模拟冷却水（精选11篇）
模拟冷却水 篇1
随着内燃机高速化、增压化的发展趋势,活塞热负荷也在不断的加重。活塞热负荷和热强度问题的解决是提高整机技术水平的关键,直接影响内燃机的耐久性及可靠性。如何降低活塞热负荷已成为内燃机行业追求高的可靠性过程中所要重视的问题之一。目前,降低活塞热负荷最有效的办法就是对活塞进行喷油冷却。本文研究采用具有冷却通道的活塞喷油冷却流场,这种活塞冷却效果较好,因而在大型重负荷柴油机中也得到较多的应用。这种活塞在活塞头部设置一环形通道,冷却机油通常不充满通道,机油受惯性作用在通道内高频振荡。由于机油与油腔壁面的相对速度较大,容易形成紊流,故冷却效果好。
目前主要采用有限元软件进行活塞温度场的计算,因而如何准确获取活塞各个面的热边界条件,是活塞温度场计算的关键问题。目前,获取活塞各个面的热面界条件,通常采用如下方法:
(1)活塞冷却通道(环形通道)壁面热边界条件主要采用第三类热边界条件[1,3],冷却通道壁面的强制对流换热系数参照经验公式获取[2]:
式中,Ntf为努塞尔数,De为油腔的当量直径,H为冷却通道的平均高度,Re为雷诺数,μf为流动粘度,μw为壁面粘度。根据机油参数,Pr为普朗特数;机油在油腔内流动状态是上下振荡速度和进出油腔速度综合的效果,即,Re1为上下振荡速度对应的雷诺数,Re2为冷却通道内机油当地速度对应的雷诺数。
(2)对于活塞底部热边界条件的确定,通常采用由喷溅冷却获取的放热系数公式确定[4]:
式中:G0为通过喷嘴喷向活塞底的油量;tm为冷却侧活塞表面的平均温度。
活塞冷却通道壁面及下表面的对流换热系数分布与冷却机油的流场及曲轴转角有关,分布是极不均匀的。如果采用经验或试验公式的办法,只能获取有限的几个值来近似活塞各个表面的热边界条件,与实际情况不符。本文通过对活塞喷油冷却过程进行CFD模拟,获取冷却机油的流场,以及活塞下表面及冷却通道壁面的对流换热系数分布,从而可以为活塞温度场的计算提供更为准确的第三类热边界条件。
1 活塞喷油流场计算的关键技术
首先,由于活塞冷却喷嘴喷出的机油是连续的,故可把流动过程看过欧拉两相流动,即在计算时采用欧拉两相流模型。欧拉两相流模型通过求解单独的动量方程和处理穿过区域的每一相的体积分数来模拟两种不能混合的流体。欧拉模型中两种或多种流体没有互相穿插,在每个控制容积内,所有相体积分数的和为1。在计算所有单元的物质面通量时,为了提高精度,应采用欧拉隐式方案计算,即需要当前时间步的体积分数值在每一个时间步内标准的标量输送方程为每一个第二相的体积分数迭代性地求解。另外,针对活塞喷油流场的计算,在计算中还需考虑表面张力的影响。
其次,活塞喷油冷却是一个动态的过程,活塞高速上下运动,冷却通道内的机油也随着活塞的上下运动而产生高速振荡。为准确模拟活塞运动带来的喷油流场空间变化,必需采用动网格技术。针于活塞的运动方式,我们采用动态网格层变的方法生成喷油流场的动态网格。它的基本原理即:在棱柱形(六面体或楔形)网格区域,动态层变的方法可以根据与运动的物面邻近的网格层高度来决定增加或减少网格的层数,指定一个理想的高度h,边界的网格单元层根据此高度来分裂出新的单元层或与邻近的层合并成一个新的层。
2 计算模型
2.1 几何建模与网格划分
由设计部分获取活塞的几何模型以及发动机的相关参数。对活塞的几何模型进行处理,从中提取出活塞位于下止点处的喷油流场几何模型。由几何模型划分体网格,并根据需要对边界层、冷却通道、冷却通道进出口及冷却喷嘴等重要特征进行局部加密,画好的网格如图1所示。
在CFD软件中读入体网格,并进行动网格的相关设置,并使活塞底面的运动过程与发动机活塞在1000r/min下的运动方式一致。
2.2 边界条件设定
在软件中激活瞬态计算、多相流模型、湍流模型,设置组分及组分初始化。边界条件设定如表1所示:
3 计算结果分析
由于是动态计算,故需要分别获取各个时间步下的流场计算结果。计算时,每个时间步步长为1deg曲轴转角,每隔15deg输出一个结果。由于在计算的初始时刻,活塞冷却通道内是没有机油的,冷却喷嘴从初始时刻开始往活塞冷却通道内喷射机油,为了保证冷却通道内机油的流动状态只与曲轴转角有关,而不随循环次数增加而变化,共计算了15个冲程,只提取最后一个冲程的结果进行分析。在分析时,按照习惯,假定上止点处曲轴转角为0deg。
图2为一个循环内各个曲轴转角下,冷却通道进出口截面机油流量变化曲线。因为在计算时,假定机油是不可压缩流体,故机油的质量流速与体积流速变化趋势是相同的。下面,对图2中的曲线进行简要分析:
(1)冷却通道进口机油流量随曲轴转角变化非常明显。活塞由上止点下行至120deg曲轴转角范围内,冷却喷嘴方向与冷却通道入口相距较远,冷却通道进口机油流量变化趋势与活塞运动速度变化基本一致。曲轴转角在120~195deg范围内冷却喷嘴方向开始指向冷却通道入口处,冷却通道进口机油体积流速迅速增长,在下止点时,冷却喷嘴方向与冷却通道入口完全对齐,但此时的机油相对流速还在增加,直至195deg时,相对流速达到最大值。195deg过后,由于活塞上行速度迅速增大,故冷却通道入口处机油的相对速度也随着迅速下降。
(2)冷却通道出口截面机油相对体积流速的变化有点类似正弦波动,并且在活塞的一个行程内波动两次,这也说明了机油在冷却通道中作高频振荡。
(3)通过对进出口及中截面的体积流速在一个循环内积分,并根据转速进行相应的单位换算,可获取进出口机油流量:进口:2.3550L/min;出口:2.3781L/min。
获取冷却通道左右两边流量,如图3所示。从中可看出,流经左右两边通道的机油流量是不同的,左边明显大于右边,这是因为冷却喷嘴与垂直方向有一个夹角,冷却通道入口处的机油存在一个横向速度。另外,图3可看出,两个截面的体积流速变化趋势是相似的,都在下止点附近(195deg)处达到最大值,因为此时流入的机油流量是最大的。
图4显示了下止点时刻,冷却通道壁面及活塞底面的对流换热系数分布情况。很明显,在冷却通道入口处,对流换热系数是最大的,这是因为此处机油与活塞的相对切向速度最大。另外,冷却通道壁面对流换热系数明显低于活塞底面,这说明喷入冷却通道的机油流量较小,大部分机油都喷射到了活塞底面,没有很好的发挥冷却通道的冷却作用,这说明喷嘴的设计还有很大的改进空间。
图5显示了活塞底面及冷却通道壁面的平均对流换热系数随曲轴转角的变化趋势,从中可看出在120~150deg范围内,活塞底面平均对流换热系数较大,这是因为在这个阶段活塞正下向下运动,喷嘴朝向偏离冷却通道入口,喷到底面的机油流量很多且相对速度大。在45~180deg范围内,冷却通道壁面的对流换热系数逐步增大,因为此时流入冷却通道内的机油体积流速在逐步增大,且活塞的下行运动加大了机油与活塞的相对速度。195deg之后,由于活塞上行速度加大,喷射的机油与活塞的相对速度减小,冷却通道壁面的平均对流换热系数不断降低;但270deg之后,由于活塞上行速度变慢,喷射的机油与活塞的相对速度增加,故活塞底面的对流换热系数在加大。
4 结论
喷油冷却CFD计算的最终目的就是获取对流换热系数,为活塞温度场计算提供第三类边界条件。由上面的计算结果分析可知:与经验公式相比,由CFD计算获取的对流换热系数更符合实际情况。因为冷却通道壁面及活塞底面的对流换热系数分布极不均匀,它们受机油流场分布的影响很大。如果直接以几个有限的的值来近似这些表面的对流换热系数,得到的结果将不够精确。目前在发动机行业,热机耦合技术已逐步得到应用,商用CFD软件已越来越用的应用于获取流固边界的热边界条件,采用CFD获取喷油冷却通道及活塞底面热边界条件是近几年国外学者开始采用的新方法,由于这种方法明显优于传统的经验公式,在将来会得到越来越多的应用。
本文通过对活塞喷油冷却流场的CFD计算,分析了进出口机油流量变化曲线、冷却通道左右载面的流量变化曲线,并获取冷却通道壁面及活塞底面的对流换热系数分布。
(1)在分析中,发现了该模型存在的设计缺陷,即大量机油喷到了活塞下表面,喷入冷却通道的油量很少,没有很好的发挥冷却通道的冷却效果,这说明喷嘴的设计还有很大的改进空间。
(2)通过计算,分析了不同曲轴转角下冷却通道进出口及冷却通道内部的机油流动特点,为进一步改善高位空心环活塞的设计,提高其冷却能力提供了依据。
(3)最后,本文还获取了活塞冷却通道壁面及活塞下表面对热换热系数的分布,为活塞活度场计算提供支持。
摘要：近年来,随着柴油机排放及功率要求的提高,柴油机热负荷显著的增加,其中活塞热负荷问题成为柴油机进一步强化的主要限制因素之一。对于高热负荷活塞,通常采用冷却通道的办法来降低活塞温度。使用CFD工具获取表面换热系数已越来越多的用于温度场的计算,本文通过流动计算获取冷却通道壁面及活塞底面的换热系数,并分析喷油冷却流场计算结果,提出改进措施。
关键词：活塞,冷却油腔,热负荷,流动模拟
参考文献
[1]张勇,张力等.振荡冷却油腔活塞热结构强度的有限元分析[J].内燃机工程,2004,10:56～59.
[2]谭建松,俞小莉.高强化发动机活塞冷却方式仿真,兵工学报[J],2006,1:97～100.
[3]吕彩琴,苏铁熊.活塞冷却油腔位置对活塞强度的影响[J],内燃机,2009,2:4～9.
[4]丁铁新,白敏丽.用耦合分析法解决内燃机活塞传热问题[J],小型内燃机与摩托车,2004,5:8～11.
模拟冷却水 篇2
曲率对旋转态气膜冷却效率影响的数值模拟
通过对旋转状态下曲率叶片模型上气膜冷却现象的流动和换热进行数值模拟,得到了不同主流雷诺数、吹风比和旋转数情况下吸力面和压力面上的冷却效率分布.计算选用,κ-ω和SST(Shear-Stress Transport)湍流模型,主流雷诺数Re=3 198.4～6 716.6,吹风比M=0.2～1.2,旋转数Rt=0～0.015 9.结果表明:旋转数的增大导致气膜孔下游中心区域的冷却效率下降,但使压力面整场的冷却效果略有提高;吹风比的增大使得吸力面和压力面上的冷却效率逐渐降低,主流雷诺数的`变化对壁面整体冷却效果则影响不大.此外,相同工况下吸力面上的冷却效率要高于压力面上的对应值.
