换热器试验台（通用10篇）
换热器试验台 篇1
地源热泵( GSHP) 是以大地为热源或热汇,通过输入少量的高品位能量,实现低品位热能向高品位热能转移的热泵空调系统。我国地下埋管换热器的埋管方式主要是钻孔垂直埋管,分单U型埋管和双U型埋管两种,管径以32 mm和25 mm为主。实际工程应用中,埋管换热器的型式直接影响地源热泵工程的空调效果和造价,合理选择埋管型式就显得尤其重要。
单U型埋管换热器施工成本比双U型埋管小, 但其换热能力也小,相关科研人员也对其差异性做过一些试验与分析。薛志伟、季民、李新国等[1]和丁海英、陈强[2]在不同的单U型管热交换孔和双U型管热交换孔中进行了热响应试验,比较了单U和双U型埋管换热性能的差异。马健、郑中援[3]和张志鹏等[4]用数值模拟方法分别对单U和双U型埋管换热器的换热性能进行了研究,陈颖等[5]则从通过实验对此进行了研究。这些研究目前还未达成共识,还不能满足工程实际需求。
试验在同一场地内打了两眼试验孔,进行了以下四种情况的换热性能试验: 1De32与De25双U管; 2De32与De25单U管; 3De32双U与单U管; 4De25双U与单U管。为地源热泵设计埋管型式提供参考。
1试验设计
试验项目为浙江省地质资料中心,位于杭州市萧山区北干街道,项目总建设用地面积20 638 m2, 总建筑面积33 970 m2,夏季总冷负荷4 521. 1 k W, 冬季总热负荷为2 374. 2 k W。
1.1地层特征
按从上到下的顺序,1杂填土厚1. 50 m; 2淤泥质黏土厚16. 5 m; 3淤泥质黏土厚39. 40 m; 4粉质黏土厚6. 00 m; 5圆砾厚4. 1 m; 6全风化泥质粉砂岩厚0. 9 m; 7强风化泥质粉砂岩厚4. 9 m; 8中风化泥质粉砂岩厚6. 7 m。
1.2方案设计
为比较分析不同型式埋管换热性能差异,进行了以下试验设计: 1在浙江省地质资料中心场地中打了两眼试验孔,孔深分别为80 m、100 m,地质条件相同,钻孔直径130 mm,中粗砂回填,在两个孔中随钻杆分别下入De25和De32型双U管,用以研究不同管径换热性能的差别; 2在同一地埋管热交换孔中,分别用双U型埋管换热器和单U型埋管换热器进行现场热响应试验。为使钻孔充分静置,避免上次试验的热扰动,两次试验之间分别间隔18 d、12 d。试验时PE管内循环水流的流速均调节为0. 6 m / s左右。这样在比较同样直径的单U型和双U型,与同样型式的De32与De25埋管换热器的性能时,它们的地层条件、钻孔直径、回填材料、换热工质流速、土壤初始温度等基本相同。试验孔基本参数见表1。
2试验方案
在26号孔和2号孔中埋设De32和De25双U型PE管,PE管与钻孔孔壁之间均采用清水 + 中粗砂多次回填的方式。回填密实后,让钻孔充分静置, 地温恢复至初始地温后,模拟夏季工况,首先做双U型埋管热响应试验,试验结束后,分别静置18 d和12 d,通过地层温度测量,两孔地温已经恢复至初始状态。然后在同一个孔中做单U型埋管热响应试验,两次试验加热功率、载热流体流速相同。
2.1现场使用的岩土热物性测试仪
采用中国地质大学( 武汉) 工程学院研制的GP3型地埋管岩土热响应测试仪,其原理图见图1。该仪器经过湖北省计量研究院校准。
2.2测试理论
采用线热源理论,假定钻孔周围土体传热为纯传导方式。土体为各向同性的均质体,当系统加热功率恒定时,载热流体平均温度Tf( t) 可表示为
式( 1) 中,Tf( t) 为载热流体的平均温度,℃; qc为加热试验时单位长度钻孔的加热量,W/m; T!为土壤初始温度,℃; λs为土壤热传导系数,W/( m℃) ; t为加热时间,s; rb为钻孔半径,m; Rb为钻孔热阻,℃ /( W/m) ; γ 为欧拉常数,0. 5772; α 为热扩散率,m2/ s; α = λs/ ρCm,ρ 为土壤密度,kg /m3; Cm为埋管深度范围内土壤的平均比热容,J/( kg℃) 。
在此原理基础上,根据测试的管内流量和温差, 即可得地埋管换热器内流体的实际换热量,即
式( 2) 中,q为加热试验时单位长度钻孔的散热量, W / m; c为流体的平均比热容,J / ( kg℃ ) ; m为流量kg / s; tin为进口温度,℃; tout为出口温度,℃; L为换热器长度,m。
3结果分析
3.1热响应试验参数控制
以26号孔为例,在进行热响应试验时,加热功率、流量、水泵功率、供电电压随加热时间的关系曲线见图2。各试验孔试验时电压平均值、最大值、最小值、电压正负偏差、流速、加热功率及水泵功率、液流的压力损失见表2。
从中可以看出,各项控制参数稳定,保证了试验数据的准确性。
3.2载热流体温度与加热时间的关系曲线
图3为载热流体温度与加热时间的关系曲线。 26号孔双U和单U循环加热加热48 h后载热流体的平均温度分别为38. 01 ℃ 和44. 2 ℃,2号孔则分别为37. 38 ℃和39. 53 ℃。
3.3单/双U换热器换热性能对比
研究表明,单U与双U型换热器的单位井深换热量与管内流速有关,在流速较小时,双U型换热器热短路现象严重,造成单U型单位井深换热量要高于双U型; 而流速较大时热短路影响较小,双U型的换热性能要高于单U型的。地源热泵规范[6]只是给出了推荐流速: 单U型不低于0. 4 m/s,双U型不低于0. 6 m/s。为研究这种流速的合理性,这次试验将流速控制在0. 6 m/s。
表3显示了在两个孔中进行双U和单U热响应试验后得到的每米换热量,从中可以看出,在该流速下,双U型换热器比单U型的每米释热量要高,且管径越小,这种对比效果越明显。具体来说,对De32管,在同样的试验条件下,双U的每米换热量比单U高约16% ; 对De25管,则相应的双U比单U高21% 。
3.4不同管径换热性能对比
相同流速下,管径越大,单位管长的换热面积越大,因此,直观上管径越大,单位管长换热量也应该越大。De32管单位长 度的截面 积是De25管的1. 53倍,但是其换热效果却并不会等比例增长。表4中列出了De32的双U和De25的双U,及两者的单U的每米释热量。
从表4可以看出,De32管换热效果要明显好于De25管,单U型管中这种对比效果更明显。具体来说,对双U型埋管,De32管比De25管每米换热量高19. 27% ; 对单U管,De32管比De25管高24. 11% 。 管则为21% 。
4结论
1) 0. 6 m / s的流速是合理的,在此流速下,可以体现双U型换热器比单U型更高的每米换热量的优势。
2) 双U型换热器比单U型的每米换热量要高, 且管径越小,这种对比效果越明显。
3) De32管每米换热量双U比单U高16% ; De25管则为21% 。
4) De32管换热效果要明显好于De25管,单U型管中这种对比效果比双U型的更明显。
5) 双U型换热器,De32管比De25管每米换热量高19. 27% ; 对单U型,De32管比De25管高24. 11% 。
参考文献
[1] 薛玉伟,季民,李新国,等.单U、双U型埋管换热器换热性能与经济性研究.太阳能学报,2006;27(4):410—414Xue Yuwei,Ji Min,Li Xinguo,et al.Heat performance research and economical analysis of single U shaped and double U shaped vertical borehole heat exchanger.Acta Energiae Solaris Sinica,2006;27(4):410 —414
[2] 丁海英,陈强.单U和双U换热器地热井热响应测试与分析山西建筑,2011;37(27):122—123,210Ding Haiying,Chen Qiang.Testing and analysis of thermal response for single and double U heat exchanger geothermal well.Shanxi Architecture,2011;37(27):122—123,210
[3] 马健,郑中援.单U型和双U型地埋管换热器传热模拟.暖通空调,2012;42(5):108—112Ma Jian,Zheng Zhongyuan.Simulation of heat transfer capacity of single and double U-type heat exchangers.HV&AC,2012;42(5):108 —112
[4] 张志鹏,宋新南.单U型与双U型竖直土壤换热器换热性能的对比.太阳能学报,2012;33(7),1193—1198Zhang Zhipeng,Song Xinnan.Contrastive analyses on heat exchange performance between single U-tube and double U-tube vertical.Acta Energiae Solaris Sinica,2012;33(7),1193—1198
[5] 陈颖,杨敏,史保兴,等.夏热冬暖地区三种地埋管换热器冬季换热能力的实验研究.暖通空调,2008;38(2):9—12Chen Ying,Yang Min,Shi Baoxing,et al.Experimental investigation into heat exchange performance of three ground heat exchangers in winter in hot summer and warm winter zone.HV&AC,2008;38(2):9—12
[6] 中华人民共和国建设部.地源热泵系统工程技术规范(GB50336—2005,2009年版).北京:中国建筑工业出版社,2009Ministry of Housing and Urban-rural Development of PRC.Technical code for ground-source heat pump system(GB50336—2005).Beijing:China Building Industry Press,2009
换热器试验台 篇2
摘要： 平行流换热器以其结构紧凑、换热效率高的特点已广泛应用于汽车空调中.简要介绍了汽车空调暖风系统平行流换热器结构，采用计算流体力学（CFD）数值模拟方法对平行流换热器的换热性能进行了分析，比较了空气侧风速和水流量对其换热量和流动阻力的影响.模拟结果表明：在增加相同百分比的情况下，增加空气侧风速比增加水流量对换热器换热量的影响大16%左右，但增加空气侧风速和水流量对换热器换热能力的影响均有限；随着风速的提高，换热量增加率逐渐减小，而空气侧阻力增加率越来越大；随着水流量增加，水侧压降增大非常明显；但两者增加对空气侧出口温度影响均不明显.
