端为冷凝段(冷却段),两段中间为绝热段。热管工作时,其蒸发段受热,热量传递到内部从而使此处液体蒸发汽化,蒸汽在微小的压差下流向冷凝段;工质在冷凝段放出热量后凝结成液体,液体依靠毛细力或者重力的作用流回蒸发段。如此循环,热量就由热管的一端传至另一端。现有的热管按照其工作原理不同可以分为:重力热管、毛细热管、脉动热管和平板热管等。
从热管的原理分析可以发现:热管由于其没有运动部件,热流流动完全依靠其自身的能量,并且导热过程伴随着相变的进行,因此,其具有较好的导热能力,传热量大,传热温差小的优点。同时热管的蒸发段及凝结段可以互换,因此热传输方向可以任意改变。但由于低温蒸汽粘性力、气流速度达到音速导致的塞流现象、液滴超过液体表面张力飞散的剪断力等制约,散热能力只能在100 W/cm2～200 W/cm2之间,用于目前LED的散热,可以完全满足要求。
3 微结构冷却方式
对于传统的散热器而言,在换热系数一定的情况下,比表面积增加,换热量就会增强。而微结构冷却方式就是在一些薄片上加工出不同的微结构形状(槽道、肋片、多孔结构),并将这些薄片按照一定的方式堆叠和焊接起来形成小尺度换热器。采用大比热容的流体工质流过该散热器从而构成微结构系统。其主要由驱动泵、微结构散热器、外部散热器等组成。冷却液体被驱动泵增压后,流过微结构散热系统进行吸热,从而带走微结构内的热量,换热后高温的冷却液体进入外部散热器冷却后继续循环(见图3)。
最早的微结构冷却系统是在1981年由Tuckerman[3]提出的。其设计加工的硅基微槽道散热器在进出口温差为71 ℃时可带走790 W/cm2的热量。此后,研究者对其进行了大量的研究,Qu[4,5]等的文章对其进行了较好的阐述。微结构冷却方式的最高散热能力可达1 000 W/cm2,加之其结构紧凑、散热量大、低热阻、薄片型设计、能够成批生产等特点,如果用作LED的散热,其具有很好的发展前景。
4 微槽群复合相变集成冷却技术
微槽群复合相变集成冷却技术是在微结构冷却方式上的改进,其利用微细结构复合相变强化换热机理,利用流动工质自身的毛细现象和重力实现循环。其利用毛细微槽群复合相变取热器取出热量后,工质蒸发,蒸汽通过管道进入高效微结构凝结器中,微结构冷凝器利用微细尺度凝结槽群上的微结构换热效应将蒸汽凝结并放热,放出的热量经壁面向外传导到微结构冷凝器的外壁的肋表面上,并利用自然对流效应释放到环境中去。凝结液在压力梯度作用下通过管道流回到微槽群复合相变取热器继续取热,从而实现循环冷却的目的。冷却系统示意图[6]见图4。
微槽群复合相变集成冷却技术具有超导热能力、冷却能力超强、无功耗冷却、重量轻、体积小、可靠性高、成本低、环保、余热利用等特点,并被成功应用在LED灯上,LED芯片的热量能瞬间分布在整个散热空间中,延长了LED灯的寿命,提高了发光效率。
5 喷雾冷却
喷雾冷却是将连续的液体工质加压后通过小孔喷出,由于速度梯度和剪切力的作用,连续的液体被破碎成不同大小的微细雾状液滴,并以一定的速度冲击到被冷表面,通过单相对流和两相沸腾带走被冷表面热量的一种冷却方式(见图5)[7],近几十年来,随着电子器件散热需求的不断增加,喷雾冷却也受到了研究者的广泛关注。但是将其用于LED散热,必须要解决喷雾液滴的收集等问题。
6 射流冲击冷却
在局部需要产生强烈的换热效果时可以采用射流冲击的方法。气体或液体在一定的压差作用下通过不同形状的喷嘴成一定角度(可能垂直)的喷射到被冷却的表面上[8]。单个喷嘴射流冲击的示意图如图6所示。
影响射流冲击的设计关键是:喷嘴阵列形式(喷嘴数量、喷嘴形状、喷嘴的倾斜度等)、流体流态和换热特性、喷嘴到冷却表面的距离D。使用液体射流冲击时还需要考虑排水问题,有一种做法是出流管在板长度方向,和喷嘴平行。冲击形式如自由射流、浸没射流、圆形孔射流、平板射流、单喷嘴射流阵列。要考虑被冲击表面的边界即液膜厚度的影响。