作 者：杨彬 徐国强 孟恒辉 吴宏 Yang Bin Xu Guoqiang Meng Henghui Wu Hong 作者单位：北京航空航天大学航空发动机气动热力重点实验室,北京,100191刊 名：北京航空航天大学学报 ISTIC EI PKU英文刊名：JOURNAL OF BEIJING UNIVERSITY OF AERONAUTICS AND ASTRONAUTICS年，卷(期)：35(4)分类号：V231.1关键词：气膜冷却 旋转 冷却效率 曲率 film cooling rotation adiabatic effectiveness curvature
论空调冷却水系统的设计 篇3
【关键词】 空调冷却水系统设计
引言
空调系统管路错综复杂，循环冷却水管理系统以整体的形式安装在一个经防腐处理的金属机箱内，直接固定于系统的机房就进测量、便于观察的墙壁上，水路，电路经过防水接头连接分别进入干箱和湿箱。因为水体具有很大的比热物理特性，是良好的冷媒，因此，空调的循环冷却水系统多是利用自来水作为冷却的载体，迅速带走制冷机组压缩机转移的热量。本文着重探讨一下空调冷却水系统的设计问题。
1.空调冷却水系统的设计原则
1.1灵活性
冷却系统设计应具有的特点是减少或避免与安装新设备有关的系统停运。这些特点应适用于集中站房内的冷却系统和建筑物内的冷水管路构架，其中一些特点包括为以后的设备，如水冷式机架、集中式空调器、计算机房空调器与集中站房设备等安装时需预留管道阀门和管盖。集中站房应考虑在负荷增加时能添加冷水机组、水泵与冷却塔。全面的灵活性时常会受到集中站房内管道分布系统的限制。当数据中心在线后，从避免运行中断和实施费用的角度看，一般禁止用改变管道尺寸的方法去求得容量增加。
1.2可扩展性
冷却系统需要有扩展能力，以适应负荷增加。建筑物内的管路系统设计，应能支持建筑物内的冷负荷密度。还需考虑水泵的能耗、系统的灵活性和冷水储存，以确定总投资。机房应有足够的空间供未来的冷水机组、水泵和冷却塔之用。机房内冷水和冷却水系统的分、集水器的大小，从运行的第一天起到容量增加，以及达到未来的规划容量，应都能很好地适应其变化。
1.3便捷性
冷却水系统设计应安装方便，位置可见、易近。设计者应提供维护与操作阀门、控制装置、传感器和大型设备所需的通道。在集中机房内，可设置升降机、吊车、起重机等，用于搬动重的设备和部件。冷水管与冷却水管的走向应避免与冷却系统的设备搬动发生冲突；像水泵、冷水机这类机械设备的布置，应方便彻底更换；切断阀门的位置也必须能在更换时不便服务中断。因此，它们的布置与整个管路系统的集成是非常重要的。
2. .空调冷却水系统的设计
2.1水冷却
水冷却的方法采用一套复杂的外置冷却系统，通过机架内一个闭合回路水冷系统对电子元件进行冷却，供水和排水管道布满整个数据中心。这种紧凑型的系统能够减少空气流过的路径，从而减少了风扇的能耗。这种紧凑型散热方法最大程度上降低甚至是完全消除了冷热空气的混合，解决当前数据中心大幅增长的能耗成本的问题。
2.2安装传感器
在回水母管循环水泵的前方，设置一个引流口，通过一个针形调节阀引出一个很小的水样，滤除较大的颗粒胶体或杂质进入测量装置，有效延长传感器的维护周期，流经电导池测量装置之后另一端与大气开放进入积水槽，这个测量旁流流量仅有100-300mL/min，这个水量与冷却塔蒸发和风吹损失水量相比显得微不足道。冷却水管理系统的整体机箱尽可能与取样点的距离就近安装，水样进入流通测量装置后，可以再通过流通装置上的两调节阀进行微调，使出水到集水槽末端口的流量控制在200-400mL/min之间，又因为流通装置的出水口与大气相通，传感器不承受压力会使得传感器的运行更加平稳、使用寿命明显延长很久。因为循环水水质的老化是一个缓慢的进程，不存在测量数据滞后的问题，测量装置和仪表直接安装在一个壁挂的箱体内，由于就近测量减少了很多干扰的可能，检查维护显然十分方便。加强循环冷却水的运行管理是空调实现节能减排，延长设备使用寿命的重要环节，而通过电导率的变化控制循环冷却水浓缩倍数，实现有科学依据的排污、换水又是节省水力资源的优先手段，可以有效的避免过量的排污造成水源的浪费，加大废水处理的投入，减少药剂的浪费，实现高效、低耗、节能运行。
2.3设置排污管
排污管采用插入母管的形式安装，已获得最大的固定强度，靠近母管的附近设置一个高压截止阀，供检修时关闭水源。排污管路一般在工程施工的过程已经预留，电导率浓缩倍数超标排污是由循环冷却水管理系统来自动驱动完成的，当达到预先设置的浓缩倍数的上限时系统自动启动排污。在遭遇低气压引起的循环水温度很难降下来的工况下，循环冷却水管理系统的温度传感器检测到持续超温之后自动启动超温紧急换水程序，这项功能系统内部自动组态指向排污，启动同一个电磁阀实现紧急排污。由于静态水压取决于建筑物的高度，循环水的压力可能会很高，必须选择先导型电磁阀，并充分的考虑电磁阀的耐受压力等级。如果空调具有利用谷电制冰水功能，当出现持续超温状况时，还能自动启动冰水热交换功能的循环，以最快的速度平抑热负荷过载。
2.4测量取样管
取样管采用1/2无缝钢管焊接，母管里面的开口迎向水流，避免沿管壁形成的杂质进入取样管线，增加内部过滤器的负荷。针形阀上方一定要设置截止阀以便于维修。
2.5信号传输设计
循环冷却水系统具有流量统计功能，在排污口和补水口安装两台电磁流量变送器，将信号传递给管理系统，可以获得整整一个运行季节的排污量统计，补水量统计，蒸发损失量统计，能够提供一个运行季节的经济数据的分析数据，对于提升运行经济性管理至关重要。为补充缓释阻垢药剂的补充与投加提供了数据支持，管理系统的内部可以自动依据每吨水量需要补充的药剂数量，或者通过药剂的浓度比例自动算的补充药剂数量，换算成计量泵的动作时间或脉冲数量，这一功能完全实现了药剂投加的量化管理，及节省药剂成本，又能有效的避免药剂的不足引发的运行隐形事故，有效地延长设备的使用年限。系统在设计安装排污或补水流量计时充分的考虑到系统的压力不确定性，安装距离的不确定性，而选择电磁流量计做配套，使用远传信号做信息传输。
2.6整体化机箱
循环冷却水管理系统采用集成的模式，将电化学专业测量、人机界面、热工测量，组态控制、专业软件，通信软件，取样流通等技术全部整合成为一个整体的弱电系统，形成一个系统化的整机，系统具有很好的兼容性和稳定性，客户能够通过一站式采购得到成套管理系统，并且有制造商提供技术支持和商业培训，在产品升级换代时可以得到相应的升级。循环冷却水管理系统分为干箱和湿箱两个部分，干箱内部是电子系统，湿箱内部是取样流通、过滤装置。所有的测量都在湿箱完成，仅需将水样的管路进行连接就可以了；干箱内部集合了全部测量和控制系统。
结束语
综上所述，冷却水的设计仅是空调系统设计的一部分，采用综合控制系统，可以使工程施工更加轻松，循环水系统得到更多的保护和监控，确保空调系统的正常运行。
参考文献：
[1] 胡磊，卢军，陈明，王曦，曾永攀.集中空调冷却水变流量节能研究[J].暖通空调.2011.09.
[2] 崔景立.空调循环冷却水设计若干问题探讨[J].给水排水.2011.04.
[3] 王珏.民用建筑中用户冷却水系统设计的探讨[J].给水排水.2011.02.
[4] 蒋星杰.浅析空调循环冷却水系统设计问题[J].建材发展导向.2011.17.
模拟冷却水 篇4
关键词：喷射火,储罐火灾,水冷却,水膜厚度,水膜覆盖率,换热系数
储罐在生产、运输和使用中极易发生火灾和爆炸事故,国际学术界已将喷射火条件下液化石油气储罐的火灾爆炸事故和防护机理作为重大研究课题,而水喷淋防护方式的设计、试验研究、数值模拟是其主要研究方向, T.ARoberts采用喷射强度为11.1L/(min·m2)的三个喷嘴保护直径为1.2m的容器。试验结果表明,在最低保护喷射强度为9.8L/(min·m2)下的水喷淋保护设计能对防止2kg/s的喷射火提供一定的保护。Y.Lev对处在热辐射下的金属表面进行水喷淋防护,其试验条件为:一个热辐射为70kW/m2的2m2加热器,冷却强度为1.4~10.4L/(min·m2),通过和对应的理论模型比 较,垂直平板在冷却强度为7L/(min·m2)时能够使表面温度保持在100 ℃,国内在试验方面起步较晚,仅有一些小尺度比例试验,并不能体现火灾条件下的储罐冷却机理和微观性能。笔者以CFD商业软件FLUENT为计算平台,研究喷射火条件下储罐水冷却的影响因素和冷却效能,为储罐水冷却系统的设计、布置提供参考。
1数值模拟
T.A.Roberts等人在2003年,对储罐在喷射火和水冷却系统联合作用下的热响应、水冷却性能、内部气液相变化等参数变化 进行试验。笔者依据T.A.Roberts等人的试验参数进行设置,并对试验结果进行验证,水冷却系统采用4个水喷头,选用了120 ℃理论喷射范围,设计出如图1所示的喷头设置图,具体尺寸参阅相关储罐设计规范。
Jayanti提出在湍流模型中,以低雷诺系数处理近壁面效果更好,为减少网格结构对于计算精度的影响,笔者对几组不同的网格结构进行了敏感性分析,结果如表1所示,可以发现网格方案3已经可以得到比较精确的计算结果。
低雷诺系数模型最早由Launder提出,常用的如湍流模型,其本质是通过对壁面区域的网格进行细化离散, 使得层流底层的相关湍流参数(即低雷诺系数区域的变化)更为精确,由此可见低雷诺系数情况下的近壁面处网格需满足实际需求。因此,从计算精度、模拟结果等方面考虑,采用低雷诺系数模型计算水流在壁面层流底层的流动,用湍流模型计算水流内部的湍流流动。
2数值模拟结果分析
2.1储罐表面水膜的分布情况
在保持其他参数不变的条件下,通过改变水流的质量流率来研究喷射火条件下水膜在储罐表面的流动状态和分布形态,各组水的质量喷射流率依次为4、8、14、20kg/s,模拟结果表明在喷射质量流量为4kg/s时,球罐表面并没有被水膜完全覆盖,只是在喷头垂直喷射部分区域有水膜,且底部水 膜面积最 小,在喷射质 量流量为8 kg/s时,球罐大部分面积都能被水膜覆盖,当喷射质量流量为14kg/s时,球罐整体被完全覆盖,最后当喷射质量流量为20kg/s时,在喷射火条件下的水膜厚度达到最大值。水膜厚度最大处出现在储罐的右半部分偏向下部的位置,并且右侧厚度明显高于左侧,主要有三方面原因: 一是由于上部已形成的水膜向下流动造成的;二是由于右侧的风以及重力的作用使其他喷头喷射的水雾有一定的偏离或减速(相对于球罐),上部喷头喷射的水流作用在储罐顶部表面时可能会发生一定飞溅进而导致水膜厚度形成的降低;三是喷射火正对球罐左侧。因此,左侧的温度要明显高于右侧的温度。
2.2喷射火条件下水膜破断行为