关键词：
平行流换热器； 换热性能； 风速； 水流量
中图分类号： TB 657.5文献标志码： A
目前有关汽车空调的研究主要集中在制冷系统的仿真与实验，而关于暖风系统的研究很少，特别是关于非独立的暖水式换热性能研究更不多.陈江平等[1]从使用新工质及采用新技术等方面介绍了国内外汽车空调系统发展趋势；周益民等[2]建立三维数值模型，研究了百叶窗翅片开窗角度和换向区长度对平行流换热器换热性能的影响，可为其优化设计提供依据；董军启等[3]通过试验比较了翅片间距和高度对平行流换热器表面换热和阻力性能的影响，通过分析试验数据获得了j因子和f因子试验关联式；国内外对平行流换热器在微通道内的流动、压降及传热系数进行了大量研究[4].关于暖风系统的平行流换热器的研究主要集中在百叶窗翅片角度、间距、高度和扁管等对其换热和流动性能的影响，然而工质的工况对其性能也有重要影响.所以本文主要分析空气侧风速和水流量对其换热和流动性能的影响并将两者进行比较.
1平行流换热器结构与特性
1.1平行流换热器结构
平行流换热器（PFC）是一种新型的换热器[5]，多用于汽车空调，主要由多孔扁管和波纹型百叶窗翅片构成.暖风系统平行流换热器结构如图1所示，图中：Fh为翅片高度；Ld为百叶窗宽度；Lh为百叶窗高度；Lp为百叶窗间距；α为百叶窗角度；Fp为翅片间距.平行流换热器结构参数如表1所示，其中Ft为翅片厚度.工质水在多孔扁管中流动，空气垂直流过波纹翅片并与水进行换热.平行流换热器的主要特点是比表面积大，换热效率高，结构紧凑，空气侧压降较小，水侧换热性能增加时阻力减小，扁管和翅片的接触热阻较小，纯铝制品有利于回收等.本文主要介绍一种应用于汽车空调暖风系统的平行流换热器的换热性能，在不同水流量和空气侧风速下通过模拟仿真对其换热性能进行分析.而目前国内对平行流换热器的研究还比较少，本文旨在为国内平行流换热器设计提供参考.
1.2水暖式汽车暖风装置
汽车暖风装置是汽车冬季运行时供车内取暖的设备总称，其种类较多.按其所用热源可分为余热式采暖系统和独立式采暖系统，其中余热式采暖系统又分为水暖式和汽暖式两种.水暖式采暖系统主要是以发动机冷却水的余热为热源，将热水引入换热器，由风扇将车内或车外空气吹过换热器使之升温[6].
与气暖式系统相比，水暖式发动机的冷却液温度比较适宜且散热均匀，不会出现局部温度过高而烫伤乘客，亦不会出现因排气中的SO2等杂质长时间腐蚀换热器管壁造成因泄漏废气而中毒的现象，水暖式发动机在国内外生产的轿车、大型货车、采暖要求不高的大客車中已得到采用；与独立式采暖系统相比，水暖式发动机不需另外的燃料及相关设备，易获取热源，设备简单，节能环保，运行经济.
2计算流体力学（CFD）模型
在流动换热过程中，空气从换热器一侧流入，然后与扁管和翅片相互作用进行对流换热，通过增加空气侧风速，能够增强空气流动的扰动，增强换热；增加工质水流量，可以增强换热器的换热性能.
在开发汽车空调系统时，需要掌握的换热器性能数据可以通过实验获得，但在实验前进行数值模拟分析，可以大大缩短开发周期和降低成本.目前模拟时大多采用二维数值模型，其结果有待进一步考证.本文通过对百叶窗翅片进行三维数值模拟，进一步考察数值模拟的准确性以揭示百叶窗翅片的强化传热与流动机理[7].为简化模型，首先对模型作以下假设：① 换热过程为三维稳态换热；② 空气、工质水均为理想的不可压缩流体，各点参数不随时间变化；③ 空气在整个迎风向上均匀分布；④ 扁管、百叶窗肋片表面具有相同的粗糙度，肋片和扁管焊接良好，连接光滑，不考虑加工因素的影响.
式中：Gk为由层流速度梯度产生的湍流动能；Gb为由浮力产生的湍流动能；G1s、G2s、G3s均为常量；σk、σε分别为k方程和ε方程的普朗特数；μt为湍流涡黏性系数；k为湍流动能；ε为耗散率.
2.2边界条件
由于流动处于湍流状态，经对比分析选择了标准的k-ε模型.该模型是目前应用较广、受检验最多、数值求解技术最成熟的湍流模型，且对于平行流换热器的模拟有较高的稳定性.
定义工质水入口处为流量入口边界，给定入口流量、水温（355 K）（根据汽车空调常用设计标准确定），定义出口处为压力出口边界；定义入口空气处为速度入口边界，给定入口速度、空气温度（290 K）（根据汽车空调常用设计标准确定），定义出口处为压力出口边界；平行流换热器为纯铝制材质[8].
2.3数值模拟方法
整个计算区域的网格划分是通过Fluent软件前处理程序Gambit进行.为节省计算空间，采用六面体和楔形单元相结合的方法对网格进行划分，并对网格加密处理，网格数约为300万.定义每个方程的收敛条件中平均残差绝对值不大于1.0×10-6.本文模拟采用商用软件Fluent 6.3对计算区域进行求解.
2.4仿真模拟结果与分析
由于换热器实际工作时水温取决于发动机工作情况，水流量可通过阀门调节，空气侧风速亦可调节，故本文只选择水流量和空气侧风速作为自变量进行分析.
换热器迎面风速分别为2.0、2.5、3.0、3.5、4.0 m·s-1，水流量分别为5、6、7、8、9 L·min-1 .通过仿真模拟得到汽车空调暖风系统平行流换热器换热量、水侧压降、空气侧压降、空气侧出口温度的变化和分布.
图2为在不同风速和水流量下换热器换热量和空气侧出口温度的变化，图3为不同风速下空气侧阻力的变化，图4为不同水流量下水侧阻力的变化.由图2、3可知，对于一定结构的换热器，随着迎面风速的增加，空气侧换热量不断增大，空气侧阻力也增大，而且空气侧换热量在低风速下增长较快.换热器换热量的增加有以下两点原因：一是在紧贴翅片的空气流薄层内，
由于分子导热，热边界层被来自翅片的热量加热，同时向前运动，空气风速增加，热边界减薄，热阻减小，空气侧传热系数增大；二是风速增大，空气滞留翅片上的时间相对缩短，温升小，与换热器温差大，故换热效果好.但对比图2、3可以发现，随着风速的提高换热量增加率逐渐减小，而空气侧阻力增加率越来越大.这是因为阻力随空气侧风度的二次方左右增加，并且对于一定结构冷凝器存在一个临界风速即换热量随风速增加趋于定值[9].故只靠提高风速增加空气侧换热量是有限的，在增加换热量和阻力之间进行选择，是确定换热器迎面风速时必须考虑的问题.由图2可知，对于一定结构的换热器，随着迎面风速相对于2 m·s-1依次增加25%、50%、75%、100%时，空气侧出口温度有降低趋势，但降低幅度较小，不会影响其舒适性.空气侧出口温度降低是因为风速增加，换热时间不足，但是在风量一定、热水源充分的情况下，空气侧出口温度不会有明显下降[10].
由图2可知，水流量对换热器换热量有较大影响.随着水流量增加，其对应的换热量逐渐增加，起初水流量增加12%时，换热量增加3.2%，最后水流量增加80%时，而换热量只增加6.6%.因此，通过增加水流量来增加换热器的换热能力也是有限的.对于一定结构换热器，水流量增加即流速增大，流动状态由层流变成紊流，换热强度变化较明显.空气出口侧温度与水流量变化非常相近，这是因为对于一定结构的换热器，在一定风量、进风温度、进口水温下，水流量对换热性能起决定性作用[11].由图2可知，增加空气侧风速比增加水流量对平行流换热器换热量的影响更大，在增加相同百分比的情况下，增加风速比增加水流量对换热器换热量的影响大16%左右.这是由于空气侧热阻对换热性能的影响大于水侧的影响.但从图4可知，水流量增大，水道中水的流速增加，水的流动阻力明显增大，增加了循环水泵的功耗.
3结论
本文利用仿真模拟计算了某汽车空调暖风系统平行流换热器的换热特性，分析了风速、水流量对换热性能的影响：
（1） 增加空气侧风速比增加水流量对平行流换热器换热量的影响大。在增加相同百分比的情况下，增加风速比增加水流量对换热量的影响大16%左右，而且增加两者对换热器换热能力的影响均有限。随着两者增加，换热量增加率逐渐减小.
（2）風速增大，空气侧阻力增加非常明显，同样水流量增大，水侧阻力增加也非常明显；但增加两者对空气侧出口温度影响都不明显.
（3） 在优化设计汽车空调暖风系统平行流换热器时，应合理选择其结构，使迎面风速控制在一个合理的范围内.
另外，水暖式暖风系统使用时必须在发动机冷却液温度上升到大循环时方可开始，且存在使用过程中流量分配不均、热源不足等问题，这些均有待进一步解决.
参考文献：
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[2]周益民，董军启，陈江平.百叶窗翅片传热与流动的三维数值模拟[J].节能技术，2007，25（2）：141-144.
[3]董军启，陈江平，陈芝久.百叶窗翅片的传热与阻力性能试验关联式[J].制冷学报，2007，28（5）：10-14.
[4]PARK C Y，HRNJAK P.Experimental and numerical study on microchannel and roundtube condensers in a R410A residential airconditioning system[J].International Journal of Refrigeration，2008，31（5）：822-831.
[5]林泉来.平行流换热器干工况下应用的可行性分析[J].暖通空调，2013，43（增刊1）：291-293.
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[8]陶文铨.数值传热学[M].2版.西安：西安交通大学出版社，2001.
[9]瞿晓华，施骏业，陈江平，等.车用暖风散热器数值模型[J].汽车工程，2009，31（4）：345-348.
[10]杨世铭，陶文铨.传热学[M].4版.北京：高等教育出版社，2006.