按照射流冲击的工质可分为气体射流冲击和液体射流冲击,气体射流冲击,导热系数可以达到900 W/(m·K)。Lanchao[9]使用碳氟化合物作为冷却液,可以冷却的最大热流密度为 90 W/cm2;用甲醇作为冷却液,可以冷却的最大热流密度为490 W/cm2,用水作为冷却介质时,可以达到的最大热流密度为1 000 W/cm2。
7 结语
本文针对几种不同类型的新型LED冷却方式的原理进行了综述,并对各种冷却方式进行了对比。并且随着技术的不断发展,加工和制造技术的不断成熟,冷却技术的不断革新,这几种冷却技术在LED照明上必然会得到广泛的推广。
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新型冷却系统 篇8
发动机冷却系统是保证发动机在最适宜的温度状态下工作的重要组成部分。冷却水套中的冷却水的三维流动直接影响着柴油机的冷却效率、受热零部件的热负荷、整机的热量分配及能量利用, 冷却不足或冷却过度都将影响柴油机的正常工作。因此, 冷却水套与发动机的动力性、经济性、可靠性和耐久性密切相关, 在发动机结构设计过程中占据重要地位。
对于柴油机冷却水套内流场分布的研究主要采用试验研究和数值模拟两种方法。其中, CFD (ComputationalFluidDynamic) 数值模拟方法已经成为当前解决三维流动计算问题的重要手段。CFD可以分析从层流到湍流、定常到非定常、不可压到可压、无黏到有黏的几乎所有的流动现象, [1]提供较传统试验方法更为详尽的三维流动信息, 且CFD的数值模拟分析均可获得令人满意的结果[2、3], 数值模拟结果可为冷却系统优化设计提供理论依据, 指导优化设计, 还可为耦合分析提供重要的边界条件。
新型2D 25卧式柴油机是针对现有卧式单双缸柴油机存在的技术问题, 自主创新设计的新型卧式柴油机。为此, 针对新型2D 25卧式柴油机冷却系统设计性能的要求, 采用NX 5.0软件建立了冷却水套模型;并运用CFD软件AVL-FIRE对冷却水三维流动进行了仿真分析, 为冷却水套结构的改进与定型提供理论参考。
1模型与算法
1.1几何模型
冷却水的流动形式是从水泵出口 (即总进水管) 起, 经四个分水口流入缸体水套, 由缸垫流入缸盖水套, 至缸盖水套出口流出。鉴于研究主体是冷却水套流场, 忽略水泵、节温器等对流场的影响, 选取水泵出口至缸盖出口的区域为冷却水套计算区域。
冷却水套的几何模型是在3D造型软件UG建模环境下, 分别建立缸盖、机体和缸垫模型, 抽取出水套实体模型, 并以STL形式导出。由于几何实体的简化程度与进行CFD模拟计算所需的时间及结果精度密切相关[4], 因此建立的几何模型仅将对计算精度影响不大, 而对网格数量影响较大的过渡圆角、倒角等次要细节进行了简化, 尽可能地保证与原水套内流场一致。
1.2计算模型
计算网格由FIRE前处理器FAME HYBIRD生成。对流动比较剧烈的缸垫区域, 进行了网格加密。整体模型网格数约为939 800, 其中六面体网格约864 700个, 还包括少量五面体、四面体、等。图1为在几何模型基础上生成计算网格。
虽然不考虑水套壁面温度的变化对冷却液流动模拟的准确性有一定的影响, 但从流动角度来看两种计算形式的结果相差较小[5]。仅作冷态CFD分析, 选取冷却介质为纯水, 视为稳态、三维粘性不可压缩湍流流动。数学模型为描述流体运动基本规律的质量守恒方程、动量守恒方程、能量守恒方程, 封闭控制方程选取标准 k-ζ-f 湍流方程。
1.3 计算方法