表2给出了在不同喷射流量下的水膜厚度、滞止压力、表面张力、热毛细力的大小。
Henstock的试验表明热毛细力和非线性波对水膜破断主要作用,水膜在表面张力的作用下,温度较低处水膜较厚,温度较高处水膜较薄,这就是热毛细力作用。随着热流密度的增大,表面张力差变大,水膜速度会减小, 当减小到零时,水膜就会在热毛细力的作用下向厚处移动,使得薄处 更薄,厚处更厚,最终导致 水膜暂时 破断。 由表2可知,滞止压力是一个数量级,表面张力和热毛细力处于同一数量级,且表面张力和热毛细力远大于滞止张力。因此,水膜能否稳定流动主要取决于表面张力和热毛细力的相对大小。
在实际火灾中,由于事故后期水流量减少,喷射火正对面的储罐表面局部温度过高,水流在储罐表面容易由连续的水膜转变成滴流,其次就会出现干区,导致储罐表面局部压力增大,所以水膜破断行为是需要尽量避免出现的行为。
图2给出了在不同质量流速与水膜的覆盖率以及对应平均膜厚的关系 , A% 为储罐覆盖率 ;为水膜平均膜厚 ; Γ 为水流质量流率 。
由图2可以看出,质量流速在21.5kg/s时,球罐的覆盖率在93.7%,可以认为是最小润湿速率,随着水流质量流速低于21.5kg/s时,水膜的覆盖率开始快速下降, 通过分析水膜覆盖率和平均膜厚的关系,可以将水膜的破断行为分为A、B、C三个阶段,在C阶段(21.5~40.0 kg/s)水膜的覆盖率随着喷射流速下降变化并不显著,但是随着喷射流速进一步降低,在B阶段,水膜在流动方向上变化不大,但在横向上变化显著,导致水膜的覆盖率下降,但其平均膜厚仍然保持不变。B阶段相对于A和C阶段,区域较小,因为在数值模拟中,水膜达到临界厚度后,质量流速和宽度同时减小,所以平均膜厚几乎保持不变,在进入阶段A后,水膜在宽 度和膜厚 上都将显 著减小。因此,在喷射火条件下储罐水冷却防护应尽量避免进入A阶段。
2.3水冷却效能
喷射火条件的储罐水冷却,在空间排列方式为:高温火焰-水蒸气-水膜-壁面,水的汽化是从最靠近火焰的界面发生的,所产生的水蒸气又只能向唯一允许扩散的空间(即壁面)一方扩散。在水膜和火焰界面上存在两种气流,一种是作紊流运动的燃气气流,燃气在截面上的速度呈抛物线规律分布,靠近壁面处为层流边界层,其流动方向为沿壁面的切线方向。另一种是水膜收到热量汽化所产生的水蒸气向外扩散形成的蒸汽气流,其方向宏观上是沿壁面的法线方向。
图3给出了在喷射火条件下的壁面沿流动方向的温度分布。
在相同火源条件下壁面温度随着Re增加而减小,说明增加水流流量对冷却储罐壁面有很好的效果。壁面的温度沿流动方向逐渐增大,说明储罐顶部水流水温较低, 随着水流被加热,其与储罐壁面温度逐渐减小,使得传热能力稍微较弱,在储罐中心部位温度最高。在储罐底部时,温度又有所下降,这是因为与上部分水流相比,下部水流在加热后,水膜波动较为剧烈,并出现了大量的孤立波。孤立波的力学特性对于水膜的传热效应具有双重效应,一方面由于孤立波的回流作用强化了储罐固体表面与水膜液体以及蒸发气体之间的换热效果;另一方面,孤立波的大量出现导致水膜的局部厚度减小,对整体传热系数的增加起到了一部分作用。
Nusselt在无波动层流和剪应力作用下,给出了水膜传热系数K1的计算式,见式(1)所示。
式中:λf为导热系数,W/(m·℃);g为重力常数,N/kg;υ 为运动粘度,m2/s;Re为雷诺系数;Pr为普朗克常数。
Wilke给出了Re<1 600情况下水膜传热系数K2, 见式(2)所示。
因为Re的取值范围不尽相同,不同雷诺数下的水膜传热系数变化趋势可能不同,在低雷诺系数条件下进行的数值模拟,根据数值模拟结果得出新的传热系数K3, 见式(3)所示。
由图4可知在Re≤460时,换热系数随Re的增加而降低。
这与Nusselt数值趋势和相似度保持一致,表明在这一阶段内,储罐壁表面水冷却效果以导热为主,对流一定程度上影响水膜内部温度的分布,但并不是起主要作用。 在Re>460阶段,水膜内部独立波的对流传热呈主导作用,换热系数随着雷诺系数的增加而增加,表明在这一阶段,导热对于整体传热的贡献不大。模拟的换热系数在Re=460出现转折,主要原因有两点:
(1)水膜的波长是随雷诺系数增加而增加的,相对于水膜自身在流动方向上的距离增量,波长增量要比距离增量大得多,这就导致水膜在流动方向上的层流运动更为剧烈,覆盖的储罐表面面积就更大。
(2)虽然水膜贴近储罐壁面的层流厚度增加会导致传热系数降低,但水膜平均速率增加也会导致换热速率增加,因此,整个层流底层区域的换热系数呈增加趋势。
3结论
(1)水膜厚度、覆盖率都随着喷淋流量增加而增加, 在一定范围内增大喷淋流量是可以有效地对储罐壁面进行冷却的。
(2)通过数值模拟得到水膜在储罐壁表面的破断的三个阶段以及在三个阶段的流动行为变化特点,由此提出了质量流速与水膜覆盖率、平均厚度的关系,为确定在喷射火条件下储罐表面水冷却临界流量给出了参考。
浅议循环冷却水系统的阻垢和缓蚀 篇5
关键词：循环冷却水；组垢；缓释
中图分类号：X703 文献标识码：A 文章编号：1006-8937（2014）29-0097-01
1 工业冷却水循环利用的意义
现代许多耗水量大的电力、冶金、化工、炼油等工业生产过程中均释出大量的热，通常水作为吸收和传递热量的良好介质及时带走所释热量，以维持生产的正常进行。为了节约日益紧缺的水资源和保护水环境，提高工业用水的重复利用率，防止天然水经冷却升温后直流排放可能造成的水体热污染，许多工业企业都建立循环冷却水系统，将流经换热器等工艺设备升温后的冷却用水，通过冷却塔等冷却构筑物或冷却设备，是水降温后循环使用。下图既是应用最普遍的热水与空气直接接触降温的敞开式循环冷却水系统的工艺流程。水池中温度较低的冷却水，经水泵抽送至换热器冷却工艺介质，水温升高后的冷却水再流经冷却塔，通过水与空气对流接触冷却降温然后循环重复利用如图1所示。
在循环冷却过程中，不断有少量水分因蒸发、风吹、排污、渗漏而散失，因此循环冷却水系统中，经常要按照循环水量的5‰或更多一些水量进行补充。为了适当改善循环水系统中的水质，常将一部分循环水经旁滤池净化后回入循环水系统中使用。
2 循环冷却水系统的结垢和腐蚀机理
要了解循环冷却水系统中的结垢和腐蚀机理，首先要了解冷却水中污染物的来源，循环冷却水再运行过程中可能不断接受外界带来的污染物质。如可能随补充天然原水中带入的杂质；原水中投加混凝剂的余留物，在冷却塔喷淋冷却过程中，可能混入随空气带来的灰尘、烟气等杂质，水冷却过程中，因逸出二氧化碳气体而容易析出的碳酸钙，水流经换热器过程中可能溶入的某些油类或其他泄露的工艺物料；冷却水中加入的某些阻垢、缓蚀和杀生等药剂可能滞留水中的杂质。不断增多杂质的循环冷却水，在冷却蒸发过程中经受浓缩，水中盐类浓度增大，处在水温、PH值和碱度逐渐升高的条件下，就容易使某些盐类溶解度下降，使水达到过饱和状态，水垢呈晶体析出。
金属等材料与周围介质发生化学或电化学作用等遭受破坏的过程，成为腐蚀。腐蚀产物会形成污垢，污垢覆盖金属等材料的表面会导致腐蚀，腐蚀过程与污垢形成过程密切相关，相互影响，从机理方面考虑，腐蚀可分为化学腐蚀、电化学腐蚀和微生物腐蚀三类。酸类、溶解氧、二氧化碳等化学物质与金属等材料发生化学反应所造成的破坏，成为化学腐蚀；金属在水溶液中的腐蚀，是包括氧化反应和还原反应的有电子转移的化学反应过程，成为电化学腐蚀；细菌、微生物的繁殖会促进金属等材料的腐蚀过程，起腐蚀的催化作用，成为微生物腐蚀，其中电化学腐蚀占主导地位。
在电化学腐蚀过程中，由于水份不断蒸发浓缩，循环水中溶解盐类浓度不断提高，促进了循环冷却水系统的金属在水中发生了有电子转移的氧化和还原反应。
3 循环冷却水系统的阻垢和缓蚀
3.1 污垢的阻抑
循环冷却水系统中的污垢包括泥垢和粘垢两类，主要由水中的悬浮物质和生物性粘泥所造成，悬浮物质也往往参杂在生物粘泥里。阻抑水中污垢的途径有两个：一是严格控制循环水系统的补充水的水质，加强处理；二是加强循环冷却水的水质处理。
循环水系统的补充水，必须加强水质预处理，严格控制水中悬浮杂质、铝、铁等含量。为了抑制菌、藻繁殖，补充水中应保持一定游离性余氯。
由于循环冷却水不断浓缩，菌、藻繁殖和增加外界侵入的各种杂质，需要进行水质处理，以减少污垢的危害性。可以采用不断将循环水中的一部分水量过滤净化，以减少循环水中的悬浮杂质和胶体杂质浓度的方式。旁滤水量的大小，应与补充水带入循环水系统中的杂质数量，冷却过程中溶入的空气污染杂质数量，系统运行的浓缩倍数，水质控制所能容许的极限浓度等因素有关。
循环水中存在着细菌，包括有铁细菌、硫酸盐还原菌、硫细菌等，还存在着一定的蓝藻、绿藻、硅藻等，含有一部分原生动物，多生长在冷却塔壁或水池壁上，也有存在于管垢中，循环水系统中加入的各种无机或有机杀生剂，能杀死或抑制水中微生物的生长繁殖，减轻循环水中污垢的危害作用。
循环冷却水系统中投加的杀生剂品种，应根据以下的一些基本要求恰当选用。杀生剂应具有广谱性，对水中常见的各类菌、藻都有杀生能力，且对生物粘泥有穿透性和分散性。杀生剂应与循环水系统中所用的缓蚀剂和阻垢剂不相干扰，有较好的匹配作用。
3.2 水垢的阻抑
循环冷却水系统中，主要防止等微溶盐类从水中析出，粘着在设备或管壁上形成水垢，其中最常见的是碳酸钙水垢。控制水垢沉积的方法有两类：一类是控制循环水系统中结成水垢的可能性和趋向的化学热力方法，可通过减少钙镁等成垢离子的浓度，降低水的PH值和水的碱度等来达到；一类是控制水垢生长速度和形成过程的化学动力学方法，可通过在循环水中投加酸或化学药剂，改变水中微溶盐类的晶体生长过程和生长形态，提高循环水系统容许的极限碳酸盐硬度值来达到。
3.3 循环冷却水系统的缓蚀
循环冷却水系统中，防止和延缓金属腐蚀的基本方法有以下几类。
3.3.1 表面涂防腐层
通过电镀或化学品浸涂的方法，在需要保护的金属表面镀一层其他的金属保护薄层或化学防腐剂等。
3.3.2 阴极保护法
为防止金属的电化学腐蚀，可采取措施，使欲保护的金属结构整个表面成为阴极，这类电气防腐蚀方法，是有效的金属防蚀办法。
3.3.3 阳极保护法
将欲保护的金属结构，通过导线连接在外加直流电源的正极上，于是阳极电位向正方向移动，即出现钝化现象，从而抑制金属的腐蚀。
3.3.4 药剂法
向循环水中投加无机或有机的缓蚀剂，使金属表面上形成一层均匀致密、不易剥落的缓蚀保护膜，以抑制金属的腐蚀。
4 结 语
本文通过对循环水系统结垢和腐蚀的机理的阐述，明确了循环水系统处理的一些基本原则和方法，对企业循环水系统的设计和运行具有借鉴意义。
参考文献：
[1] 杨钦，严熙世.给水工程[M].北京：中国建筑工业出版社，1999.
