闭式冷却塔性能优化（精选4篇）
闭式冷却塔性能优化 篇1
0 引言
随着人们对汽车动力性能的要求越来越高, 发动机的工作转速也在不断提高, 这对汽车冷却系统提出了更高的要求。因此, 在提高发动机冷却风扇的整体性能同时缩短设计周期和降低设计成本, 是风扇设计的一个重要目标。
随着计算流体力学 (computational fluid dynamics, CFD) 与计算机技术的发展, 数值模拟已经作为一种强大的工具广泛应用于风扇设计中。数值模拟与试验研究相比, 优点在于模型得到简化, 条件容易控制, 修改方便, 并且具有很好的可重复性, 所以设计和研究的成本和所需时间都比试验研究大大降低。因此, 数值模拟已经成为风扇研究不可或缺的重要工具。
为了提高风扇性能, 国内外学者对风扇叶片的翼型[1]、弯掠技术[2]和叶片扭曲技术[3]进行了大量的研究。但多数对风扇静特性进行对比和研究, 未对风扇内部流场进行详细分析。在风扇优化方面, 一些研究人员单独讨论不同参数对风扇性能的影响[4], 然后综合选择最佳参数达到优化目的;也有一些学者使用优化算法对结构参数进行综合考虑, 如正交试验法[5]等, 对风扇性能进行优化。但这些研究多是单目标优化, 对风扇多个性能指标进行多目标优化尚没有深入研究。
本研究将参数化建模、CFD流场分析与多目标优化技术相结合, 集成在Isight优化平台中, 以提高风扇静压和动压性能为优化目标, 效率和轴向尺寸为约束条件, 对风扇进行多目标优化设计。
1 风扇参数化造型
风扇的几何表达方式有:CAD模型、离散点模型和参数化模型等3种形式。
本研究通过参数化造型和拟合手段, 将复杂的风扇结构用若干个简单的控制参数表达出来, 利用改变控制参数达到改变整个风扇造型的目的。优化中只要通过锁定部分控制点及参数, 仅对几个重要参数进行调整就能方便、直观地改变模型。
1.1 设计参数的确定
一般来说, 研究者沿径向叶高选取若干个断面, 建立各个断面的二维翼型, 建立一定的积叠线, 通过坐标转换形成三维翼型, 将各断面曲线进行蒙皮操作, 得到三维叶片[6]。
影响风扇气动性能的参数主要有:叶片数Z、叶轮直径D、轮毂比Xb、翼型、弦长l、各断面翼型安装角β等[7,8]。在优化设计之前需选定一些合理的参数。本研究以现有的产品风扇模型为基础, 由于客观条件限定, 叶片数、轮毂比及翼型参数等参数不作修改。风扇叶片的翼型安装角对风扇性能有十分重要的影响。翼型速度三角形如图1所示。轴向速度va沿叶高保持不变时, 气流流经叶片的合速度vm与旋转平面的夹角ψ从叶根到叶尖逐渐减小。所以, 当叶片翼型的安装角β一定时, 气流攻角α=β-ψ, 则从叶根到叶尖逐渐增大。所以为使叶片各个断面均在最有利的攻角下工作, 需要对叶片进行扭曲[9]。另一方面, 在一定范围内增加安装角可以使风扇流量和全压增加, 从而提高风扇冷却能力。所以研究者通过对叶片安装角进行优化可以达到优化风扇性能的目的。
1.2 安装角的参数化描述
本研究沿叶高方向选择12个断面的安装角βi为设计参数, 对其进行优化设计, 风扇的参数化模型如图2所示。设计变量过多会影响模型修改和优化的速度和效率。因此需要对各断面的翼型安装角进行描述, 尽量用较少的参数控制断面翼型安装角的变化。原模型沿叶高的12个断面翼型安装角为22.977°、21.107°、19.553°、18.300°、17.417°、16.864°、16.869°、17.618°、19.211°、20.396°、20.618°和21.000°。
由于风扇厂家提供的模型叶顶断面的翼型弦长和安装角与其他断面变化规律不同, 叶顶断面的翼型安装角被单独作为一个参数进行优化, 记为βt。本研究利用Matlab对其余断面的翼型安装角进行二次多项式拟合, 得到安装角β关于r的关系曲线如下:
式中:βi—翼型安装角, r—各断面的相对叶高值。
本研究定义该二次多项式系数为a0, a1, a2与βt一起作为优化的设计变量, 通过控制4个参数的变化改变翼型安装角的分布, 从而实现风扇模型的参数化。
2 数值模型与计算方法
2.1 流场数值模型建立