微通道换热器试验测试系统研究 篇3
随着微电子技术的飞速发展,机载电子设备也呈现出高性能、小型化的发展趋势,所处环境更为恶劣,面临的挑战更加严峻。由于对电子设备功能、性能等要求的不断提高,设备的功耗不断增加,与整个设备或模块功率密度增加的幅度相比,电子设备内部某些关键元器件(如CPU等)的功耗提高得更为明显,而元器件的封装体积却在不断减小,从而导致电子设备上局部关键元器件的热耗散功率密度不断提高,这类元器件的热失效将引发整个核心处理机系统工作的可靠性得不到保证。因此,解决电子设备上某些局部关键元器件散热问题的微通道换热器应运而生[1]。
微通道换热器结构紧凑、换热效率高、质量轻、运行安全可靠,它在微电子、航空航天、材料科学以及其它一些对换热设备的尺寸和重量有特殊要求的场合中得到了迅速的发展[2]。最早的微通道换热器由Tuckerman等人[3,4]于1980年代初提出,随后国外学者对方形截面的微通道开展了大量研究,以了解微尺度下的流动和传热特性,设计出低热阻、高散热能力、良好流动性能的微通道。国内一些学者[5]也通过实验和数值模拟的方法开展了微尺度的研究,证实矩形、V型、变截面的平行微通道以及歧管式和分形树状微通道均具有良好的散热和流动特性。
为了进一步探讨微通道换热器的换热性能,本文设计、制造了一套试验系统。在此系统中,对三种不同结构型式的微通道换热器换热性能进行了对比测试,获得了微通道换热器内的流动阻力和传热特性,为微通道换热器的深入研究和广泛应用奠定了一定的基础。
2 试验系统
试验系统主要由以下几部分构成:微通道换热器、模拟芯片、微型泵、恒温装置以及控制测量部件等。
2.1 微通道换热器
微通道换热器是微通道试验测试系统的关键组成部件。受通道表面粗糙度、分子平均自由程以及通道尺寸之比的影响,微通道对流换热机理与常规宏观尺度通道有很大的不同。通道宽度尺寸在0.1~1mm范围内时,经典传热理论的结果可以接受,而且通道宽度尺寸在0.1~1mm范围内的微通道也可以满足目前电子设备的冷却需求,因此本文研究的微通道换热器是在3.2mm厚的铝板上用铣刀加工出一系列长32mm、深2mm、宽1mm、间隔1.5mm的微槽道,微通道两端粘接进/出口腔体,顶部粘结盖板组成密封的流体通道,盖板两头留有流体进/出接口,通过管接头以及软管连接进出口冷却液。微通道换热器及其组件结构如图1所示。
2.2 模拟芯片
用模拟芯片替代工作中的集成电路(如CPU等),有利于调整芯片功率,方便试验。模拟芯片是由电阻丝缠绕组成的发热薄片,额定电压24V,通直流电产生热量,加热功率由直流稳压电源显示的电压和电流计算得到,并可以通过调节电压进行控制。微通道换热器与模拟芯片之间填充高导热材料,以消除接触热阻。模拟芯片外形尺寸为20mm×20mm,与实际芯片的外形尺寸接近,用于模拟真实的芯片表面发热情况,在加热功率100W的条件下,被冷却表面热流密度可以达到0.25W/mm2。
2.3 微型泵
系统采用DP-125微型高压隔膜泵,最高压力0.86MPa,最大流量为1L/min(由于是试验系统,泵的压力和流量范围较大),其额定电压为24V,最大电流为1A。在泵入口处安装过滤网,阻止杂质进入微泵中。
2.4 恒温装置
采用JULABO F25-MB恒温装置,以其自带的加热/制冷系统为微通道冷却系统提供循环冷却液,可以保证冷却液入口温度恒定在20℃±1℃。
2.5 控制测量部件
(1)直流稳压电源。采用DH1716-4D型35V/100A直流稳压电源为模拟芯片供电,通过调节电压控制芯片发热功率,保证模拟不同的芯片表面发热情况。
(2)测量仪器。系统中冷却剂流量采用DMF-1数字精密质量流量计进行测量,温度采用FLUKE数据采集系统进行测量,并通过PC机实时输出显示,压力采用数字式压差流量计进行测量。
(3)连接接头、管线和测试接口。为方便试验并防止泄漏,管路之间采用易于拆卸的快插式接头进行连接,管道采用内径5mm的塑料软管,在微通道换热器两端的流体进出口分别安装三通接头,以伸入热电偶探头和连接压差计测量进出口冷却液的温度和压差。在所有螺纹连接处使用密封圈进行密封,这样既可以防止冷却液泄漏,又可以防止系统卸压。
3 试验原理及结果
3.1 试验原理
试验中以水为传热介质,冷却液由泵驱动从恒温装置中流出,经过滤器、流量计后进入微通道换热器进行冷却换热。在泵与微通道换热器之间接入球形阀用于调节通过微通道换热器内的冷却液流量,同时减弱隔膜泵产生的压力脉动;流量计用于测量进入微通道内的冷却液流量。流经换热器的水带走了模拟芯片产生的热量后回到恒温循环装置中,通过恒温设备自带的加热/制冷装置精确控制微通道换热器入口处水温,使水温保持恒定。在微通道换热器进出口处用两个三通阀连接压差计来测量微通道换热器进出口的静压差。在模拟芯片表面和微通道换热器进出口布置多个热电偶,与数据采集器和PC机连接并记录温度变化。微通道换热器试验测试系统原理如图2所示。
3.2 试验内容及结果
试验对比测量了三种不同结构型式微通道换热器的流动阻力和传热特性,三种不同的微通道结构型式如图3所示。
直管型微通道的所有通道全部并联,单进单出,如图3(a)所示;蛇管型微通道1的所有通道全部串联,单进单出,如图3(b)所示;蛇管型微通道2的所有通道串并联结合,每三个通道并联一组,然后再串联,如图3(c)所示。
(1)流阻特性。针对三种不同结构型式的微通道换热器,测量不同流量条件下,流经微通道换热器内冷却液的压降,获得三种不同结构型式微通道换热器的流阻特性曲线如图4所示。
由图4可以看出,通过微通道换热器内冷却液的压降随流量的变化关系与常规流动通道中的趋势类似,即液体流动的压降随流量的增大而增大。直管型微通道的流动阻力明显小于蛇管型微通道,最高压降仅为5.1kPa,串并联相结合的蛇管型微通道2最大流动阻力52.5kPa,远远小于仅串联的蛇管型微通道1,当微通道采用全部串联的结构型式时,最大流动阻力达到164.6kPa。采用蛇形结构以后,微通道换热器内部流动阻力增大,泵功率要求同样增大。
(2)温升特性。在冷却液入口温度20℃,流量0.11L/h·W的条件下,对采用微通道换热器进行冷却散热的模拟芯片表面温度进行了测量,芯片表面平均温升和最高温升随热流密度的变化趋势如图5和图6所示。
由图可以看出,热流密度0.25W/mm2时,采用直管型微通道,模拟芯片表面平均温升高于蛇管型微通道,但是,采用直管型微通道时,模拟芯片表面最高温升不超过40℃,而采用蛇管型微通道时,模拟芯片表面最高温升接近50℃。这主要是由于蛇管型微通道内冷却液流动路径长,传热温差大,导致芯片表面温度分布不均匀,最高温度点较之直管型微通道更高。采用串并联结合的蛇管型微通道,芯片表面平均温升和最高温升均介于上述两种微通道换热器之间。
同时,对采用三种不同结构型式微通道换热器时的冷却液进出口温度进行了测量,得到0.25W/mm2热流密度条件下,冷却液进出口温升随流量的变化趋势如图7所示。
由图7可以看出,仅串连的蛇管型微通道1冷却液进出口温升最大,串并联相结合的蛇管型微通道2冷却液进出口温升其次,直管型微通道冷却液进出口温升最小,表明蛇管型微通道较之直管型微通道冷却液利用率更高,换热性能更好。
4 结论
通过搭建试验系统对三种不同结构型式微通道换热器传热及流动性能进行试验测试及对比分析,得到如下结论:
(1)该系统能够有效的研究微通道换热器内的流体阻力和传热特性,不仅可以作为试验测试系统使用,同时也为设计制造微通道换热器及微通道冷却系统提供了一定参考;
(2)在冷却液流量0.11L/h·W条件下,模拟芯片表面热流密度达到0.25W/mm2时,采用微通道进行冷却散热,芯片表面最高温升不超过50℃;
(3)采用直管型微通道较之蛇管型管微通道芯片表面温度分布更加均匀,最高温度相对较低,冷却液流动阻力较小,但是,冷却液进出口温升较小,冷却液利用率较低,因此,设计中综合考虑流动阻力和温升特性,优选串并联相结合的微通道结构型式。
摘要：搭建了一套测试微通道性能参数的循环换热试验系统,介绍了组成该系统的微通道换热器、模拟芯片、微型泵、恒温装置以及控制测量等部件。以水为介质,对三种不同结构型式微通道换热器的传热及流动性能进行了试验研究,测量了进出微通道换热器的冷却液流量、温度和压差以及模拟芯片表面多个测点的温度等参数,获得了微通道换热器内的流动阻力和传热特性。
关键词：微通道,性能测试,试验系统
参考文献
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[4]TUCKERMAN D B,PEASE R F W.High performance heatsink for VISI[J].IEEE Electron Device Letters,1981,2(4):126-129.