[2] 李德兴.冷却塔[M].上海：上海科学技术出版社，1981.
摘 要：循环冷却水系统中的结垢和腐蚀问题，会印象到换热设备的传热效率，增加水流阻力，浪费能源，缩短设备寿命等，同时在水资源日益短缺的今天，国家不断提高水资源和水排污费用的标准，就使得每个用水大企业不得不强化循环水装置的运行，提高水的重复利用率，减少新水的补加量，并减少废水排放量。文章结合企业循环冷却水系统运行特点和水质状况，探讨循环水在管道系统中结构和腐蚀的机理，研究防治结垢和腐蚀的方法和常用药剂，从而提高企业循环水的使用效率。
关键词：循环冷却水；组垢；缓释
中图分类号：X703 文献标识码：A 文章编号：1006-8937（2014）29-0097-01
1 工业冷却水循环利用的意义
现代许多耗水量大的电力、冶金、化工、炼油等工业生产过程中均释出大量的热，通常水作为吸收和传递热量的良好介质及时带走所释热量，以维持生产的正常进行。为了节约日益紧缺的水资源和保护水环境，提高工业用水的重复利用率，防止天然水经冷却升温后直流排放可能造成的水体热污染，许多工业企业都建立循环冷却水系统，将流经换热器等工艺设备升温后的冷却用水，通过冷却塔等冷却构筑物或冷却设备，是水降温后循环使用。下图既是应用最普遍的热水与空气直接接触降温的敞开式循环冷却水系统的工艺流程。水池中温度较低的冷却水，经水泵抽送至换热器冷却工艺介质，水温升高后的冷却水再流经冷却塔，通过水与空气对流接触冷却降温然后循环重复利用如图1所示。
在循环冷却过程中，不断有少量水分因蒸发、风吹、排污、渗漏而散失，因此循环冷却水系统中，经常要按照循环水量的5‰或更多一些水量进行补充。为了适当改善循环水系统中的水质，常将一部分循环水经旁滤池净化后回入循环水系统中使用。
2 循环冷却水系统的结垢和腐蚀机理
要了解循环冷却水系统中的结垢和腐蚀机理，首先要了解冷却水中污染物的来源，循环冷却水再运行过程中可能不断接受外界带来的污染物质。如可能随补充天然原水中带入的杂质；原水中投加混凝剂的余留物，在冷却塔喷淋冷却过程中，可能混入随空气带来的灰尘、烟气等杂质，水冷却过程中，因逸出二氧化碳气体而容易析出的碳酸钙，水流经换热器过程中可能溶入的某些油类或其他泄露的工艺物料；冷却水中加入的某些阻垢、缓蚀和杀生等药剂可能滞留水中的杂质。不断增多杂质的循环冷却水，在冷却蒸发过程中经受浓缩，水中盐类浓度增大，处在水温、PH值和碱度逐渐升高的条件下，就容易使某些盐类溶解度下降，使水达到过饱和状态，水垢呈晶体析出。
金属等材料与周围介质发生化学或电化学作用等遭受破坏的过程，成为腐蚀。腐蚀产物会形成污垢，污垢覆盖金属等材料的表面会导致腐蚀，腐蚀过程与污垢形成过程密切相关，相互影响，从机理方面考虑，腐蚀可分为化学腐蚀、电化学腐蚀和微生物腐蚀三类。酸类、溶解氧、二氧化碳等化学物质与金属等材料发生化学反应所造成的破坏，成为化学腐蚀；金属在水溶液中的腐蚀，是包括氧化反应和还原反应的有电子转移的化学反应过程，成为电化学腐蚀；细菌、微生物的繁殖会促进金属等材料的腐蚀过程，起腐蚀的催化作用，成为微生物腐蚀，其中电化学腐蚀占主导地位。
在电化学腐蚀过程中，由于水份不断蒸发浓缩，循环水中溶解盐类浓度不断提高，促进了循环冷却水系统的金属在水中发生了有电子转移的氧化和还原反应。
3 循环冷却水系统的阻垢和缓蚀
3.1 污垢的阻抑
循环冷却水系统中的污垢包括泥垢和粘垢两类，主要由水中的悬浮物质和生物性粘泥所造成，悬浮物质也往往参杂在生物粘泥里。阻抑水中污垢的途径有两个：一是严格控制循环水系统的补充水的水质，加强处理；二是加强循环冷却水的水质处理。
循环水系统的补充水，必须加强水质预处理，严格控制水中悬浮杂质、铝、铁等含量。为了抑制菌、藻繁殖，补充水中应保持一定游离性余氯。
由于循环冷却水不断浓缩，菌、藻繁殖和增加外界侵入的各种杂质，需要进行水质处理，以减少污垢的危害性。可以采用不断将循环水中的一部分水量过滤净化，以减少循环水中的悬浮杂质和胶体杂质浓度的方式。旁滤水量的大小，应与补充水带入循环水系统中的杂质数量，冷却过程中溶入的空气污染杂质数量，系统运行的浓缩倍数，水质控制所能容许的极限浓度等因素有关。
循环水中存在着细菌，包括有铁细菌、硫酸盐还原菌、硫细菌等，还存在着一定的蓝藻、绿藻、硅藻等，含有一部分原生动物，多生长在冷却塔壁或水池壁上，也有存在于管垢中，循环水系统中加入的各种无机或有机杀生剂，能杀死或抑制水中微生物的生长繁殖，减轻循环水中污垢的危害作用。
循环冷却水系统中投加的杀生剂品种，应根据以下的一些基本要求恰当选用。杀生剂应具有广谱性，对水中常见的各类菌、藻都有杀生能力，且对生物粘泥有穿透性和分散性。杀生剂应与循环水系统中所用的缓蚀剂和阻垢剂不相干扰，有较好的匹配作用。
3.2 水垢的阻抑
循环冷却水系统中，主要防止等微溶盐类从水中析出，粘着在设备或管壁上形成水垢，其中最常见的是碳酸钙水垢。控制水垢沉积的方法有两类：一类是控制循环水系统中结成水垢的可能性和趋向的化学热力方法，可通过减少钙镁等成垢离子的浓度，降低水的PH值和水的碱度等来达到；一类是控制水垢生长速度和形成过程的化学动力学方法，可通过在循环水中投加酸或化学药剂，改变水中微溶盐类的晶体生长过程和生长形态，提高循环水系统容许的极限碳酸盐硬度值来达到。
3.3 循环冷却水系统的缓蚀
循环冷却水系统中，防止和延缓金属腐蚀的基本方法有以下几类。
3.3.1 表面涂防腐层
通过电镀或化学品浸涂的方法，在需要保护的金属表面镀一层其他的金属保护薄层或化学防腐剂等。
3.3.2 阴极保护法
为防止金属的电化学腐蚀，可采取措施，使欲保护的金属结构整个表面成为阴极，这类电气防腐蚀方法，是有效的金属防蚀办法。
3.3.3 阳极保护法
将欲保护的金属结构，通过导线连接在外加直流电源的正极上，于是阳极电位向正方向移动，即出现钝化现象，从而抑制金属的腐蚀。
3.3.4 药剂法
向循环水中投加无机或有机的缓蚀剂，使金属表面上形成一层均匀致密、不易剥落的缓蚀保护膜，以抑制金属的腐蚀。
4 结 语
本文通过对循环水系统结垢和腐蚀的机理的阐述，明确了循环水系统处理的一些基本原则和方法，对企业循环水系统的设计和运行具有借鉴意义。
参考文献：
[1] 杨钦，严熙世.给水工程[M].北京：中国建筑工业出版社，1999.
[2] 李德兴.冷却塔[M].上海：上海科学技术出版社，1981.