本研究利用三维建模软件CATIA根据风扇原始模型建立参数化模型。保持各断面翼型和叶形积叠线不变, 仅改变翼型安装角。原始模型风扇相关参数如表1所示。
本研究将模型保存为model模型, 导入前处理软件Gambit中进行网格划分。风扇流场区域划分为进口区、出口区、过渡区和旋转流体区。本研究综合考虑试验设备情况, 将进口区域长度设置为2 000 mm, 出口区域长度设置为3 000 mm。过渡区域是连接旋转流体区和进出口区域的部分。旋转流体区包含风扇, 是流场中与风扇一起旋转起来的区域。风扇流场区域模型如图3所示。
模型旋转轴为x轴, 位于图3中心线上, 坐标原点位于风扇轮毂中心, x轴正方向指向出口。本研究在Gambit中对流场模型进行网格划分。对于稳态求解问题, 需进行网格无关性验证。网格划分方案与模拟结果如表2所示, 笔者采取4种方案对流场进行网格划分和数值模拟, 将模拟结果进行对比, 从模型中提取转速为2 800 r/min、入口流量为0.921 779 kg/s条件下的风扇静压和静压效率。结果表明, 1.99×106网格时风扇静压和静压效率与试验结果 (静压159.6 Pa, 静压效率31.6%) 相差较大;当网格数量从2.8×106增大到4.1×106, 随着网格数量增加风扇静压和静压效率变化不大, 可以认为2.8×106的网格数量已达到网格无关。2.8×106网格划分方案具体网格尺寸为:扇叶和顶圈表面为2 mm的tri面网格, 旋转流体区其他表面为5 mm的tri面网格, 旋转流体区为3 mm的Tet/Hybrid体网格, 过渡区为6 mm的Tet/Hybrid体网格, 进、出口区为20 mm的Hex/Wedge体网格。流场网格划分结果如图4所示。
2.2 边界条件与计算方法
本研究采用质量流量进口 (mass flow rate) 和压力出口 (pressure outlet) , 设置出口相对压力为0, 过渡区与进、出口区的交界面为interior边界。风扇表面为wall, 设置旋转表面, 相对速度为0, 其他壁面设置为无滑移固壁条件。旋转流体区使用动参考系 (moving reference frame, MRF) , 使旋转流体区转动起来, 转速为2 800 r/min。过渡区和进、出口区则设置为静止流体。
笔者在研究风扇的内部流场时采用定常模拟, 选择RNG k-ε模型进行湍流模拟。使用SIMPLE算法进行压力-速度耦合, 控制方程使用二阶迎风格式进行离散。进行湍流模拟时进出口边界条件需要给出湍流参数, 本研究选择给定湍流强度I和水力直径DH (intensity and hydraulic diameter) 。由于进出口区域截面为非圆管, 故使用等效水力直径, 如下式计算:
式中:DH—水力直径, A—浸润截面面积, P—横截面湿周周长。
计算湍流强度I需要由等效水力直径计算出雷诺数Re, 计算公式如下:
式中:Re—雷诺数, v—空气相对流速, μ—空气动力粘度。
湍流强度I计算公式为:
式中:u'—湍流脉动速度, 珔u—平均速度。
3 基于Isight平台的风扇参数化优化及分析
Isight是广泛应用于多领域的功能强大的多学科设计优化平台。该软件可以通过集成和驱动其他软件实现和管理复杂的仿真过程, 运用多种优化算法寻得优化方案, 从而达到缩短设计周期、提高设计效率和降低研发成本的目的。Isight能够集成广泛的商业CAD/CAE软件, 可以快速建立复杂的仿真优化流程。仿真流程可以实现自动化和可视化, 方便设计人员控制和修改优化过程。
3.1 试验设计与近似模型
试验设计 (design of experiment, DOE) 是一种应用统计学思想来处理变异从而达到改进产品质量和工艺的方法。本研究试验设计采用最优拉丁超立方设计方法, 使所有的试验点尽量均匀地分布在设计空间, 具有非常好的空间填补性和均衡性。4个设计变量a0, a1, a2, βt的设计空间分别为:13~33, 0~5, 0~0.5, 15°~28°。本研究由最优拉丁超立方法得到15组不同的参数样本点, 以供建立输出响应的近似模型。