热电站换热器疏水改造 篇4
【摘 要】原采暖凝结水采用2套疏水管直接排入疏水箱，再经疏水箱溢流后进入工业水汇水池。由于采暖排水量过大，疏水箱受压变形，有损坏的可能；因换热器在最冷时要求供水温度高，所以疏水为汽水混合物，疏水箱排汽管、工业汇水池排汽管冬季冒汽量大、带水，在2011年冬季因冒汽量大、带水等原因，导致8米检修彩板房被蒸汽凝结的冰压塌，道路结冰等，严重影响正常生产。
【关键词】换热器、疏水、设计改造
【中图分类号】TM621【文献标识码】A【文章编号】1672-5158（2013）07-0135-01
一、系统概况及存在问题
原采暖冷凝水采用3套疏水管直接排入疏水箱，再经疏水箱溢流后进入工业水汇水池。由于采暖排水量过大，疏水箱受压变形，有损坏的可能；因换热器在最冷时要求供水温度高，所以疏水为汽水混合物，疏水箱排汽管、工业汇水池排汽管冬季冒汽量大、带水，在2011年冬季因冒汽量大、带水等原因，导致8米检修彩板房被蒸汽凝结的冰压塌，道路结冰。如不采取改造措施，每到冬季都将会出现此情况。将换热器疏水改造，既可以提高锅炉厂房、化工泵房采暖温度，又可以保持厂房路面卫生及设备安全。
二、改造方案：
为了降低汽水热量损失，提高冬季厂房采暖温度，解决疏水箱冒汽、冒水、超压问题，在确保不影响采暖换热系统等正常运行的前提下特制定以下采暖凝结水回收利用改造方案：
1.在化工泵房增加换热器7组，换热器长1500mm、换热器宽为1500mm。换热器进水母管采用Φ108×4无缝碳钢管，与换热站DN100的疏水管相连接，换热器进水支管采用Φ57×3.5的无缝碳钢管，换热器出水支管采用Φ57×3.5的无缝碳钢管，回水母管采用Φ108×4无缝碳钢管，与化工泵房密封水回水管一起布置引入工业水汇水池。保留原换热器输水管进入疏水箱的管道并在交叉点后加阀门以隔离。换热器进水母管加DN100阀门用以检修隔离使用，该阀应布置在进汽母管进入化工泵房前。禁止把进汽母管布置在室外。
2.在#1稀油站西侧靠墙处增加2组管式换热器，换热器长3100mm、换热器宽为1350mm。换热器进水母管采用Φ108×4无缝碳钢管，与换热站DN80的疏水管相连接，换热器进水支管采用Φ57×3.5的无缝碳钢管，换热器出水支管采用Φ57×3.5的无缝碳钢管，回水母管采用Φ108×4无缝碳钢管，回水母管布置于工业水沟内进入工业水汇水池。保留原换热器输水管进入疏水箱的管道并在交叉点后加阀门以隔离。换热器进水母管加DN100阀门用以检修隔离使用。回水母管与无压回水母管一起布置进入工业水池，水泥隔离部分需要重新处理。
3 .在工业水汇水池北侧靠墙处增加4组管式换热器，换热器长2750mm、换热器宽为1250mm换热器进水母管采用Φ108×4无缝碳钢管，布置于疏水箱后，与换热站DN80的疏水管相连接，换热器进水支管采用Φ57×3.5的无缝碳钢管，换热器出水支管采用Φ57×3.5的无缝碳钢管，回水母管采用Φ108×4无缝碳钢管，回水母管布置于工业水沟内进入工业水汇水池。保留原换热器输水管进入疏水箱的管道并在交叉点后加阀门以隔离。换热器进水母管加DN100阀门用以检修隔离使用。回水母管与无压回水母管一起布置进入工业水池，水泥隔离部分需要重新处理。
4. 在三台锅炉尾部烟道下靠墙布置两组换热器（共六组），首先将原烟道下7组暖气片可靠地布置到锅炉零米其他地方，换热器长3100mm、换热器宽为1250mm。每两台换热器采用同一进水母管，进水母管采用Φ57×3无缝碳钢管，与原八米采暖DN100的疏水管相连接，换热器进水支管采用Φ57×3.5的无缝碳钢管，换热器出水支管采用Φ57×3.5的无缝碳钢管，每两台换热器回水母管采用Φ57×3.5无缝碳钢管，回水母管布置于工业水沟内进入工业水汇水池。换热器进水母管加在便于操作的位置。回水母管与无压回水母管一起布置进入工业水池，水泥隔离部分需要重新处理。
三、具体要求：
（1）所有水平布置的管道沿介质流动方向保持1℅的坡度
（2）全系统沿介质流动方向不得有向上布置的管段。
（3）系统母管及各支管加阀门以便于隔离。
（4）蒸汽母管每10m设置一20cm大膨胀节
（5）管道支架制作为滑动支架，不得与固定装置焊死。
（6）暖气片总长、总宽必须按图纸要求尺寸加工。
（7）换热管上、下表面间距离要求为40mm，如图所示。
（8）进、回水集箱端面与就近换热管间距离应小于15mm，
（9）换热管道数量在保证以上条件下调整。
（10）换热器管道布置均匀，焊接要满足有关要求。
（11）工业水管沟内布置管道时要求与原管道保持适当的距离。
四、改造成果：
在冬季最冷的时候因需要将采暖水温度进一步提高，采暖凝结水实际温度超过95℃甚至更高，此时凝结水流量达到二十多吨/小时，如果通过回收利用把排水温度降至35℃，每小时可以回收利用热量约十六万千卡，相当于23千克标准煤煤的热量，每天节煤553千克。
参考文献
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[2] 《工程热力学》第三版，沈文道、蒋智敏、童钧耕主编，高等教育出版社
[3] 《流体力学》，景思睿、张鸣远主编，西安交通大学出版社
特种加热器试验电源方案设计 篇5
在用空气作试验介质的高超声速风洞中, 由于马赫数很高, 气流经喷管而剧烈膨胀, 造成试验段气流温度迅速下降, 空气就发生凝结, 伴随凝结的进行, 放出凝结热, 并传给气流, 从而使气流变成非等熵的流动, 同时凝结是不均匀的, 造成流场的不均匀性, 使实验数据不准确, 这在高超声速风洞气动试验中是不允许的。为了消除凝结, 必须提高来流温度, 因此在以空气为介质的高超声速风洞中需要设计加热器。而高超声速风洞的主要用途是高精度气动力试验, 要求试验气流无污染, 且为了避免连续式电阻加热器功率大, 热载高等缺点, 高超声速风洞需要采用电预热蓄热式加热器。
高超声速风洞电阻式蓄热式加热器是风洞的核心设备, 加热器运行周期长、造价高、检修难度大、检修时间长, 并且加热器元件是非标的, 所以加热器使用寿命与运行安全性尤为重要。加热器试验电源及控制系统研制最主要的目的与用途就是要提高加热器运行的安全性与自然使用寿命, 并保证预热控温效果。研究加热器电源方案, 比较其优缺点, 并给出应用于高超声速风洞的效果与结论。
1 高超声速风洞加热器负载特性
高超声速风洞加热器采用的电热元件结构如图1所示。
加热器为6组135k W、2组150k W, 额定电压380V的电阻性负载, 每组负载连接成星形接法, 无中性线。
2 高超声速风洞试验电源功能要求
蓄热式电加热器工作原理是通过电源系统向加热器的电热元件供电, 将电能转化为热能, 利用蓄热元件将热能蓄存起来, 试验时用于加热气体, 以满足不同试验状态对气流温度的要求。
加热器试验电源研制的主要目的与功能:
(1) 电源系统长时运行工作制, 能对加热器可靠有效地提供电能, 满足风洞运行总温需要。
(2) 电源系统能在各种试验状态下, 把负载加热到要求的温度值, 并进行温度控制, 要求电源系统供电主回路方案合理, 可靠性高, 可操作性, 可维护性强, 操作透明度高, 安全性高。
(3) 能避免对加热器造成电冲击与温度冲击, 实现温度平稳控制, 保证加热器的安全使用与自然使用寿命, 并保证电预热效果。
3 试验电源型式特点
为了达到通电加热控温的目的, 从实现的原理性上讲, 电加热器电源方案有继电式电源、调压变压器电源、电子式电源。其中电子式方案又分为调功器原理电源、调压器原理电源、固态开关式电源与PWM式电源。
3.1 继电式电源方案
继电式电源方案核心器件是继电器、接触器及仪表, 它是通过回差或通过设置上下限来控制电路的通断, 达到调节负载温度的目的。此方案特点是利用继电器、接触器的频繁通断进行温度调节, 其调节粗略、响声大, 且动作频繁, 冲击大, 电路触点易损坏, 使用寿命受到影响, 并且继电式电源控温是把温度控制在一定的范围之内, 即在上限与下限之间, 控温效果较差, 控温时间响应由继电器的机械时间常数决定, 相对较长。
3.2 调压变压器电源方案
调压变压器电源方案是一种系统比较庞大的、控制较简单的方案, 其核心设备是调压变压器, 通过改变变压器二次输出电压调节加在负载上的电压, 从而实现调节负载温度的目的。此方案特点是比较笨重、调节粗略、投资较大, 难实现动态连续调节, 且温度设定受电网电压影响, 系统响应时间较长。
调压变压器分无载调压与有载调压。无载调压变压器是在未合闸带负载的情况下, 通过调压装置 (可有电动与手动) 预先将变压器档级调到一定位置, 然后合闸给负载通电, 根据通电及升温情况, 进行断电调档级, 最后在一个合适的档级给负载送电 (有时要辅助通断电时间) , 达到控制负载温度的运行目的。无载调压方案适合于允许有一定调节范围又预知负载使用电压档级的场合。有载调压变压器是在带负载的情况下, 通过检测到的负载温度参数 (或电参数) 进行变压器输出电压动态调节, 实现控温的运行目的, 可通过温度信号 (或电参数信号) 作为反馈信号的闭环控制来实现, 也可以通过开环控制来实现。
3.3 调功器原理电源方案
调功器原理电源是通过过零触发可控硅, 以周波数控制方式对输出功率进行调节, 达到控制负载运行温度的目的。调功器原理电源典型的波形图如图2所示。此方案特点是:
(1) 通过改变呈正弦波群的电压占空比, 使负载从电源吸取功率的平均值可调, 从而在一个总体效应上达到调节负载运行温度的目的。