摘 要：循环冷却水系统中的结垢和腐蚀问题，会印象到换热设备的传热效率，增加水流阻力，浪费能源，缩短设备寿命等，同时在水资源日益短缺的今天，国家不断提高水资源和水排污费用的标准，就使得每个用水大企业不得不强化循环水装置的运行，提高水的重复利用率，减少新水的补加量，并减少废水排放量。文章结合企业循环冷却水系统运行特点和水质状况，探讨循环水在管道系统中结构和腐蚀的机理，研究防治结垢和腐蚀的方法和常用药剂，从而提高企业循环水的使用效率。
关键词：循环冷却水；组垢；缓释
中图分类号：X703 文献标识码：A 文章编号：1006-8937（2014）29-0097-01
1 工业冷却水循环利用的意义
现代许多耗水量大的电力、冶金、化工、炼油等工业生产过程中均释出大量的热，通常水作为吸收和传递热量的良好介质及时带走所释热量，以维持生产的正常进行。为了节约日益紧缺的水资源和保护水环境，提高工业用水的重复利用率，防止天然水经冷却升温后直流排放可能造成的水体热污染，许多工业企业都建立循环冷却水系统，将流经换热器等工艺设备升温后的冷却用水，通过冷却塔等冷却构筑物或冷却设备，是水降温后循环使用。下图既是应用最普遍的热水与空气直接接触降温的敞开式循环冷却水系统的工艺流程。水池中温度较低的冷却水，经水泵抽送至换热器冷却工艺介质，水温升高后的冷却水再流经冷却塔，通过水与空气对流接触冷却降温然后循环重复利用如图1所示。
在循环冷却过程中，不断有少量水分因蒸发、风吹、排污、渗漏而散失，因此循环冷却水系统中，经常要按照循环水量的5‰或更多一些水量进行补充。为了适当改善循环水系统中的水质，常将一部分循环水经旁滤池净化后回入循环水系统中使用。
2 循环冷却水系统的结垢和腐蚀机理
要了解循环冷却水系统中的结垢和腐蚀机理，首先要了解冷却水中污染物的来源，循环冷却水再运行过程中可能不断接受外界带来的污染物质。如可能随补充天然原水中带入的杂质；原水中投加混凝剂的余留物，在冷却塔喷淋冷却过程中，可能混入随空气带来的灰尘、烟气等杂质，水冷却过程中，因逸出二氧化碳气体而容易析出的碳酸钙，水流经换热器过程中可能溶入的某些油类或其他泄露的工艺物料；冷却水中加入的某些阻垢、缓蚀和杀生等药剂可能滞留水中的杂质。不断增多杂质的循环冷却水，在冷却蒸发过程中经受浓缩，水中盐类浓度增大，处在水温、PH值和碱度逐渐升高的条件下，就容易使某些盐类溶解度下降，使水达到过饱和状态，水垢呈晶体析出。
金属等材料与周围介质发生化学或电化学作用等遭受破坏的过程，成为腐蚀。腐蚀产物会形成污垢，污垢覆盖金属等材料的表面会导致腐蚀，腐蚀过程与污垢形成过程密切相关，相互影响，从机理方面考虑，腐蚀可分为化学腐蚀、电化学腐蚀和微生物腐蚀三类。酸类、溶解氧、二氧化碳等化学物质与金属等材料发生化学反应所造成的破坏，成为化学腐蚀；金属在水溶液中的腐蚀，是包括氧化反应和还原反应的有电子转移的化学反应过程，成为电化学腐蚀；细菌、微生物的繁殖会促进金属等材料的腐蚀过程，起腐蚀的催化作用，成为微生物腐蚀，其中电化学腐蚀占主导地位。
在电化学腐蚀过程中，由于水份不断蒸发浓缩，循环水中溶解盐类浓度不断提高，促进了循环冷却水系统的金属在水中发生了有电子转移的氧化和还原反应。
3 循环冷却水系统的阻垢和缓蚀
3.1 污垢的阻抑
循环冷却水系统中的污垢包括泥垢和粘垢两类，主要由水中的悬浮物质和生物性粘泥所造成，悬浮物质也往往参杂在生物粘泥里。阻抑水中污垢的途径有两个：一是严格控制循环水系统的补充水的水质，加强处理；二是加强循环冷却水的水质处理。
循环水系统的补充水，必须加强水质预处理，严格控制水中悬浮杂质、铝、铁等含量。为了抑制菌、藻繁殖，补充水中应保持一定游离性余氯。
由于循环冷却水不断浓缩，菌、藻繁殖和增加外界侵入的各种杂质，需要进行水质处理，以减少污垢的危害性。可以采用不断将循环水中的一部分水量过滤净化，以减少循环水中的悬浮杂质和胶体杂质浓度的方式。旁滤水量的大小，应与补充水带入循环水系统中的杂质数量，冷却过程中溶入的空气污染杂质数量，系统运行的浓缩倍数，水质控制所能容许的极限浓度等因素有关。
循环水中存在着细菌，包括有铁细菌、硫酸盐还原菌、硫细菌等，还存在着一定的蓝藻、绿藻、硅藻等，含有一部分原生动物，多生长在冷却塔壁或水池壁上，也有存在于管垢中，循环水系统中加入的各种无机或有机杀生剂，能杀死或抑制水中微生物的生长繁殖，减轻循环水中污垢的危害作用。
循环冷却水系统中投加的杀生剂品种，应根据以下的一些基本要求恰当选用。杀生剂应具有广谱性，对水中常见的各类菌、藻都有杀生能力，且对生物粘泥有穿透性和分散性。杀生剂应与循环水系统中所用的缓蚀剂和阻垢剂不相干扰，有较好的匹配作用。
3.2 水垢的阻抑
循环冷却水系统中，主要防止等微溶盐类从水中析出，粘着在设备或管壁上形成水垢，其中最常见的是碳酸钙水垢。控制水垢沉积的方法有两类：一类是控制循环水系统中结成水垢的可能性和趋向的化学热力方法，可通过减少钙镁等成垢离子的浓度，降低水的PH值和水的碱度等来达到；一类是控制水垢生长速度和形成过程的化学动力学方法，可通过在循环水中投加酸或化学药剂，改变水中微溶盐类的晶体生长过程和生长形态，提高循环水系统容许的极限碳酸盐硬度值来达到。
3.3 循环冷却水系统的缓蚀
循环冷却水系统中，防止和延缓金属腐蚀的基本方法有以下几类。
3.3.1 表面涂防腐层
通过电镀或化学品浸涂的方法，在需要保护的金属表面镀一层其他的金属保护薄层或化学防腐剂等。
3.3.2 阴极保护法
为防止金属的电化学腐蚀，可采取措施，使欲保护的金属结构整个表面成为阴极，这类电气防腐蚀方法，是有效的金属防蚀办法。
3.3.3 阳极保护法
将欲保护的金属结构，通过导线连接在外加直流电源的正极上，于是阳极电位向正方向移动，即出现钝化现象，从而抑制金属的腐蚀。
3.3.4 药剂法
向循环水中投加无机或有机的缓蚀剂，使金属表面上形成一层均匀致密、不易剥落的缓蚀保护膜，以抑制金属的腐蚀。
4 结 语
本文通过对循环水系统结垢和腐蚀的机理的阐述，明确了循环水系统处理的一些基本原则和方法，对企业循环水系统的设计和运行具有借鉴意义。
参考文献：
[1] 杨钦，严熙世.给水工程[M].北京：中国建筑工业出版社，1999.
模拟冷却水 篇6
冷床是中小型棒材车间不可或缺的关键设备之一, 通过自然冷却或外加强制冷却 (风冷或喷水) , 可将轧件由900℃左右冷却到200~100℃[1]。冷床根据冷却轧件的品种和工艺操作要求不同, 种类繁多, 其常见型式主要有步进式齿条型冷床、摇摆式冷床、斜辊式冷床、往复多爪式冷床、钢绳拉钢式冷床、链式冷床、推钢式冷床、螺旋式冷床等。然而在实际运用中, 冷床的长度较难预估, 尺寸过小, 冷却不到位, 会影响下一步的工序处理, 尺寸过大会造成资源和场地的浪费;准确地计算、选择冷床长度尺寸非常必要。
1 传热的基本方式
热的传递是由于物体内部或物体之间的温度不同而引起的。当无外功输入时, 根据热力学第二定律, 热能总是自动地从温度较高的地方传递到温度较低的地方。根据传热机理的不同, 传热的基本方式有导热、对流和热辐射三种[2]。
1.1 导热
物体各部分之间不发生相对位移时, 依靠分子、原子及自由电子等微观粒子的热运动而产生的热量传递称为导热 (或称热传导) [3]。导热现象的规律已经总结为傅里叶定律, 即
式中Φ为热流量 (W) , 即单位时间内通过某一给定面积的热量;λ为热导率[W/ (m·K) ], 又称为导热系数;A为面积 (m2) ;dt/dx为传热方向上的温度的梯度 (K/m) 。
1.2 对流
对流是指由于流体的宏观运动, 从而使流体各部分之间发生相对位移、冷热流体相互掺混所引起的热量传递过程。对流换热的基本计算式是牛顿冷却公式
式中h为表面传热系数[W/ (m2·K) ];Δt为表面温差 (K) 。
1.3 热辐射
物体通过电磁波来传递能量的方式称为辐射。物体会因各种原因发出辐射能, 其中因热的原因而发出辐射能的现象称为热辐射[3]。物体辐射热流量的计算可以采用斯忒藩-玻耳兹曼定律的经验修正公式
式中ε为物体的发射率 (习惯上又称黑度) , 其值总小于1;σ为斯忒藩—玻耳兹曼常量, 即通常说的黑体辐射常数, 它是个自然常数, 其值为5.67×10-8 W/ (m2·K4) ;T为黑体的热力学温度 (K) 。
2 有限元模型与边界条件
型钢的冷却过程是随时间而改变的热传递, 因此采用Workbench中的瞬态温度场做分析。型钢模型采用常见的5#槽钢和20#槽钢, 模拟槽钢从900℃空冷至100℃的冷却过程。为简化模型, 减小计算量, 模型采用2D并且使用对称模型。
数值模拟计算所用到的碳钢材料的物理参数有导热系数、比热容。如表1所示为碳钢的物理参数表[4]。
冷床的冷却方式考虑为空冷, 型钢主要的散热途径为与周围空气的对流散热和与周围物体的热辐射散热, 而型钢与冷床的热传导散热由于与前两项相比较小, 在此计算时忽略不计。
对流换热系数在特定的条件下可以从理论上进行推导, 但一般情况下会用实验的方法进行确定, 但由于实验条件的差异, 对同一种对流情况也会得到不同的公式, 所以在此采用经验公式[5], 即
本文在计算过程中将轧件发射率考虑成与轧件平均温度相关的线性函数[6], 即
式中ε0为0℃下的发射率常数;kε为发射率斜率 (1/℃) ;T为物体表面温度 (℃) 。
将由热辐射引起的散热换算成换热系数 (如图3所示) , 可见在大于400℃时型钢的主要散热方式为热辐射, 小于400℃时型钢的主要散热方式为与空气的对流散热, 且温度越高散热效率也越高。
3 模拟结果及分析
3.1 模拟结果
由图4可见, 5#槽钢由于截面较小, 所以角部、腹板中部、支脚的温差不大, 且温度越低温差也越小, 在温度较高时散热也越快, 这是由于热辐射和对流换热在高温时散热效率较大。由图5可看出, 散热最慢的地方一直为角部中部, 这是由于角部厚度较大, 且其表面积没有支脚和腹板处大, 散热条件不好, 散热最快的地方一直为支脚角部。
由图6可见, 20#槽钢由于截面较大, 所以角部、腹板中部、支脚的温差较5#槽钢大。由图7可得出20#槽钢散热最慢的地方一直为角部中部, 而散热最快的地方由刚开始的支脚角部变为腹板中部, 其原因主要是由于支脚厚度较腹板大, 且支脚离角部高温区较近的缘故。
最后得出5#槽钢由900℃空冷至100℃需耗时1971s, 20#槽钢由900℃空冷至100℃需耗时3240s。
3.2 计算分析
由以下公式可计算冷床长度
式中L为冷床长度 (m) ;Q为轧机小时产量 (t/h) ;G为单根钢材重量 (kg) ;t冷为钢材冷却时间 (h) ;S为冷床步进齿距 (m) 。
如表2所示为根据公式计算出的冷床长度, 可见虽然小规格产品冷却时间比大规格产品短, 但由于小规格产品生产节奏快, 单位时间冷却数量大, 因此所需的冷床长度较长, 所以在最终确定冷床长度时要按最不利的情况进行确定。
4 结束语
(1) 钢材在温度越高时散热也越快, 这是由于热辐射和对流换热在高温时散热效率较高, 且大于400℃时型钢的主要散热方式为热辐射, 小于400℃时型钢的主要散热方式为与空气的对流散热。
(2) 钢材截面面积越小, 钢材冷却时内部各处的温差也越小, 且冷却后期时各处的温差也会变小。槽钢冷却的高温区一直为角部中部, 所以判断最终冷却的温度还要由角部中部区的温度进行确定。
(3) 由于小规格产品生产节奏快, 所需的冷床长度较长, 所以在最终确定冷床长度时要充分考虑到最不利的情况。
参考文献
[1]张胜勇.中小型棒材车间步进式冷床长度的计算[J].钢铁研究, 2011, 12.
[2]许京荆.ANSYS Workbench工程实例详解[M].北京:人民邮电出版社, 2015.
[3]陶文铨.传热学[M].北京:高等教育出版社, 2006.
[4]赵敏.45钢坯锻前感应加热的有限元模拟分析[D].杭州:浙江工业大学, 2006.