近似模型方法 (approximation models) 是通过已知点的输入变量与响应值预测未知点的响应值的方法。常用的近似模型有:响应面近似模型、克里格近似模型、径向基神经网络近似模型、正交多项式近似模型等。由于克里格近似模型无论拟合低阶或者是高阶非线性都有着广泛的应用, 本研究利用试验设计得到的样本数据建立克里格近似模型 (kriging) 。该模型用于后续的优化设计中, 可以大幅度提高优化效率。
3.2 优化算法
近年来, 多目标遗传算法在实际工程优化问题的解决中得到越来越多的应用。多目标遗传算法是一种能够不断优化特定问题无支配前沿的优化算法, 非支配排序遗传算法 (non-donminated sorting genetic algorithms, NSGAⅡ) 是一种典型的多目标遗传算法[10]。NSGAⅡ是由K.Ded等于2000年在原有的NSGA算法基础上提出的改良版。NSGA算法, 缺少保护最优个体的策略, 计算复杂度较大, 且需要设置共享参数, 而NSGAⅡ减少了复杂度, 提出的拥挤度算子无须参数指定, 可以保存最优个体[11]。拥挤度算子的提出不仅保持了种群的多样性, 也使得优化结果在目标空间中均匀分布。
3.3 优化模型
风扇优化目的就是寻求一定的结构参数组合, 使其达到最佳的气动性能。静压是评价风扇性能的重要参数之一, 它代表了风扇推动空气在流道中流动克服阻力的能力。静压效率体现了风扇内部流动品质的好坏, 在轴功率一定的情况下, 静压效率越高, 风扇能量损失越少, 冷却性能越好。静压效率正比于静压, 因此, 只需优化静压就可以达到优化静压效率的目的。风扇动压代表气体对叶片的气动力, 该气动力产生的转矩为风扇旋转提供动力, 这样将降低风扇消耗的功率, 节省燃油[12]。
建立多目标优化模型有:
式中:Ps—风扇静压;Pd—风扇动压。
为防止出现偏差较大的子代, 还需对静压效率进行约束, 同时考虑到发动机舱的空间, 也需控制风扇的轴向尺寸, 故约束条件如下:
(1) 静压效率约束:ηmin≤η≤ηmax;
(2) 轴向尺寸约束:Hmin≤H≤Hmax。
其中:η—静压效率, H—轴向尺寸。
设计变量:x={a0, a1, a2, βt}。
4 分析结果与试验结果
4.1 优化后气动性能与原型对比
进口流量取0.921 779 kg/s, 遗传迭代次数为20代, 种群大小为15, 交叉概率取0.9, 变异分布指数取10。优化后Pareto解个数为10个, 综合考虑效率及尺寸问题, 选择最优解如表3所示。
风扇优化前和优化后的叶片参数整理如表4所示。优化后的风扇叶片叶根和叶尖安装角有所增大, 而中部安装角增大不多, 增加了叶片扭曲。
试验结果与优化前、后模拟结果性能参数对比如表5所示。
由表5可以看出, 优化前的数值模拟结果与试验结果误差基本不大于5%, 说明数值模拟所设置的边界条件是合理的, 流场分析具有一定的可靠性。优化后风扇静压为175.923 1 Pa, 比优化前提高了12.840 6%, 说明风扇推动空气克服流道阻力的能力有所提高, 使得风扇冷却能力提高。风扇动压有一定增加, 说明优化后可以减少发动机的功率消耗。而且风扇静压效率提高到了38.291 3%。
4.2 压力场计算结果分析
风扇吸力面静压云图如图5所示。优化前叶片低压区主要集中在叶片上部1/3区域, 压力由叶片前缘向叶片尾缘逐渐升高。优化后叶片低压区由上部1/3区域扩展到叶片2/3区域, 静压沿叶高方向分布更加均匀, 叶片前缘到叶片后缘压力梯度减小。优化后风扇进口静压最大值为-192.972 52 Pa, 最小值为-355.741 91 Pa, 静压最大值比优化前降低18.470 11 Pa, 静压最小值比优化前降低了6.155 3 Pa。进口平均静压为-246.955 75 Pa, 比优化前的-222.159 21 Pa有所降低。
风扇压力面静压云图如图6所示。由图6可知, 静压最大值出现在叶片前缘中部区域, 优化前高压区较小, 压力梯度大。优化后, 高压区域明显增大, 沿叶高方向分布变广, 且向尾缘扩展。出口压力的高压区分布更广, 边缘低压区域明显减少。优化后出口的静压平均值为-28.165 892 Pa, 比优化前的平均静压值所提高, 最大值为21.405 825 Pa, 最小值为-242.646 8 Pa, 优化后压力范围增大。