(2) 从改变负载从电源吸收的等效功率, 从而达到控制负载温度的效果上看, 调功器电源与继电式电源是一致的, 都是改变通电间隔来实现功率调节, 不同点是:电路上的差别, 调功器是无触点的通断, 而继电式电源是有触点的通断;频繁通断的频率有所不同。
(3) 从电路上分析, 调功器原理电源避免了相位控制时缺角正弦波产生的无线电射频干扰, 但是负载电流中存在次谐波 (频率低于基波频率的谐波) 分量, 其含量高, 对回路影响较大, 目前对这种次谐波吸收技术的掌握远不如避免射频干扰技术成熟, 同时次谐波吸收装置的设计难度大、成本高, 故调功器电源的应用受到一定的限制。
(4) 调功器原理电源输出的电压、电流测量不能用普通电压表、电流表测量, 其电压测量装置目前国内很少有研制厂家。
(5) 调功器原理电源不能降低加在负载上的电压电流峰值, 同时不能实现加在负载上电压电流的平滑调节, 即加在阻性负载加热器上的电流 (有效值) 不是连续可调的, 它要么是零、要么是最大值, 故负载受到的电动力也就是一个最大与最小交替的力。故调功器原理电源在可控硅断续导通时, 电源变压器和负载都受到电流通-断冲击。
3.4 调压器原理电源方案
调压器原理电源是通过移相触发可控硅, 实现输出电压0到额定值之间的连续可调, 从而达到加热器吸收的电功率可调, 负载运行温度可控的目的。
图3为电阻负载单相与三相调压器原理电源原理图。对于单相电路, 负载电阻R上电压有效值U与控制角α的关系为:
式中, U2为输入交流电压的有效值。
从上式可看出, 随着α的逐渐增大, 电阻R上的电压有效值要逐渐减少。当α=π时, U=0, α=0时, U=100%U2。因此单相交流调压器对电阻性负载, 其电压可调范围为0~100%U2, 控制角移相范围为0≤α≤π。由于是电阻性负载, 所以负载电流波形与电压波形相同。
同样可以分析出电阻性负载三相调压器电压调节范围为0~100%U2, 控制角移相范围为0≤α≤5π/6, 同时输出三相电压平衡、波形上下对称。其输出电参数如图4所示, 可见调压器电源可在0~100%U2之间连续可调。
调压器电源具有如下特点:
(1) 调压器电源采用移相触发可控硅, 改变可控硅控制角, 继而改变电源输出电压, 使负载从电源吸收的功率得到调节, 从而达到调节负载温度的运行目的。
(2) 调压器电源输出电压与电流能够在0到额定值之间连续可调, 从而可以避免对阻性负载的电冲击。
(3) 从电路上分析, 虽然调压器电源存在相位控制时缺角正弦波产生的无线电射频干扰, 但这些干扰都是以基波频率为倍数的3、5、7、9等奇次谐波, 可以方便地进行吸收装置设计, 技术成熟。
(4) 调压器电源输出电压电流测量容易, 测量装置技术较成熟, 可方便地实现低参数供电操作方式。
3.5 固态开关式电源
固态开关式电源把交流电力电子开关反并联后串入交流电路中, 代替电路中的机械开关, 起接通和断开的作用, 原理上与继电式电源方案一样, 不同的是固态开关式电源响应速度快, 没有触点, 寿命长, 可以频繁控制通断。与调功器原理电源方案相比, 调功器原理电源是改变控制周期内电路导通周期数与断开周期数的比, 而固态开关式电源并不是去控制电路的平均输出功率, 没有明确的控制周期, 而只是根据需要控制电路的接通与断开, 另外, 固态开关式电源控制频率比调功器原理电源低得多。
3.6 PWM式电源
PWM式电源又称斩控式交流调压电源, 其控制原理及波形如图5所示, 输入为交流电压, 用V1、V2进行斩波控制, 用V3、V4给负载电流提供续流通道。设斩波器件导通时间为ton, 开关周期为T, 导通比α=ton/T, 可通过改变α来达到调节输出电压的目的。其特点是输出电流的基波分量与电源电压同相位, 位移因素为1。通过傅立叶分析可知, 电源电流中不含低次谐波, 只含与开关周期T有关的少数的高次谐波, 这些谐波用很小的滤波器即可滤除。另外, 其功率因数可接近1, 斩控调压峰值低。
4 应用
(1) 继电式电源方案:适合于功率较小、系统要求精度不高、成本较低、动作较频繁、对电路及负载冲击要求不高的系统。由于其成本低、系统简单、维护方便, 在1998年M10蓄热式加热器原理性研制与2002年1m高超声速风洞蓄热式加热器预热元件试件考核性试验中, 采用了继电式电源方案。
(2) 调压变压器电源方案:适合于系统响应时间要求不高、调节较粗略、温度调节范围要求不高的系统。此方案具有电压不产生畸变、对电网影响小等优点。
(3) 调功器原理电源方案:适合于一些造价低、检修难度不大、检修成本低、抗冲击的电阻负载, 以及一些通电周期长的负载。FD-17风洞与南航风洞采用过调功器电源。
(4) 调压器原理电源方案:体积小, 无噪音, 调节方便、连续平滑, 易实现, 适用范围广, 1m高超声速风洞采用了此方案。
(5) 固态开关式电源:在一些通断频率低、大电流、起停回路中得到广泛的应用, 避免了触点开关起弧、烧损, 寿命长。
(6) PWM式电源:是一种新型的控制方式, 目前应用前景最好, 应用也最为普及。
5 结语
(1) 继电接触器电源靠开关频繁通断进行温度调节, 其调节粗略、冲击大, 加热元件寿命很难保证, 电路触点易损坏, 相对控温效果较差, 所以, 高超声速风洞建设中加热器电源系统不应采用继电接触器电源方案。
(2) 调压变压器电源方案比较笨重、调节较粗略、投资较大, 难实现动态连续调节, 且温度设定受电网电压影响, 同时系统响应时间较长。所以, 高超声速风洞建设中加热器电源系统不应采用调压变压器电源方案。
(3) 调功器电源无法实现电压从零到最大值的连续调节, 不能降低加在负载上的电压、电流峰值, 避免不了对加热器的电冲击, 采用通断控制方式存在弊端。所以, 高超声速风洞建设中加热器电源系统不适宜采用调功器电源方案。
(4) 调压器电源不仅能够使输出电压从0~100%U2之间连续平滑可调, 给加热器提供平稳的软起动电压, 避免对加热器造成电冲击, 而且能够提供平衡度好、对称性好的电源电压, 以使加热器处于平衡的运行状态, 从而保证加热器受热均匀, 保证加热器的安全运行与使用寿命, 保证试验的有效性及成功率, 而且在恒温阶段电参数是一个基本恒定的参数, 不是脉冲式电参数, 显然在高温条件下对加热器的安全与寿命有利。所以高超声速风洞加热器电源系统宜采用调压器原理电源方案。
(5) 固态开关式电源与继电接触器电源一样靠频繁通断进行温度调节, 虽然可以保护电路开关触点, 但对加热元件的冲击大, 加热元件寿命很难保
(下转第48页) 证, 不能实现动态连续调节。所以, 高超声速风洞建设中加热器电源系统不应采用固态开关式电源方案。
(6) PWM式电源依靠斩控方式, 输出可以保持正弦波形, 位移因素为1, 功率因数可接近1, 谐波成份低, 斩控调压峰值低, 波形非常理想。所以高超声速风洞加热器电源系统适宜采用PWM式电源方案。
参考文献
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汽车起重机散热器模拟试验研究 篇6
某型汽车起重机散热器在实际工作中经常出现异常损坏,针对同一结构的散热器出现异常损坏的情况,经过拆检损坏部位,查找出其主要问题大多是因散热器芯中间严重变形而造成管路漏水,还存在上下水室漏水、进出水口漏水、芯部漏水等问题,另外散热器芯与外框架分离也时有发生。当然产生这些问题的原因较多,本文主要从振动的角度出发,希望通过载荷采集分析和室内台架试验,对散热器振动性能(包括振动疲劳性能)和减振装置的减振效果进行研究。
散热器在汽车起重机上的安装形式如图1所示。散热器通过两个联接板与车架联接,通常在联接板与车架之间装有减振装置,散热器的振动就是通过车架传递过来的。
2 试验内容
在中华人民共和国汽车行业标准《Q C/T468-1999汽车散热器技术条件》中关于散热器振动试验有以下两方面:耐振性能试验和耐扭振性能试验。
2.1 耐振性能试验
耐振性能检测在振动试验台上进行。试验时,将散热器内部注满常温水后密封,按实际使用时对散热器施力的方式,将散热器固定在试验台上,加速度传感器固定在振动台的底盘上面。该振动台能实现正弦波上、下振动。频率、加速度、振动幅和振动方向按表1规定。参照标准要求,经50万次振动,不能出现裂纹、脱焊、漏水等机械损伤。
2.2 耐扭振性能试验
耐扭振性能检测在专用试验装置上进行。将散热器通过侧板上的孔固定在框架上,一边侧板不动,另一边做垂直于散热器芯正面的摆动,散热器内部通过循环热水,其试验参数按表2。参照标准要求,经50万次试验,不能出现裂纹、脱焊、漏水等机械损伤。
从上面两项试验方法可以看出,对散热器的振动试验都是在固定频率和固定幅值下进行的。这种试验方法一方面强化了试验强度,而另一方面则忽略了其它方面的影响,如其它频率段的振动和其它振动幅值的影响等。而如果用载荷谱进行耐振试验则可以考虑几乎全部的有效振动分量。因此提出了下面的载荷谱台架模拟试验方法。
3 载荷采集
在做载荷采集时,充分考虑到各种工况,选择不同的路面不同车辆进行多次测试,载荷加速度采集点选择在散热器联接板上面,用三轴向加速度传感器进行采集。限于篇幅,本文主要以水泥路面、砂石路面为例进行说明。
1)水泥路面行驶时,左右方向的振动强度较大,从PSD曲线上看,强度大约是垂直方向的3倍,如图2所示。
2)在砂石路行驶时,路况较差,垂直方向的振动强度明显高于左右方向的振动,如图3所示。