FIRE采用有限体积法把计算区域划分为离散的控制体网格, 在每个控制体积上积分控制方程, 求解计算变量的代数方程。选用水套稳态计算模式, 采用优化的SIMPLE算法求解压力-速度耦合, 动量方程采用MINMOD Relaxed差分格式;连续性方程采用中心差分格式;其余方程的离散格式都采用上风格式;壁面附近区域采用标准壁面函数 (Standard Wall Function) 处理。
2 边界条件及初始条件
2.1 入口边界条件
根据厂家提供的水泵参数, 给定冷却水入口流量为2.8 kg/s, 湍动能为1 m2/s2, 湍动能尺度为0.001 m, 温度为343 K。
2.2 出口边界条件
发动机水套出口连接较长的出水管, 按照流场充分发展进行处理, 即给定任何物理量的梯度为0。
2.3 壁面边界条件
由于在CFD计算之前未能得到空间壁面温度场分布, 所以在计算中采用假定的壁面温度场, 缸盖、缸体平均温度分别为393 K、373 K。
2.4 计算初始条件
压力为1.1×105 Pa;密度为1 000 kg/m3;温度为373 K;湍动能为1 m2/s2;湍动能尺度为0.001 m;速度u=v=w=0。
3 仿真分析
3.1 整体分析
CFD计算收敛后, 得出该柴油机冷却水套的总体流场分别如图2所示 (参考坐标系均以图2所示的为缸盖底平面为准) 。
由图2可看出, 该柴油机冷却水套的进口、出口、四个缸体水套入口及缸口垫水孔处的流速都较大, 并且在各个进水孔处出现较为剧烈的速度波动;在进水总管、缸体水套底部、进排气道局部出现了旋涡, 导致流动受阻、水流损失加大、冷却作用阻滞, 这一影响在缸盖排气道附件及缸体进水侧尤其明显;由于所有的水都是必须经第1缸流出, 因此1缸的冷却效果较2缸要好, 流动不均匀是必然的。从流动速度方面看, 整体水套冷却水平均流速约为0.80 m/s, 根据国外CFD计算经验, 流速高于0.5 m/s即可满足冷却要求[5], 因此, 可判断该冷却水套基本满足冷却要求。
原则上应使水流的沿程压力不形成强烈的变化, 特别是在冷却水进出口处不应该有大的压力降, 以免产生气泡而导致穴蚀;对于压力损失的整体要求则是在满足冷却的情况下, 压力损失越小越好, 流动就更通畅[6]。从图3看, 总体压力损失偏小, 约为0.154 46 bar;缸盖水套压力分布较均匀, 但2缸缸体水套进水口处压降很大, 进气侧压力也比1缸大。这是由于冷却液在水套当中并没有进行充分流动, 存在旋涡区和死区。
冷却水套的换热系数 (HTC) 通过速度分布计算而来, 主要取决于气缸盖冷却水的流速及速度梯度, 是水套换热效果的直接反映。一般工程上要求换热系数平均达到6 000 W/m2·k 以上才能较好地满足冷却要求。图4中冷却水套换热系数与速度场分布一致:流速高的区域换热系数较大, 在旋涡区和死区的换热系数很小;在排气道、鼻梁区、缸体上部等高热负荷区域, 局部换热系数低于限定值, 冷却不足。
3.2 速度场分析
经CFD模拟计算得缸体、缸盖冷却水流动的平均速度分别为0.898 m/s和0.67 m/s。
图5、图6分别为缸盖及鼻梁区流速分布切片图。分析z=0.013 1 m即缸盖底平面的冷却水速度场分布, 工程上要求鼻梁区流速在1 m/s左右, 2缸不符合要求, 而且排气道两侧由于挺住截面的阻碍, 从缸体来的水流撞击严重, 形成了较大面积的流动死区;从z=0.049 m截面看缸盖的冷却情况稍有好转;z=0.075 m截面看出两缸冷却极不均匀, 两缸进气道侧冷却较好, 但是减小的流通面积还是没有使冷却水很好地流向鼻梁区, 2缸排气道区域仍是“热点”。可以考虑通过适当调整四个缸体水套入口和各缸缸垫上水孔尺寸来减少流动阻力及两缸的进水量差距, 使两缸冷却尽可能均匀。