优化后风扇压力面静压提高, 而吸力面静压降低, 故风扇静压增大, 还增大了风扇静压分布范围, 增强了风扇推动空气克服流道阻力的能力。如此, 风扇可以使空气顺利通过散热器将更多热量及时散发出去, 提高风扇的静压效率, 从而提高冷却效率。
风扇子午面动压云图如图7所示。图7表明, 优化后风扇叶根处高动压区明显减小, 轮毂附近的回流减少, 使风扇功率损失减少。由于风扇进出口静压差增大, 顶圈出口处动压增大。叶片压力面附近动压梯度减小, 叶高方向气压更加稳定。风扇进口动压平均值变化不大, 出口动压平均值升高到84.171 608 Pa, 对叶片提供的气动力增大, 减少了风扇消耗的功率。
4.3 速度场计算结果分析
子午面的速度分布图如图8所示。叶高方向上气流轴向速度有所提高, 且轴向速度变化更小, 气流比优化前更加平稳。叶根处的速度回流明显减小, 顶圈进口处回流减小而中部回流增大, 出口处回流速度增大, 气流能量因为回流产生的损失减小。风扇入口、出口速度云图如图9、图10所示, 气流进入风扇由于扇叶转动产生速度变化, 从进口开始外圈气流速度开始增大, 随着轴向推进, 叶片中上部附近速度越来越大, 叶片之间的低速区速度逐渐增大, 低速区逐渐减小。优化后叶片之间的低速区减小, 叶片之间的速度更加均匀, 减少了气流能量的掺混, 可以提高风扇的通风量。入口平均速度为7.731 21 m/s, 出口速度平均速度为10.307 855 m/s, 均比优化前模型有所提高。
5 结束语
本研究对发动机风扇进行了多目标优化。
(1) 经优化前、后静态性能参数对比显示, 改变安装角叶高方向分布规律能够达到改善风扇性能的目的, 通过利用拟合方法减少优化参数可以提高优化效率, 利用Isight进行优化是有效可行的。
(2) 静压计算结果表明, 优化前模型压力沿叶高方向分布不够均匀, 压力面做功区域较小;优化后模型吸力面低压区域沿叶高方向扩展, 压力面高压区域增大, 吸力面和压力面压差增大, 风扇静压有所提高。动压计算结果表明, 优化后叶根动压减小, 顶圈处动压增大, 叶片附近动压梯度减小, 平均动压增大, 提供给叶片的气动力增大。
(3) 速度计算结果表明, 叶根回流减小明显, 顶圈附近进出口回流增大, 中部回流减小。优化后风扇进出口速度有所提高, 叶片间的速度更加均匀, 低速区范围减小, 提高风扇的通风量。
参考文献
[1]张旭, 李伟, 邢静忠.相对弯度对钝尾缘改型提升翼型气动性能的影响[J].农业机械学报, 2014, 45 (8) :214-219.
[2]HURAULT J, KOUIDRI S, BAKIR F.Experimental investigations on the wall pressure measurement on the blade of axial flow fans[J].Experimental Thermal and Fluid Science, 2012 (40) :29-37.
[3]田夫, 袁国凯, 赵真真, 等.单叶轮轴流通风机的叶片扭曲规律研究及薄叶型设计[J].风机技术, 2015 (5) :49-54.
[4]习羽.工程车辆冷却风扇流体特性研究[D].长春:吉林大学机械科学与工程学院, 2013.
[5]唐钊.发动机冷却风扇叶片参数的研究和优化[D].广州:华南理工大学汽车工程学院, 2012.
[6]钟守山.发动机冷却风扇造型设计与性能计算方法的研究[D].广州:华南理工大学汽车工程学院, 2011.
[7]汤黎明.工程机械冷却风扇流场特性与气动噪声研究[D].长春:吉林大学机械学院, 2014.
[8]霍进刚.风扇冷却系统在闭式回路中的应用[J].液压气动与密封, 2011 (10) :52-55.
[9]吴秉礼, 高延福.空气冷却轴流通风机[M].哈尔滨:哈尔滨工业大学出版社, 2006.