经分析,通常情况下,散热器前后方向的振动比其他两个方向小的多,但在车辆行驶中快速加速或减速时,也会产生较大低频振动。而左右方向的振动和上下方向的振动都比较大,这两个方向的振动也是下面模拟时重点考虑的信号。
4 载荷模拟
根据上面采集结果的分析,并考虑到台架模拟试验的复杂度,本文对前后方向的振动不作重点考虑,试验方案针对左右方向和上下方向进行时域再现。载荷模拟试验是在IST道路模拟试验台上进行的。主要目的是在道路模拟试验台上再现路面采集时域载荷信号,以再现散热器在路面行驶时的工况。按所得到的激励信号对一批同规格散热器进行台架疲劳试验,结果表明在试验中能够充分暴露出散热器所存在的问题,而在试验中能够实时观察散热器状态并控制试验进程。
5 结语
按标准QC/T468-1999进行试验时,可以从单一频率信号激励下验证散热器的性能,按载荷模拟试验的方法,可以更全面的考虑多载荷状态对散热器的影响,并可有效控制试验进程。在该种试验方法中,散热器载荷采集是很重要的内容,所以在试验前应充分分析和采集到散热器的各种载荷工况。作为一种新的试验方式,难免有不足之处,还需要进一步探索。
摘要：从振动角度出发,对比QC/T468-1999有关振动试验要求,提出在室内台架上进行载荷模拟的试验方法,并取得了良好的试验效果。
换热器试验台 篇7
当今世界能源危机日益加剧,强化换热成为学者们研究的热点问题,流体脉动对强化换热的影响也引起人们极大的关注。一般认为流体脉动可以破坏热边界层,进而改变热阻以达到强化换热的目的。学者们研究发现,利用流体的脉动可以强化换热。可以使流体产生脉动的措施有很多,如利用往复泵、稳流泵加装机械脉动部件等。本课题的创新之处在于设计制造了可以灵活改变结构的Helmholtz共振腔,并用于强化换热。由于腔体特殊的结构,利用流体动力学不稳定性,在不外加动力的情况下就可以使通过腔室的连续流体产生脉动,并且可以通过改变腔体结构来达到调节脉动特性参数的目的。
2 共振腔设计
当一定参数的流体流过Helmholtz共振腔,流束中不稳定扰动波在穿过腔室剪切层时,由于剪切层是不稳定的,剪切层对扰动波有选择放大作用,形成涡环结构。剪切流动中涡环与下游碰撞壁撞击在碰撞区产生压力扰动波并向上游反射,在上游剪切层分离处诱发新的扰动产生,当新扰动与原扰动频率匹配且具有合适的相位关系时射流上游就不断地周期性激励,其固有波形受到调制,Helmholtz共振腔内就产生流体自激振动并在下喷嘴出口形成脉冲射流[1,2,3]。这种具有一定频率脉动流导致壁面处旋涡的大量产生,从而增加了流体的掺混,破坏换热器的流动边界层的发展,保证壁面处始终处于较好的传热温差状态,从而强化换热[4]。
本课题运用流体网络的水电比拟理论的相关知识,采用等效电路对Helmholtz共振腔进行简化,推导出共振腔固有频率的计算公式,然后讨论共振腔发生谐振的条件,最后设计了共振腔。
根据相关文献[5],我们设计共振腔的简图,并将其简化为等效线路(图1)。
根据水电比拟的流体网络理论,在Helmholtz共振腔的进口和出口,由于流体速度很高,所以应该同时考虑出现流阻和流感,因而在等效线路图中,有两个不同的流阻和两个不同的流感。由对应的等效线路图,可以列出流量和压力的关系方程如下:
G=G1+G2 (1)
undefined
显然,线路的总阻抗为
undefined
虚部为零时,开始谐振。即
undefined
求解式4便可得到Helmholtz共振腔的固有频率为
f固undefined
由上述求解方法可以看出,Helmholtz共振腔的固有频率完全由腔室本身的有关参数决定,它是Helmholtz共振腔固有的性质,只有在外加作用力的频率与Helmholtz共振腔的固有频率相等或成整数倍时,谐振才能发生。因此在实际应用中可以根据使用条件,采取改变参数L和C或改变外加作用力的频率方法使Helmholtz共振腔在其固有频率下产生谐振。
根据这个思路,我们将Helmholtz共振腔设计如图2所示。共振腔主要包括前喷嘴、腔室、后喷嘴、碰撞壁四部分。前喷嘴采用普通的渐缩喷嘴,后喷嘴为直管喷嘴,碰撞壁为截锥面形。
3 自激振荡脉冲射流强化传热实验
为了验证Helmholtz共振腔产生的自激振荡脉冲射流是否可以产生强化传热,我们搭建了实验台进行实验(图3)。
实验在一长2 m的换热器上进行,采用电加热方式。换热器的规格:ϕ12×1.5;加热功率:10 kW。在换热器管壁上布置8对热电偶,以测量管壁温度;在稳流段以前及换热器后布置热电偶各1对,分别测量流体进出口温度;保温层外布置2对热电偶测量保温层外表面温度。
1-前喷嘴;2-腔室;3-后喷嘴
实验中,共振腔的尺寸为:d1=5 mm,d2=6 mm,d=40 mm,共振腔后喷嘴长度为:12 mm、17 mm、18 mm、23 mm、25 mm,腔室长度为:10 mm、11 mm、12 mm、13 mm、14 mm。
通过测量流体进出口温差、流量求得换热量,并得到换热系数h和强化比E。
E=h/h0 (6)
式中 E——换热系数强化比;
h——有共振腔时的换热系数;
h0——没有共振腔时的换热系数。
4 结果及分析
实验在保证流体流速基本稳定的情况下进行,实验中的流速范围是:5～7.5 m/s;换热器的加热功率为:3 028 W、4 378 W、5 288 kW;共振腔前后的压差为:0.425 MPa、0.375 MPa、0.35 MPa、0.31 MPa、0.29 MPa;流量为:0.466 kg/s、0.43 kg/s、0.41 kg/s、0.38 kg/s、0.36 kg/s。实验在不同工况下交叉重复进行,求出不同加热功率和流量条件下的传热系数h及强化比E。
(1)强化比E与流量及压差的关系
本实验中通过调节压力表后的阀门来调节共振腔前后的流量及压差。
强化比E与流量的关系以及流量与压差的关系如图4,5所示。
从图中可以看出:
①在合适的水力参数和结构参数的配合下,Helmholtz共振腔产生的脉动流将明显地强化换热。这是由于随着流量的增大,流体动量随之增大,此时产生的脉动比较强烈,破坏了流动边界层,降低了热阻,从而强化了换热。本实验中的强化比范围是1.01-1.74,比较稳定的强化比是1.1-1.4。
②由于压差与流量呈正相关关系,当压差增大时,将产生更为强烈的脉动流,从而明显地提高流体的紊流程度,强化管内流动换热,故较高压差时的强化比大于较低压差的强化比。
③在流量及压差较小时,使用共振腔时不一定能起到强化换热的作用。原因是:在较小的流量及压差下,射入共振腔的流体动量较小,不足以形成反馈放大的自激振荡现象,并没有形成脉动流或脉动现象比较微弱,不能引起换热段流体的强烈扰动,所以不能强化换热。
(2)强化比E与后喷嘴长度的关系
为了分析Helmholtz共振腔后喷嘴长度对强化换热的影响,保持流量和腔室长度不变,通过加装不同的芯子改变后喷嘴长度,调节范围是12～25 mm。
强化比E和后喷嘴长度的关系如图5所示。
从图5中可以看出,随着共振腔后喷嘴长度的增加,强化比E的变化比较明显,对于一定的共振腔,存在最优的后喷嘴长度。如:当流量=0.466 kg/s,共振腔后喷嘴在18～23 mm时有利于强化换热。
(3)强化比E与腔室长度的关系
为了分析Helmholtz共振腔腔室长度对强化换热的影响,保持后喷嘴长度不变,通过加装不同厚度的垫片改变腔室长度,测得强化比,如图6所示。
从图6中可以看出:腔室长度会影响强化比,随着腔室长度地增加,强化比呈现上下波动。当腔室长度=11 mm和13 mm左右时,强化比最小;当腔室长度=12 mm时,强化比最大。
5 压力损失
图7为压差随流量的变化。随着流量的增大,压差随之增大。因此,随着压差或流量的增加,都将增大流体的脉动程度,达到更佳的换热效果。但是加装了Helmholtz共振腔时的压降总是略大于无共振腔时的压降。也就是说,流体流过共振腔时有压力损失,将Helmholtz共振腔应用于实际换热器时会增加动力投资。但是,相对于换热系数的提高,这部分损失是可以接受的。
6 结论
(1)对于本课题设计的共振腔,只要配合以适当的水力参数,就可以产生自激振荡脉冲射流。
(2)将共振腔产生的自激振荡脉冲射流引入换热器后,当自激振荡的强度达到一定程度后,可以强化换热。只要选定合适的水力参数和结构参数,共振腔可以将管内流动换热系数提高10%～40%。
(3)共振腔的结构变化会影响流体的脉动频率和幅值,从而影响脉动流的强化换热效果。
(4)共振腔不是在所有的工况下都可以强化换热的。当压差及流量小至一定程度时,使用共振腔还可能弱化换热。
摘要：本文采用试验研究的方法研究了流体动力学不稳定性对强化换热的影响。水流经Helmholtz共振腔时被转变为脉动流体,脉动的水经单管换热器时被加热,测量了不同条件下加装共振腔和不加共振腔时的换热系数。研究发现,加装了Helmholtz共振腔时换热系数明显提高约10%40%。
关键词：Helmoholtz共振腔,强化换热,自激振荡
参考文献
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(2)唐川林,廖振方.自激振荡脉冲射流装置的理论分析和实验研究(J).煤炭学报,1989,(1):90-100.
(3)蒋海军,廖荣庆.自激振荡脉冲射流机理探讨(J).西南石油学院学报,1998,(3):55-58.
(4)李淑英,李兴泉,王乃华.管内流动脉动强化换热的影响(J).山东建筑工程学院学报,1998,(4):46-49.