[5]廖桂兵.H型钢控制冷却过程应力应变场与组织场的研究[D].鞍山:辽宁科技大学, 2008.
模拟冷却水 篇7
在燃气涡轮发动机设计中, 准确地估算叶片温度对于估计叶片寿命至关重要。目前对叶片温度的估算主要通过实验和数值计算手段实现, 实验方法可靠性高, 但是周期长、代价高, 随着计算流体力学的发展, 气热耦合数值模拟技术因为低成本和较高的准确性逐渐成为辅助涡轮叶片冷却设计的重要工具［2，3］。
近年来, 一些国内外学者采用气热耦合方法对带复合冷却结构的叶片做了初步研究。朱延鑫等［4］针对导向叶片前缘冲击+ 扰流元+ 气膜出流的复合冷却结构开展数值模拟, 分析了扰流元、气膜出流方式对流动和换热效果的影响。周建兴等［5］对涡轮叶片尾缘冷却结构进行了数值计算, 该冷却结构由横肋通道和交错扰流柱排构成, 研究了进气雷诺数对换热系数的影响。Mazur等［6］对FSX-414叶片进行了气热耦合数值模拟, 该冷却结构包括两个独立内腔, 内部嵌套冲击冷却插件, 外部全气膜冷却和尾缘冷却, 主要研究了在实际进口温度分布条件下叶片的速度场和温度分布。
以往的气热耦合数值模拟主要针对局部复合冷却结构以及简化后的冷却结构进行研究, 本文在以往研究的基础上, 采取了更接近真实的涡轮叶片进行分析, 对某型涡轮高压一级导叶进行流固热耦合数值模拟, 其中叶片冷却结构包括外部气膜冷却、内部冲击冷却和尾缘劈缝冷却。本文分析了带复合冷却结构叶片的流动和温度分布, 主要研究了主流燃气雷诺数 ( Reg) 、冷气与燃气的流量比 ( KG) 、燃气与冷气的温比 ( KT) , 三种因素对叶片温度和冷却效果的影响。
1 数值计算方法
1. 1 计算模型及网格划分
本文的模型为某型涡轮高压一级导叶, 其冷却结构如图1 ( a) 所示, 叶片为直叶片, 叶身内部分前、后两腔, 腔内安装有带冲击冷却孔的冲击冷气导管, 其中前腔有13 排冲击孔, 后腔有12 排冲击孔; 叶身的前缘、叶盆侧和叶背侧的靠近前缘区共排布了11排气膜孔, 其中位于前缘区的第3 ~ 6 排气膜孔呈45°径向角度, 其余气膜孔径向角度均为0°; 尾缘采用半劈缝冷却结构。
本文采用ICEM CFD软件划分网格, 计算网格由主流流道、固体叶片、气膜孔、冲击衬套、冲击孔和内部冷气通道组成。由于结构复杂, 很难实现全结构化网格处理, 因此冲击衬套和固体叶片之间的区域、后腔冷气流通道和叶片固体域采用非结构化网格, 其他流域均采用结构化网格, 在不同流域以及固体域之间采用交界面连接, 并对流固交界面区域 ( 叶片壁面, 流域上下端壁, 孔内壁) 网格进行加密, 保证y + 在1 左右, 总网格数量约为1 200 万, 保证网格质量在0. 3 以上。具体计算网格见图2。
1. 2 计算方法及边界条件设置
气热耦合计算采用CFX商用软件, 燃气和冷气均为可压理想空气, 叶片所选取材料为不锈钢 ( Cr18Ni9) , 湍流模型采用k - ω SST模型, 在燃气流道两侧加载旋转周期边界, 冷气的进气方式为前腔上下进气、后腔上方进气, 冷气流量分配为前后腔进气比3. 4 /2. 9。边界条件分为三组: A. 改变冷气与燃气的流量比 ( KG= 4% , 5% , 6% , 7% , 8% , 9% , 10% , 11% , 12% , 13% , 14% , 15% ) ; B. 改变燃气与冷气的温比 ( KT= 1. 8, 1. 9, 2. 0, 2. 1, 2. 2 ) ; C. 改变主流燃气雷诺数 ( Reg= 1. 05 × 106, 0. 98 × 106, 0. 90 ×106, 0. 83 ×106) , 计算所采用的进出口边界条件见表1。
2 数值模拟结果分析
2. 1 流体域温度和马赫数分布
下文所做的云图分析均基于A组边界条件中12% 流量比工况。
图3 ( a) 给出了中截面流体域的温度分布, 可以看到, 冷气经气膜孔射出与燃气掺混并形成温度较低的冷气膜贴附在壁面附近, 从而对壁面起到冷却保护作用。图3 ( b) 给出了中截面流体域的马赫数分布, 可以看到, 叶片流道内为亚声速流动, 叶背区域马赫数比叶盆区域高, 在叶盆上第6、第7 排气膜孔中间区域马赫数接近零, 为燃气滞止点, 在叶背喉部区域马赫数达到最大, 燃气速度最大。
2. 2 叶片温度和冷却效果分布
图4 给出了叶片中截面的温度分布, 可以看到, 叶片前缘处温度最高, 隔板处温度最低, 这两处温度梯度也较大, 为热应力最大区域。
叶片表面的冷却效果分布定义如下:
式中: Tg为燃气进口总温; Tw为叶片表面温度; Tc为冷气进口总温。
图5 和图6 分别给出了叶片表面的温度分布和冷却效果分布, 可以看到, 在压力面中弦区为低温区, 冷却效果最好; 前缘和展向上下端为高温区, 最高温度在尾缘上下两端, 此处为冷却盲区, 冷却气流没有覆盖该盲区就直接向下游流出, 冷却效果最差。
2. 3 流量比对叶片平均温度和冷却效果的影响
下文所研究的平均温度分布均指叶片表面径向平均温度沿叶片周向展开的温度分布曲线, 径向平均温度采用加权平均计算。坐标选用叶片的轴向弦长L作为基准, 叶片前缘的X轴顶点为原点X /L =0, 尾缘X轴顶点为X / L = 1, 压力面的X / L值为负, 吸力面的X /L值为正。
叶片综合冷却效果定义如下:
式中: Tg为燃气进口总温;为叶片平均温度; Tc为冷气进口总温。
保持燃气流量不变, 改变冷气流量, 分析冷气与燃气的流量比对叶片冷却的影响。图7 给出了不同流量比下的叶片表面平均温度分布。可以看到, 随着流量比的增大, 叶片压力面、吸力面下游处的平均温度逐步降低; 叶片吸力面前缘处的平均温度逐步升高, 流量比为12% 时达到最高值, 流量比进一步增大, 则平均温度开始降低。这是因为冷气流量增大, 气膜孔射出的冷气量增加, 冷气往下游的覆盖范围增加, 使得压力面和吸力面的气膜冷却叠加效果增强, 温度下降; 文献[7]叙述了燃气沿导向叶片表面的流动过程, 可知燃气在沿滞止点两侧压力面和吸力面向尾缘出气边流动时, 经历了层流边界层, 转捩过渡区到湍流边界层。吸力面前缘区域覆盖的气膜为层流边界层, 边界层较薄, 随着冷气流量增大, 气膜孔射出的冷气流速度增大, 扰乱了前缘气流流动, 燃气与壁面表面换热增强, 导致前缘处温度升高。当冷气流量进一步增大, 冷气能较好地在壁面表面形成一层气膜, 从而前缘壁面温度降低。
图8 给出了不同流量比下的叶片综合冷却效果。可以看到, 叶片的综合冷却效果随着流量比的增大呈上升趋势, 在小流量比下增长速度较快。这是因为小流量比条件下, 出流的冷气量较少, 冷气覆盖范围较小, 这时增大冷气量可以增加气膜的覆盖范围, 较快提升冷却效果。
2. 4 温比对叶片平均温度和冷却效果的影响
保持燃气温度不变, 改变冷气温度, 分析燃气与冷气的温比对叶片冷却的影响。图9 给出了不同温比下的叶片表面平均温度分布。可以看到, 随着温比的增大, 叶片表面的平均温度逐步降低, 前缘处温度降低的幅度较小。这是因为冷气温度降低, 掺混的气膜温度降低, 壁面温度降低。前缘处气膜较薄, 冷气覆盖效果相对较差, 受到温比的影响较为不显著。
图10和图11分别给出了不同温比下的叶片表面及叶片综合冷却效果, 可以看出, 随着温比的增大, 叶片表面及叶片综合冷却效果有略微地减小。由综合冷却效果公式可知, 燃气进口总温Tg不变, 冷气进口总温Tc减小, 则叶片平均温度下降, 叶片综合冷却效果基本不变。
根据文献[8]所给出的公式可知, 在其他条件都不变的情况下, 仅仅降低叶片的导热系数以及冷气的比热, 将会导致综合冷却效果的减小。
由本文中所采用的叶片和流体工质的物性可知, 叶片的导热系数随着壁面温度降低而减小; 冷气的比热随着冷气温度降低而降低。因此, 增大温比即降低冷气温度将使得综合冷却效果减小, 仿真计算结果与理论趋势一致, 但是温比对叶片综合冷却效果影响很小, 可忽略不计。
2. 5 雷诺数对叶片平均温度和冷却效果的影响
调整主流背压, 改变主流流量, 同时改变冷气流量, 保持燃气与冷气的流量比和温比不变, 分析主流雷诺数对叶片冷却的影响。图12 和图13 分别给出了不同主流雷诺数下的叶片表面平均温度分布和综合冷却效果。可以看到, 在流量比和温比不变的情况下, 主流雷诺数对叶片表面平均温度的影响很小。平均冷却效果在0. 68 ~ 0. 6821 来回波动, 变化范围不大于0. 31% 。
3 结论
通过对带复合冷却的某型高压涡轮一级导叶的气热耦合计算, 可以得出以下结论:
( 1) 叶片表面温度和冷却效果分布: 在压力面中弦区为低温区, 冷却效果较高; 前缘和展向上下端为高温区, 最高温度在尾缘上下两端, 为冷却效果最低处。叶片中截面的温度分布: 叶片前缘处温度最高, 隔板处温度最低, 这两处为热应力最大区域。