图5是缸盖在z=0.013 1 m、z=0.049 m、z=0.075 m (以缸盖安装面为基准) 处截面的速度。分析z=0.013 1 m即缸盖底平面的冷却水速度场分布, 工程上要求鼻梁区流速在1 m/s左右, 2缸不符合要求, 而且排气道两侧由于挺柱截面的阻碍, 从缸体来的水流撞击严重, 形成了较大面积的流动死区;从z=0.049 m截面看缸盖的冷却情况稍有好转;z=0.075 m截面看出两缸冷却极不均匀, 两缸进气道侧冷却较好, 但是减小的流通面积还是没有使冷却水很好地流向鼻梁区, 2缸排气道区仍是“热点”。可以考虑通过适当调整四个缸体水套入口和各缸缸垫上水孔尺寸来减少流动阻力及两缸的进水量差距, 使两缸冷却尽可能地均匀。
图6是缸盖在x=0.031 m、x=-0.11 m (以缸盖安装面为基准) 处截面的速度分布, 从缸体进气侧上缸盖的高速水流在向排气侧流动至挺柱附近时, 出现了很大的旋涡, 在排气道一侧滞留而无法实现对流换热, 这在x=-0.11 m即2缸上反映得尤其明显。
3.3 上水孔流量分布
图7是冷却水套上水孔示意图, 图8、图9分别为流量、流速。
由后两图可知, 各上水孔流速与流量都有较大差异, 这不利于各缸冷却水流量的均匀分配;1缸和2缸进气侧流量、流速都较排气侧好, 而排气侧是高负荷区域, 反而应该加强冷却;上水孔3、4及8、9的流速低且不均匀, 造成鼻梁区流速过低, 这也是导致该区域冷却不足的原因之一。针对这些问题, 结合该水套的冷却水流形式, 除了调节各缸上水孔数目及尺寸外, 还应加布导流筋, 使冷却液形成对着鼻梁区的定向流动, 加强鼻梁区和排气道周围的冷却。
4 结论
CFD计算结果表明:该卧式两缸柴油机冷却水套内整体水流平均速度达到0.80 m/s, 基本满足冷却要求;总体压力损失为0.154 46 bar, 数值偏小;两缸冷却不均匀, 缸体、鼻梁区及排气道局部流动速度、换热系数都不足以满足所在区域的冷却要求。因此, 以CFD模型计算结果为指导, 在结构改进时可以采取调整各缸上水孔, 于鼻梁区及排气道布置导流筋及喷水管等方法, 改善关键区域冷却效果。
摘要：针对新型2D25卧式柴油机冷却水套结构, 采用NX5.0软件建立了冷却水套三维分析模型, 并应用CFD软件AVL-FIRE, 对冷却水套进行三维流动仿真计算, 详细分析了冷却水套速度场、换热系数分布、流量分布、压力损失等流场特征。结果表明, 该两缸柴油机冷却水套整体水流平均速度约为0·8m/s, 基本能够满足设计要求;缸体、缸盖处水流平均速度分别为0.898m/s、0.67m/s, 但从换热系数、缸盖上水孔流量及截面速度看, 该冷却水套各缸冷却不均、局部存在流动死区, 有待进一步改进。
关键词：柴油机,冷却水套,三维仿真,CFD分析
参考文献
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[2] Tamamidis P, Sethupathi K.Role of CFD in heavy machinery devel-opment.SAE Paper.972718, 1997
[3] Moekel M D.Computational fluid dynamics (CFD) analysis of a six cylinder diesel engine cooling system with experimental correlations.SAE Paper941081, 1994
[4] 刘巽俊, 陈 群, 李 骏, 等.车用柴油机冷却系统的CFD分析.内燃机学报, 2003;21 (2) ;125—129
[5] 陈 群.车用柴油机冷却水套的计算流体力学分析.[博士学位论文].长春:吉林大学, 2003