换热器试验台 篇8
目前，国内外已经建立了很多涡轮叶片内冷通道空气冷却试验系统，如美国Texas A&M University的叶片内通道空气冷却模拟试验系统[8,9]，Northeastern University的高阻塞比叶片内冷通道空气冷却模拟试验系统[10,11]，台湾Marine University的大宽高比规则粗糙表面空气冷却模拟试验系统[12]，国内的西北工业大学[13]，清华大学，中科院热物理研究所等学校和研究机构也建立了类似的试验系统。以上试验系统基本可分为两种类型:1、在试验通道内壁面粘贴薄片加热器加热空气;2、热空气直接引入试验通道(通常采用液晶测温技术)。上述两种试验系统由于加热量，试验段材料及液晶涂层耐温限制，只能研究试验通道内空气冷却的相关特性。由于冷却蒸汽的温度较高，压力较大，现有试验系统不能对叶片内冷通道蒸汽冷却进行研究。
设计建立多功能高质量的涡轮叶片内冷通道强化换热试验系统，对开展高温涡轮叶片的冷却结构设计研究具有重要意义。但是可以支持研究叶片内冷通道蒸汽冷却的试验平台目前尚未见到报道。
为了获得具有我国自主知识产权的燃气机叶片冷却技术，西安交通大学制造系统及质量工程研究所建立了多功能涡轮叶片内冷通道强化换热试验系统。该试验系统不但可以研究蒸汽在复杂受限小流道内的换热特性和摩擦阻力特性，还可研究不同工质、通道内不同冷却结构下的冷却换热机理，为实现相应的新概念冷却叶片技术原型及建立科学合理的叶片冷却设计体系及相关准则提供试验支持。同时也将为我国在未来引进消化国内外先进技术，建立具有自主知识产权的重型燃气机涡轮叶片设计系统提供试验验证支持。
试验平台建成后具体将从以下三个方向展开研究:
1)叶片内冷通道蒸汽对流、冲击及肋柱扰流换热试验研究;
2)叶片内冷通道空气对流、冲击及肋柱扰流换热试验研究;
3)高温气、汽两相流实验，燃机不同部件的冷却实验等。
1 试验平台的系统组成
如图1所示，试验系统由蒸汽发生器、空气压缩机、试验段进气整流装置、试验段、试验段加热装置、排气装置及控制、数据采集系统等几大部分组成。
1—冷却空气压缩机;2—冷却空气过滤器;3—冷却空气储气罐;4—蒸汽发生器;5—叶片内冷通道试验段进气整流器;6—叶片内冷通道试验段;7—排气消音器
试验方法与步骤:蒸汽发生器提供流量为(40—600)kg/h，最高压力为0.8 MPa的试验用蒸汽，经试验段进气整流装置进入试验段。然后开启试验段加热装置，以一定的热流密度将流经试验段的蒸汽加热，最后，被加热的蒸汽经排气整流装置排向大气。内冷通道空气冷却试验流程与上述蒸汽试验流程相同。
该试验平台可进行重型燃气轮机叶片内冷通道蒸汽、空气冷却机理的试验研究。该冷却试验的构思为:将蒸汽/空气通入比其温度更高且内部带有肋片的试验通道，达到稳态后，测试蒸汽/空气流量，进出口及试验段内表面的温度压力等参数，以此获得蒸汽/空气在试验通道内的换热特性和摩擦阻力特性。该试验平台满足相似性原理，即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[14]，综合考虑温度、压力和投资情况，确定该试验系统的主要技术指标为:冷却蒸汽温度:100℃—230℃，冷气蒸汽压力:(0—0.8)MPa;冷却蒸汽最大流量:600 kg/h;冷却空气温度:室温—250℃;冷却空气压力:(0.1—0.7)MPa;冷却空气最大流量:10 Nm3/min。
2 试验平台结构组成部分设计
2.1 气(汽)源及管路系统设计
如图1所示，空气工质由1台螺杆式压缩机提供，其最大流量为10 Nm3/min，最大压力为0.7 MPa。压缩空气经过滤器进入空气储气罐，储气罐至试验段整流装置之间依次装有流量计、截止阀、气动闸阀、气动调节阀及手动闸阀。过滤器主要用来过滤压缩空气中的水分和油分，保证压缩空气的清洁;储气罐主要用来稳定气源压力，使进入试验段的气体压力波动较小;截止阀主要是用来阻断气源与试验段之间的气流，一般在设备检修或者更换试验段时使用;气动闸阀的作用与截止阀相似，该阀门一般只会在系统发生危险时启动，立刻阻断气流，保证系统安全;气动调节阀主要是用来调节流经试验段气体的流量;手动闸阀是用来隔断空气系统与蒸汽系统，使每个系统可以单独工作。
试验段出口至排气装置之前依次装有气动调节阀、截止阀和止回阀。气动调节阀是用来调节试验段内气体的压力，使其达到试验工况;截止阀用来阻断其前后设备，一般在设备检修时使用;止回阀是在系统不工作时防止气体回流，保护设备及试验段。
蒸汽工质由一台蒸汽发生器提供，流量为(40—600)kg/h，最高压力为0.8 MPa。蒸汽发生器由一台普通电热锅炉和一个蒸汽过热器组成。试验时，可以根据试验要求调节锅炉的蒸发量和过热器的温度以满足不同的试验工况需求。蒸汽发生器至试验段整流装置之间依次装有流量计、截止阀、气动闸阀、气动调节阀，其作用于上述空气管路各相应阀门相同。
试验段进气整流装置内部装有紊流发生器，整流装置的作用是平稳气流，调节进气紊流度，在试验段进口处形成突然进入的工况[15]，来更好地模拟实际燃机叶片内通道流动工况。
试验段加热装置的作用是平稳地加热流经试验段的蒸汽。该加热装置由一台控制器和一台变压器组成，可以根据试验工况的要求，调节通过试验段的电流来调节加热量。该加热装置的最大通过电流可以达到4 500 A，最高电压为7.5 V。
2.2 试验段及加热装置设计
试验段及其加热装置是本试验平台最主要的部分。图2为实际叶片的外型图，其内冷通道可以近似简化为带肋的矩形通道。蒸汽通过这种带肋的矩形通道来冷却高温燃气机叶片。为了达到结构相似的条件，该试验段设计也采用矩形带肋通道形式。考虑安全及材料的限制，经研究比较确定试验段壁温为(300—400)℃。
目前国内外同类试验平台[8,9,10,11,12,13,15]的试验段加热温度大多低于120℃，甚至为常温实验，选用的材料基本为特氟龙，树脂，耐热玻璃和木材等，而本试验段温度较高，而且通入的蒸汽压力较高，上述材料均不可用，需要选用耐温、承压而且导热性较好的材料。综合考虑以上情况，参考国外高温叶栅试验平台[16]，本试验段材料选定为耐热不锈钢1Cr18Ni9Ti，其物性参数如表1所示[17]。
国内外现有的试验平台一般是将薄片加热器粘贴在试验通道的内壁面上，然后通电加热。这种方式不宜用于热流密度太高的场合。本试验段需要加热到(300—400)℃，其热流密度约为50 kW/m2。由于热流密度太高，采用薄片加热的方式不适用，此外，由于本试验段采用耐热不锈钢焊接而成，薄片式加热器无法粘贴在通道内壁。经过细致地考察和调研，试验段采用低电压，大电流方式加热。将电极直接固定在试验段的两端，同时用绝缘绝热材料硅酸铝纤维纸将试验段与相邻管道绝缘绝热。采用此种方式加热试验段比较安全，加热量可以根据试验需要调节，而且温度测点的布置比较简单，直接将热电偶焊接至试验段表面即可。试验段结构如图3所示:
2.3 数据采集及参数控制系统
实验室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。
试验平台的试验段加热装置采用电热方式，加热量可以通过调节试验段的电流大小来调节，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
在国内外现有空气冷却试验平台的基础上设计建立的这个高温涡轮叶片内冷通道强化换热试验系统具有的优点特色如下。
3.1 功能多样化
试验平台不仅可以研究蒸汽冷却特性，还可以进行空气冷却特性的对比试验研究;其最大蒸汽供应量为600 kg/h，最大空气供应量为600 Nm3/h，试验工况较宽;平台控制系统采用的是国际一流公司的最新控制产品，使得本试验平台可以实现自动控制，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，参数测试准确度高。
3.2 加热方式简单，测点布置方便
本试验平台采用低电压，大电流的方式加热试验段，将电极直接固定在试验段的两端，试验段热流密度可以通过调节电流大小来调节热流控制准确。此外这种加热方式比较安全，热流密度高，而且因加热方式的改变，使得温度测点的布置变的简单。
4 结论
燃气机涡轮叶片内冷通道蒸汽冷却特性的试验研究对开展蒸汽冷却叶片的结构设计有重要意义。试验平台建成后不仅可以进行蒸汽、空气在叶片内通道中的对流、冲击及肋柱扰流等试验研究，还可以通过更换试验段，进行高温两相流及燃气机不同部件的冷却试验研究，具有很好的通用性。
摘要：针对重型燃气轮机高温涡轮叶片的双工质冷却技术,设计建造了研究带肋复杂叶片内冷通道内蒸汽/空气流动及强化换热特性的试验平台。该平台由压缩机、蒸汽发生器分别提供冷却空气和蒸汽源,可以进行叶片内冷通道内蒸汽、空气两种工质的对流、冲击、肋柱扰流及多种冷却结构下的冷却换热机理和摩擦阻力特性研究。从而能揭示叶片内冷通道内流动阻力、表面强化换热与不同冷却结构几何参数及气(汽)动参数的影响规律。获得单元通道内蒸汽/空气为冷却介质的高效冷却结构及相关换热关联准则式。
换热器在化工工艺中的作用研究 篇9
【摘 要】换热器是一种热量交换设备，目前已经在过个化工生产过程的到应用，而作为化工工艺中一种常见的设备，热换器的质量好坏、安装优劣、类型等方面的差异都有可能影响到化工生产的质量。本文主要讨论换热器在化工工艺当中的作用，为同行业的相关技术发展尽一份微薄之力。