( 2) 叶片平均温度的影响因素: 随着流量比的增大, 叶片压力面、吸力面下游处的平均温度逐步减小; 叶片吸力面前缘处的平均温度先增大后减小。随着温比的增大, 叶片的平均温度逐步减小, 前缘处的减少量较为不显著。主流雷诺数对叶片平均温度基本不起影响。
( 3) 叶片冷却效果的影响因素: 叶片的平均冷却效果随着流量比的增大呈上升趋势, 在小流量比下增长速度较快。温比和雷诺数对叶片平均冷却效果影响很小。
摘要：采用气热耦合方法对高压涡轮一级导叶带全气膜冷却、冲击冷却和尾缘劈缝冷却的复合冷却结构进行了数值模拟。分析了带复合冷却结构叶片的三维温度场, 主要研究了主流燃气雷诺数、冷气与燃气的流量比和燃气与冷气的温比对叶片温度和冷却效果的影响。结果表明:随着流量比增大, 叶片前缘壁面平均温度先增后减, 压力面和吸力面温度均减小。叶片壁面各处平均温度随温比增大而降低, 受雷诺数影响很小。叶片综合冷却效果随流量比增大而增大, 受温比和雷诺数影响很小。
关键词：涡轮叶片,复合冷却,数值模拟,气热耦合,冷却效果
参考文献
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模拟冷却水 篇8
二氧化碳制冷系统的研究在国内外日益广泛和深入,各种二氧化碳压缩机已经研究成功,为适应不同场合的需求,正在对高效热交换器(蒸发器、气体冷却器和回热器)进行研究和开发。由于二氧化碳制冷系统的压力较高,其流动与传热特性与过去通用的氟利昂工质有明显的区别。目前对二氧化碳作为替代制冷剂的研究大多集中在系统的循环性能方面和二氧化碳的热力学性质方面[1],而对气体冷却器扁管微通道管内换热,尤其是在超临界区二氧化碳冷却时换热特性和压降方面的研究却较少。
1.1 CO2气体冷却器运行特点
CO2跨临界制冷循环中的散热由气体冷却器完成,其作用相当于传统制冷循环中的冷凝器。在气体冷却器中,二氧化碳工作在超临界状态下,并不发生一般冷凝器中的冷凝液化相变过程。受二氧化碳物性的制约,空气冷却器中制冷剂侧压力很高,达7.4~12MPa左右。另外,由于二氧化碳处于超临界状态,出口温度独立于出口压力,使它可以有较大的压降[2]。因此,制冷剂侧往往设计成较大的流量密度(600~1200kgm-2s-1)和较小的管径(0.8~2.0mm)。同时,小管径也有助于承受较高的压力,因此,又称微通道换热器。微通道换热器有压降大的缺点,但CO2比大多数制冷剂有更小的液体粘性和更大的液汽密度比,即流动性能好,使压降不会成为CO2制冷系统设计中的一个难题。
1.2 CO2气体冷却器设计要点[3]
1)能通过较大的流量和能承受大的压力。
2)使用小/微尺度当量直径的通道。高压系统有利于大量使用小/微通道,这将增加换热器空气侧的换热面积,减轻换热器的重量。
3)保证流量分配均匀。气体冷却器中微通道管的内径对换热器的性能也有非常重要的影响。管径的减小使制冷剂流速加快,增强了对流换热,有助于增大进出口焓值。但由于随管径的减小换热面积也减小,流速的加快会使管内压降上升,尤其是当管径减小至0.5mm时,压降急剧增大;管径越小在实际使用中越容易发生堵塞现象,所以管径不宜取得过小。管径也不宜取得过大,否则会恶化对流换热,且管径较大时需增加换热器的壁厚,增大了换热器的容积和质量。
同时,微通道换热器换热性能也与热流密度,循环蒸发温度,蒸汽干度等有关。另外,通道尺寸越小表面张力对传热和压降的影响越大。
综上所述,在微通道换热器的设计中,换热性能与系统运行压力、热流密度、制冷剂流速、蒸发温度等系统运行参数有关[4],即不同工况下,微通道换热器通道直径存在不同最优值。另外,如何保证平行流微通道换热器内各通道流量的分布均匀是微通道换热器设计的一大关键。到目前为止,人们对于微通道沸腾换热的传热机理、机械加工等的认识还相当有限,许多有关的研究尚处于起步阶段。
本文建立体冷却器简化单元物理模型(两侧交叉流模拟),应用CFD商业软件对影响二氧化碳与微通道管传热的参数如入口压力、入口温度等进行数值模拟,并总结分析了其换热特性理论。
2 模拟工况及结果分析
本文采用最新物性数据库制冷剂性能软件REFPROP中的CO2物性参数,对计算单元模型在超临界CO2不同入口温度(31°C~101°C)条件下进行数值模拟,每2°C做一次模拟计算;且对不同运行压力下(8MPa、9MPa、10MPa、11MPa、12MPa)重新模拟,共有36×5=180组数据。
在二氧化碳跨临界制冷循环中,高温高压CO2在气体冷却器的冷却过程是超临界降温过程,因此在一定压力下对不同入口温度模拟的结果实际上可代表在该运行压力高温CO2在气体冷却器中的冷却降温过程,其模拟出的CO2侧换热系数可等同于高温高压CO2在气体冷却器流程中局部换热系数。且对不同运行压力下进行模拟分析,可反映出压力对气体冷却器的换热性能的影响。模拟结果如图1~图6所示。
1)图1给出了制冷剂CO2与微通道管壁间换热系数随不同入口温度的变化情况。从图1中可以看出,压力一定时,当二氧化碳温度较高(高于运行压力所对应的准临界温度)时,换热系数随着二氧化碳入口温度的降低而缓慢增加,但变化幅度不大。当温度继续降低至靠近临界区时,换热系数开始显著增加,并且在该运行压力下所对应的准临界点附近急剧增大,在达到最大值后,随着温度的继续下降以较快的速率下降,这种现象与不同压力下CO2定压比热容Cp随温度的变化情况非常相似(如图2所示)。
从图1也可以看出,不同压力下的CO2与管壁间换热系数峰值的大小不同且对应的温度也不同。运行压力越大,换热系数出现峰值时所对应的准临界温度越高。运行压力越大,其峰值越低,且换热系数也越小,但是当CO2入口温度处在峰值右侧(远离准临界点)时,运行压力越大,换热系数越大。这种现象同样与不同压力下CO2比热容Cp随温度的变化非常相似(如图2所示)。
由此可得出,CO2定压比热容Cp在超临界CO2与微通道管壁间对流换热过程中起着主导作用,决定着换热系数的大小(如图3所示)。
2)图4给出了制冷剂CO2的Nu数随不同入口温度的变化情况,Nu数反映的是管壁壁面上流体CO2的无量纲温度梯度大小。如图所示,Nu数越大,说明壁面上流体的无量纲温度梯度越大,有利于换热,所以与换热系数的变化规律(如图3所示)是一致的。
3)从图5中可以看出,对于不同CO2入口温度(整个超临界区域),压力越大,空气出口温度越大(进口温度相同),即空气进出口温差越大,这说明在该计算单元中的换热量随压力的增大而增大,进而可知提高气体冷却器的入口压力可以提高气体冷却器的总换热量。
在应用于汽车空调的跨临界CO2制冷循环系统中,气体冷却器工作在比较恶劣的外界环境中,在超临界高温CO2降温过程中,气冷器的管路中大部分温度处在高温区,因此适当地提高气体冷却器的入口压力可强化换热,提高其换热系数,同时也可增大总换热量。
4)图6给出了在不同压力下,计算单元内CO2压降随入口温度的变化情况。由图中可看出:在相同入口温度情况下,压力越大,微通道管内CO2压降越小,压降减小幅度随着压力的增大呈平缓的趋势,尤其是在压力为11MPa和12MPa时,两者压降差别不大。这是因为在质量流量(m=ρ·ν·A)相同的情况下,压力增大,则密度ρ变大、流体流速ν变小、粘性系数μ变大,又ρ·ν=m/A(式中A为截面积)不变,得出Re数(Re=Luρ/μ)变小,使得摩擦压降大幅减小。
从图6也可以看出,在一定压力下,微通道管内CO2压降随入口温度的降低而减小。这是因为在制冷剂质量流量相同的情况下,入口温度降低,CO2体积平均温度降低,粘性系数μ变大,又ρ·ν=m/A(式中A为截面积)不变,同样得出Re数变小,使得摩擦压降大幅减小。
3 结论
1)压力一定、CO2温度较高(高于运行压力所对应的准临界温度)时,换热系数随着二氧化碳入口温度的降低而缓慢增加,但变化幅度不大,当温度继续降低至靠近临界区时,换热系数开始显著增加,并且在该运行压力下所对应的准临界点附近急剧增大,在达到这一最大值后,随着温度的继续下降以较快的速率下降;不同压力下的CO2与管壁间换热系数峰值的大小不同且对应的温度也不同,运行压力越大,换热系数出现峰值时所对应的准临界温度越高,运行压力越大,其峰值越低,即换热系数也越小。上述现象与不同压力下CO2定压比热容Cp随温度的变化情况非常相似,说明CO2定压比热容Cp在超临界CO2与微通道管壁间对流换热过程中起着主导作用,决定着换热系数的大小。
2)在远离准临界区的高温区提高CO2入口压力可以增大管内换热系数,增强换热效果,提高气体冷却器换热量。
3)在相同入口温度下,压力越大,微通道管内CO2压降越小,压降减小幅度随着压力的增大呈平缓的趋势;在一定压力下,微通道管内CO2压降随入口温度的降低而减小。
参考文献
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[3]马富芹,吴建波.CO2汽车空调用微通道换热器设计的若干技术[J].南阳师范学院学报,2004,3(9):32-34.