【关键词】换热器；化工工艺；工艺流程
作为现代工业中的一种，在保证化工产品质量的过程中换热器工序温度是非常重要的一环，各种不同类型的热换器也在不同的生产工艺流程中被应用，但是随着科技的进步，化工工业的发展，工业生产对于热换器的需求也越来越多样化，对于市面上新材料、新结构的出现，热换器还要面临着较快的更换使用率，这就要求对热换器进行精细化的设计和改良，在保证热换器基本性能的前提下，适应性的对工业生产中提出的要求作出调整，改变结构参数等主要的参数设计，都是每一个化工工艺人员所要考虑的主要问题。
1.换热器的概念和分类
换热器（英文翻译：Heat Exchanger），是将热流体产生的部分热量传递给冷流体的设备，也叫热交换器，在化工、石油、动力、食品及其他很多化工生产中占据重要地位，在化工生产中热换热器可以为当成加热器、冷却器、冷凝器、蒸发器和再沸器等，应用非常的广泛。由于介质、工况、温度、压力等的不同，换热器主要有以下几个分类。不同的分类在不同的化工生产应用中也有着不同的作用，下面详细解释。
1.1表面是换热器
表面式换热器是由壁面隔开的两种温度不同的流体在其中流动，通过壁面传热和对流作用的产生，两种对流流体进行热量交换。表面式换热器主要有管壳式、套管式两种。
1.2蓄热式换热器
蓄热式换热器是通过固体物质来实现的热量交换的，把热量高的流体传给较低的，然后热介质就能保存一定的热量，就好像是被充电一样，然后热介质可以对其他的物质进行加热等，主要类型有旋转式、阀门切换式。
1.3流体连接间接式换热器
把两个表面式换热器有循环通道连接起来的热换器，主要的作用是在高温流体和低温流体之间进行循环。
1.4直接接触式换热器
直接接触式换热器是两种流体不经过壁面隔开二直接换热的设备。
1.5复式换热器
同时具备热气面式和水水直接混流两种方式的导热设备，比单一水面式换热更加高效稳定。
2.换热器在化工工艺中的应用
从实际的效果中，我们得知换热器不仅能确保化工工艺的常规需求，还能从本质上改善化工生产的生产环境，从而提高化工产品的最终质量。我国现在实行的可持续发展战略也渗透到了化工生产领域中，节能和环保理念如何能引进传统的化工产业，是一个备受关注的问题，换热器的引入为这个问题寻找到了突破口，通过发明一系列功能新颖全面的换热器为化工生产在节能环保领域提供了可能，这些换热器通常具备节能、热导率高、性价比高、适用性强的特点，但是在选择不同类型的换热器的时候，我们要根据产品的结构设计，确保换热器的在工作时候的性能。
3.换热器在化工工艺中起到的作用
化热器在化工工艺中起到的作用可以按照不同情况分门别类，主要有以下几种
3.1冷却作用
即可以通过换热器的作用来等却化工材料，由于水的比热容较大，在吸收相同的热量的同时温度降低较少，所以很多时候冷凝剂多采用水，除非在需要较快的时间降温的时候才会使用到氟利昂和液氨。
3.2加热作用
热换器发挥加热重要过程用到最主要的介质是水蒸气，但是在某些特殊的要求下，要求对工业材料的温度较高的时候，可以采用油作为材料，毕竟油的沸点要远远高于水，虽然导出相同的热量的时候，油的温度降幅要高，但是这也是因为特殊的生产需要。
3.3再沸器
用于蒸馏蒸發塔底残留物，这个过程一般会发生相的变化，物料可以在热虹吸式再沸器的作用下自然循环蒸发。
3.4分凝器
分凝器是为了使得蒸馏塔顶部物料冷凝或反复冷凝，多次冷凝最终达到分离的目的。
3.5蒸发器
蒸发溶液和溶剂的主要设备。
4.热换器作为冷却作用下的常见状况
在生产过程中，由于经常出现水和化工材料混合的情况。很难控制生产工艺的温度，直接导致了产品质量低下，或者由于温度的变化，直接生产出了另一种物质，严重影响了化工工业的生产质量，热换器在用于化工工艺的过程中主要面临着很多不同的挑战，下面我们来一一阐述：
（1）当传热量较大时，应选用单位传热面积大的类型，板式换热器和管壳式换热器就是一组鲜明的对比，前者的单位传热面积为250平方米，而后者仅为110平方米，同时板式换热器由于材质的作用性价比也比板式的更加适合。
（2）由于在实际使用过程中，换热器的工作环境不一样，导致化工工艺对于换热器的需求不同，比如使用时的温度和压力的承受力不同，管壳式换热器的承受压力能达到35兆帕，温度最高的时候能达到450度，但是使用条件与材料有一定的要求，而面临生产中一般不超过150度，低于6兆帕的时候，可以选用板翅式的换热器。另外，管壳式换热器投资成本低，制造简单，应用的范围也比较广。
（3）对于气态物料的冷却方面，板翅式换热器相比于管壳式换热器，在物料结垢方面要做的略差，而物料量少，热量差距不大的时候，选用套管式热换器是正确的。
（4）虽然空气的传热系数小，传热需要较大的面积，而且物料还受到外部自然气温的影响，但是它成本非常低，而且寿命长，又非常的经济，在某种特殊的环境下空气冷却器是非常值得考虑的。
（5）直接接触式冷却，一般用于不能发生反应的两种气体之间的热量传递，由于物质的特性，气体在液化的时候需要的低温是不同的，两种气体热交换以后可以通过不同的手段分离出来，比如液化或者利用气体的溶解性等等。
5.结语
社会一直在发展，国与国之间的技术交流也在不断的增多，我们的市场也早已经发生了翻天覆地的变化，新的工业类型和技术设备不断的融入到日益壮大的化工生产中，目前的化工产业设置了多个环节，只有熟知热换器方方面面，才能发挥热换器在化工工艺中作用，促进化工工业的不断发展。 [科]
【参考文献】
[1]陈延平.浅谈换热器在化工工艺中的作用[J].民营科技，2014，（7）：31.
[2]王建宏.浅谈换热器在化工工艺中的作用[J].民营科技，2014，（3）：49.
[3]刘广训.浅谈换热器在化工工艺中的作用[J].城市建设理论研究（电子版），2013，（14）.
[4]邢斌.浅谈换热器在化工工艺中的作用[J].民营科技，2014，（4）：57.
换热器试验台 篇10
1 板翅式空冷器的设计
1.1 优化设计模型
板翅式换热器的设计参数很多, 包括芯体结构参数:长、宽、高、隔板厚度、流程数等;以及翅片参数:如翅片类型、翅片间距、板间距、厚度等, 属于多变量优化问题。芯体的外形尺寸直接影响其传热和阻力性能, 应作为优化变量。翅片是板翅式换热器的基本元件, 传热过程主要依靠翅片完成, 同时翅片又会对流体的流动产生阻力, 所以翅片的类型和尺寸也是影响换热器性能的主要因素, 也应作为优化变量。
1.2 板翅式换热器的数学模型
1.2.1 结构模型及设计变量
板翅式换热器的传热面积形式有许多种, 其中常用的有平直翅片、锯齿翅片、百叶窗翅片、平直形翅片, 本文选取目前板翅换热器中应用最广泛的锯齿翅片为例进行优化设计, 锯齿翅片主要用于需要强化换热的场合, 其传热性能非常好。
1.2.2 约束条件
换热器的结构受到形状约束、边界约束以及性能指标如压降约束的限制, 可用等式或不等式约束表示。
1.2.3 目标函数
换热器的评价标准是根据某项设计的实际需要而制定的, 所以目标函数有以下不同的形式:传热面积最小;压降最低;重量最轻;体积最小;投资及操作费用合理等。总之, 以上任何设计变量均可作为设计目标。本文以重量最轻作为目标函数, 对锯齿型板翅式型面进行优化设计。
芯体总重:
式中:n1、n2为空气侧及水侧翅片层数 (流道数) ;
ρw为换热器翅片材料密度kg/m3。
1.2.4 数学模型的建立
板翅式换热器数学模型为:
式中, 分别为板束进口比容, 出口比容及平均比容σ为流通系数;L为单流程长度;Ki和Kc为收缩和扩大损失系数。
2 系统散热量的计算
对于30kW的电热锅炉, 在环境温度为10℃时, 产生16kPa的饱和水蒸汽。在常压下以10℃的水为锅炉来水, 查得焓为h1=83.95kJ/kg, 16kPa下10℃的水的焓为h2=83kJ/kg, 二者近似相等
由常压下10℃的水变为16kPa下的饱和水吸热量为:
再由16kPa下的饱和水变为16kPa下的饱和水蒸汽吸热量为:
则在设计排汽压力下的散热量为:
3 优化方法的选择及计算
采用约束坐标轮换法, 具体如下。
设计强化换热实验台的空冷系统在原有设计值基础上增加10%的裕量, 要求散热量不少于30kW。
空气参数。
流量:Ga=84kg/h;平均压力:Pa=0.25MPa;进口温度tai=10℃:出口温度tao=13℃:;压力损失△P≤3000Pa。
水蒸汽参数。
流量:Gw=4 0 k g/h;平均压力:Pw=0.0 1 6 M P a;进口温度:twi=55.2℃;出口温度:two=15℃。
约束条件。
翅片结构为锯齿形, 重量作为目标函数.用约束坐标轮换法进行优化设计计算, 其结果见表1。
4 结语
由以上计算可得出, 优化的各项设计参数 (包括换热效率与能量的有效利用率的综合效能) 都达到了约束条件下的最佳.且较常规设计的参数更经济、合理, 不仅设计质量得到了提高, 而且算法易于编程, 借助计算机可大为缩短设计周期, 明显降低了工作量和初投资。
摘要：本文采用基于约束坐标轮换算法对板翅式换热器进行了设计优化, 从而使本空冷系统的设计达到节水、换热效果好、调整方便、成本和运行费用低的目标。
关键词：强化换热,污垢特性,空冷系统,板翅式换热器
参考文献
[1]崔海亭, 彭培英.强化传热新技术及其应用[M].北京:化学工业出版社, 2006.
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