模拟冷却水 篇9
建筑物发生火灾时, 在高温作用下, 构件的截面温度会逐渐上升。对于钢筋混凝土构件, 由于混凝土材料的不可燃烧性和热惰性, 其内部会形成不均匀的温度场[1~3]。若想从理论上计算或分析结构的耐火极限, 需首先确定结构内部的温度分布。求解简单的导热问题, 可用解析法, 但是对于非线性边界条件下的导热问题, 解析法就不可行。针对这一问题, 本文采用大型有限元软件ANSYS对四面受火钢筋混凝土柱进行非线性温度场的模拟分析, 模拟结果与实测结果变化趋势一致, 其研究结果有助于进一步深入认识钢筋混凝土高温下的力学性能和耐火极限。
1 材料基本参数的确定
钢筋混凝土柱的组成材料主要为混凝土和钢筋, 具体参数取值如下:
(1) 热传导系数λc:同济大学结构工程与防灾研究所对混凝土的热传导系数进行了测试, 建议对高温下混凝土的热传导系数采用下式表示[4]:λc=1.6-7.06×10-4T, 而钢筋的导热系数参考T.T.Lie[5]的建议。
(2) 比热容C:根据文献[4], 混凝土的比热容可表示为:C (T) =840+420·T/850, 而钢筋的比热表达式为:Cs=0.481+7.995×10-7[k J/ (kg·℃) ]。
(3) 换热系数:在实际分析中使用综合换热系数来代替一般传热过程中的换热系数, 将辐射换热与对流换热综合考虑。具体取值见表1[6]。
(4) 质量密度:混凝土的质量密度取值为2400kg/m3, 钢筋质量密度保持为7800kg/m3。
2 四面受火钢筋混凝土柱温度场有限元模型的建立
2.1 单元选取
混凝土模型总高度为1800mm, 端部牛腿高度300mm, 截面尺寸100mm×300mm, 中部截面尺寸为100mm×150mm, 混凝土模型如图1。纵筋模型长度1800mm, 箍筋模型间距为100mm, 钢筋模型如图2。混凝土有限元计算单元选用Solid70, 钢筋有限元计算单元选用link33。
2.2 施加温度荷载
初始温度取试验时的环境温度, 对流边界条件可以作为面荷载 (具体输入参数为对流系数和室温) 施加于实体的表面, 计算固体和流体间的热交换。对于模型受高温区域, 受高温面和炉膛的热量交换主要是以对流和辐射进行的, 有限元分析中的对流系数采用综合换热系数[6]。本次试验柱升温速率取10℃/min, 柱内部温度通过布置4个热电偶得到, 具体见图3。
将计算得到的温度场作为模型的初始条件, 重新设置环境温度和冷却条件下的换热系数, 可以得出经历任意时间柱的截面温度分布。
2.3 柱截面温度场云图
图4为试验柱中部截面温度场云图。从图中可以看出, 截面外边缘等温线向其内部退化, 由于截面外边缘靠近高温气流, 温度梯度变化较大, 随着向构件截面内部深入, 温度梯度变化趋于平缓。
3 四面受火钢筋混凝土柱温度场试验验证
3.1 试验概况
本试验混凝土的强度等级为C25。粗骨料采用石灰岩, 水泥为强度等级32.5的普通硅酸盐水泥, 水灰比为0.55。试验最高温度分别为250℃、450℃和650℃三种。试验柱尺寸及配筋情况如图5所示。
3.2 试验结果与模拟结果比较分析
3.2.1 升温过程
试验柱跨中截面各测点温度-时间变化关系曲线见图6。以650℃为例, 从图中可以看出:实测温度变化与ANSYS模拟的温度变化吻合情况良好。其中, 实线为试验值, 虚线为预测值。
3.2.2 降温过程
图7为试验柱喷水冷却过程中截面各测点的实际温度与ANSYS模拟的温度的对比。本文ANSYS模拟的混凝土表面换热系数采用张建荣等建议的公式[7]。结果实测降温曲线的降温幅度比模拟的降温幅度大。
4 结论
(1) 在升温过程和冷却过程中, 数值模拟的结果和试验结果吻合良好。
(2) 有限元软件ANSYS对混凝土柱在高温后和冷却过程中的温度场进行模拟是可行的。
(3) 该研究为进一步深入认识钢筋混凝土柱高温下的力学性能及火灾损伤情况创造了条件。
摘要：利用有限元软件对高温后钢筋混凝土柱作三维温度场的非线性分析, 考虑火灾试验中柱子为截面跨中受火和四面加热。研究结果表明, 计算结果与试验结果吻合良好, 说明本文采用ANSYS软件对钢筋混凝土柱的耐火性预测较准, 从而为进一步深入认识钢筋混凝土柱高温下的力学性能创造条件。
关键词：喷水冷却,钢筋混凝土柱,温度场,ANSYS
参考文献
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模拟冷却水 篇10
摘 要：为了提高真空泵的出力，改善真空泵运行环境，提高机组的经济效益，对江苏徐矿综合利用发电有限公司两台机组的真空泵工作液及冷却水进行了技术改造。改造后效果显著，结果表明：真空泵出力提高了，机组燃耗降低，真空泵的运行环境得到了改善，机组安全性得到了提高。
关键词：水环式真空泵；技术改造；经济效益
中图书分类号：TK264.14 文献标识码：A 文章编号：1006-8937（2012）32-0135-02
1 电厂真空泵概述
现代大型机组多为凝汽式机组，提高真空就是降低排汽压力Pc。运行中真空形成的原因是低压缸作完功的乏汽排入凝汽器，遇到温度较低的冷却水管，瞬间凝结成水，因此在凝汽器内形成高度真空；而真空的维持，则需要真空泵在正常运行中将凝汽器内的不凝结气体抽出，大机组多使用水环式真空泵，原因是其抽单位干空气量的能耗较低。
江苏徐矿综合利用发电有限公司2×300 MW 循环流化床机组于2009年底投产，其中#1、#2机组为抽汽凝结式机组，设计背压4.9 kPa，每台机组配备2台真空泵，正常一运一备，该公司使用的真空泵为佶缔纳士机械有限公司生产的TC11E型水环式真空泵。设计过冷度应不小于4.2℃。如过冷度偏小，就会导致真空泵局部汽蚀，并严重影响抽吸能力。冷凝设计参数如下：
真空泵工作液补水取自凝结水，溢流至地沟；工作液冷却水取自循环水进水管道，回水至循环水回水管道。
1.1 水环式真空泵工作原理
叶轮在泵缸内以偏心位置安装，在泵缸内充以适量的工作液体，通常用水做工作液，故名水环式真空泵。当叶轮旋转时工作液被甩到四周，在泵缸内壁与叶轮之间形成一个旋转的液环，在叶轮轮毂与液环之间形成一个个月牙形的工作腔室，叶轮叶片又将空腔分隔成若干个互不连通、容积不等的封闭小室，当叶轮旋转到右边吸气口，右边空腔的容积将沿旋转方向逐渐增大，产生真空，被抽气体便由吸入管吸入到空腔中，同时，左边腔室的容积沿旋转方向逐渐减小，气体被压缩后从排气管排出。
1.2 冷却系统对真空的影响
2 改造方案
运行初期，真空泵工作液取自凝结水补水，工作液冷却水取自循环水进水管道，回水至循环水回水管道。在夏季凝结水水温度最高可达40℃，循环水进水温度也高达30℃，因此在实际运行中真空泵密封水工作液很难保证有4.2℃的过冷度。随着水温接近饱和，其抽气能力也不断下降，直至饱和汽化而丧失工作能力，真空度低至
88 kPa以下。为了提高真空泵的出力，保证其正常运行，需对其工作液及冷却水进行技术改造，改造后真空泵工作液及冷却水水源图如图1所示，具体改造方案如下：
方案一：改变工作液补充水水源，由原来的凝结水改为除盐水。
方案二：改变工作液冷却水水源，由循环水改为工业水，回水仍然回至循环水回水管道。
方案三：另加一个换热器，冷却水取至中央空调冷却水，该公司中央空调有风冷机组一套，水冷机组两套，每套水冷机组两组压缩机，夏季设定温度8℃，可保证真空泵冷却水不断水且能达到真空泵工作液需要温度。同时，为保证真空泵正常备用，防止空调冷却水故障后真空泵无法运行，该公司决定只改造一台真空泵，另一台真空泵工作液冷却水采用工业水和循环水双路供给，夏季运行空调水供真空泵，原来的定期切换改为定期试启。
3 改造结果及分析
3.1 经济性
3.2 安全性
泵内工作液在汽化过程中，工作液接近沸腾会产生大量的气泡，气泡的产生与破裂过程会对叶轮造成汽蚀损坏。#1机组在第一次大修过程中发现其叶轮汽蚀损坏严重， 进一步证明了其密封水汽化的事实。根据叶轮内水环形成的压力分布，叶顶和叶根是最容易发生汽蚀的部位，汽蚀破坏了叶轮的动平衡，引起泵体的强烈振动，振坏真空泵的附属设备（压力真空表、压力开关、入口气动门的反馈装置等），而且会发出非常大的汽蚀噪声[7]。因此，真空泵工作液的改造不但提高了机组的经济效益，还大大提高了机组的安全性。
4 结 语
江苏徐矿发电有限公司通过对凝汽机组真空泵进行技术改造，改善了真空泵工作液冷却水水源，从而降低真空泵密封水水温，提高了真空泵出力，使机组燃耗降低，效益提高，获得了可观的经济效益，同时改善真空泵运行环境，防止真空泵汽蚀，大大提高了机组的安全性。
参考文献：
[1] 叶涛.热力发电厂[M].北京：中国电力出版社，2006.
[2] 朱明善，刘颖.工程热力学[M].北京：清华大学出版社，2010.
[3]李新军.300 MW提高凝汽器单级单作用水环式真空泵工作效率的探讨[J].节能，2009，（1）.
[4] 靳智平，王毅林.电厂汽轮机原理及系统[M].北京：中国电力出版社，2006.
[5] 杨世铭，陶文铨.传热学[M].北京：高等教育出版社，1998.
模拟冷却水 篇11
废气再循环(EGR)技术对降低柴油机NOx的排放有显著效果。其原理是将一部份废气引入发动机的进气系统,使得进气中惰性气体(HC、CO2等)的比例增加,由于这些惰性气体具有较高的比热容,使得经再循环废气稀释的混合气的比热容增高,致使发动机最高燃烧温度下降;同时EGR的稀释作用也降低了混合气中氧的浓度,从而破坏了NOx的生成机制,以致有效的抑制NOx的生成,达到减少NOx排放的目标。由于采用EGR技术所须增加的额外设备较少,减排效果明显,是近年来减少柴油机废气排放的重点研究技术之一[1,2,3,4]。EGR冷却器是EGR系统的重要元件。
本文应用FLUENT软件对柴油机EGR冷却器进行了数值模拟,为柴油机EGR冷却器的设计和改进提供了重要的理论依据。用CFD数值模拟方法研究EGR冷却器,能减少大量的重复实验,以有效降低产品开发成本与设计周期。
2 EGR冷却器的模型建立和网格生成
EGR冷却器有管壳式和板翅式两种形式。目前可见的管壳式EGR冷却器有四种形式:光管式、螺纹管式、翅片式、螺旋折流板式[4]。根据柴油机废气再循环系统的设计要求,冷却器采用逆流传热的螺纹管式,以保证冷却效率。因为采用逆流传热能相应减少传热面积,而螺旋管比平整管具有更大的表面积。KIM等人的研究已表明:螺纹管式EGR冷却器的冷却效率较光管式有明显提高,而且经过内部结构的优化,可以较大程度地减少沉积物[5]。柴油机排气流量为20m3/min,设定的EGR最大冷却废气为总排气量的25%。冷却器废气进口温度为T1=600℃,出口温度为T2=250℃,冷却液为液态水,冷却水进口温度t1=25℃,EGR冷却器的管束布置图如图1所示,21根冷却管采取正方形分布。冷却管为直径8mm的螺旋管,壁厚0.5mm,管间距为10mm,冷却器外壳直径为600mm,壁厚1mm。冷却液进出口采用同侧设计,进出口直径为18mm。用Pro/E软件设计的EGR冷却器CAD模型如图2所示。
利用Gambit软件对物理模型进行网格划分,为使计算能够较快地收敛,整个模型进行适当简化,EGR冷却器模型网格图如图3所示。
3 数学模型
(1)流场控制方程
EGR冷却器内流场的流体动力学特性可以用下面的连续性方程、动量方程和能量方程描述。
连续性方程为
动量方程为
能量方程为
式中:p为压力;u为速度;ρ为密度;T为温度;Cp为比定压热容;k为传热系数。
(2)湍流模型
湍流模型选用k～ε双方程标准壁面湍流模型,湍流动能方程k和扩散方程ε为
式中,Gk-由平均速度梯度引起的湍流动能;Gb-由浮升力引起的湍流动能;YM-过渡扩散产生的波动动能;SK,Sε-用户自定义项;C1ε,C2ε,C3ε-常数;σk,σε-k方程和ε方程的普朗特数;ui-湍流粘度,。
(3)边界条件确定
流体进口采用速度入口条件,出口采用压力出口边界。其中冷却水流速为0.48m/s,废气流速为53m/s。把冷却水和废气的交界面选定为耦合壁面条件,壁面厚度定义为设计尺寸0.5mm。冷却器的整个外壁面采用绝热无滑移边界条件。
4 模拟结果
(1)图4为EGR冷却器的壳程流体速度矢量图。由图4可以看出,冷却器进口速度较大,之后随着冷却器形状改变,在中心截面处速度逐渐变小,而后在出口处速度又增大起来。在大部分区域里,壳程流体流速很稳定。
(2)图5为EGR冷却器的温度分布云图。由图5可以清晰看到各个位置上温度的变化情况。废气温度沿着冷却管长度方向逐渐降低,实现了热能耗散。图6为EGR冷却器沿X轴线上温度变化曲线图,由图6可以看出,沿着X轴线冷却器温度从700K左右一直降低到520K左右。图7为冷却水出口截面温度分布图。出口冷却水的温度最高为326K。两种流体温度变化基本满足设计要求。
参考文献
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[2]平银生,张逸敏,蔡东波,等.利用EGR降低柴油机排放的研究[J].内燃机工程,2000(4):6-10.
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