[10]DEHGHANIAN P, HOSSEINI S H, MOEIN, et al.Optimal siting of DG units in power systems from a probabilistic multi-objective optimizati-on perspective[J].Electrical Power and Energy Systems, 2013 (51) :14-26.
[11]CHEN Zhi-huan, YUAN Xiao-hui, JI Bin, et al.Design of a fractional order PID controller for hydraulic turbine regulating system using chaotic non-dominated sorting genetic algorithm II[J].Energy Conversion and Management, 2014 (84) :390-404.
[12]宫春梅.基于逆向工程的汽车冷却风扇叶片的研究与改型设计[D].秦皇岛:燕山大学机械工程学院, 2012.
闭式冷却塔性能优化 篇2
随着现代发动机升功率地不断增加,热负荷随之增大,对车用发动机的冷却系统提出更高要求。汽车发动机冷却系统功能是保证发动机在适宜温度状态下工作。因此,冷却系统设计工作至关重要。传统的冷却系统设计主要以经验和参照设计为主,设计方法相对落后。现代发动机冷却系统设计需充分考虑各工况下各关键零部件和参数的优化匹配,采用系统模块化设计方法,统筹考虑各影响因素及其各子系统和部件间的耦合关系,既保证发动机正常工作,又提高发动机效率和减少排放[1]。随着计算机技术的快速发展和大量流体数值模拟软件的出现,快速准确冷却系统数值仿真计算变成现实,使冷却系统优化设计技术发生了根本性改变。
本文介绍了运用Flowmaster软件建模快速解决一款出口中东衍生车型发动机冷却系统性能不足的问题,查找出根本原因,并针对性提出有效优化方案。
2问题描述
2.1设计与验证要求
某轻型商用车为基车型衍生车型,配置一款汽油发动机,拟出口中东海湾地区。该地区属热带和酷热带干燥区域,对冷却性能要求高。在产品正式投放市场前,需对产品进行验证,验证设计要求为发动机出水温度、机油温度分别为115℃、135℃,验证试验工况如表2-1。
2.2现状态试验结果分析
根据中东验证工况对现状态车辆进行整车环境舱热平衡试验,试验结果如图2-1、图2-2。图中X轴为时间s,Y轴为温度℃。由图可知:爬坡工况下因发动机出水温度过高,出现限扭现象,发动机出水温度迅速上升到120℃,机油温度也随之上升到138℃,冷却系统无法达到热平衡,不满足设计要求。高速工况冷却系统可以达到热平衡,发动机出水温度110℃,机油温度132℃,满足设计要求。因爬坡工况不能满足性能要求,该冷却系统不能满足中东车型设计要求,需查找根本原因,并进行针对性系统优化设计。
3基于Flowmaster的冷却系统仿真分析模型
3.1计算模型
利用一维仿真软件Flowmaster,按照该车型物理模型构建仿真模型。模型包括空气侧流动模块、发动机冷却系统模块、暖风系统模块。如图3-1。图中P为压力元件,F为流量元件,ω为转速控制元件。[2]
(1)空气侧流动模块:包括格栅、冷凝器、散热器、风扇等元件,用于模拟空气流动过程。气流路径:迎面风--格栅--冷凝器--散热器--电子风扇--发动机--流出
(2)发动机冷却系统模块:模块包含发动机、散热器、风扇、节温器、机油冷却器、膨胀水箱、水泵以及循环管路等。
(3)暖风系统模块:水暖加热器及暖风管路。
在Flowmaster软件中,将主要部件定义为压损元件,即依据流量(流速)—压力关系对元件模型进行定义,将水套、散热器、机油冷却器、水暖加热器等定义为换热元件,且需要提供这些换热元件换热面积或换热效率等参数。
3.2参数输入
边界条件有系统参数和元件参数。
1)系统参数。冷却水为乙二醇/水(50%/
50%),大气压力:1.013bar。计算类型为稳态传热计算。
2)元件参数
(1)发动机参数。发动机为强制水冷式冷却,发动机排量1996m L,额定功率/转速为110k W/6000r/min。
(2)冷却系统参数。各换热器的风阻、水阻、散热量数据和水泵、风扇性能曲线数据均由零部件生产厂家提供。散热器、冷凝器几何尺寸分别为:686×400×16mm、686×400×16mm,风扇直径￠350mm,电机功率400W。管路尺寸参数从实际数模测取。
(3)空气侧参数:以格栅为原点来定义整个空气侧系统元件的位置,即格栅、冷凝器、散热器、风扇的排布状况。
3.3模型修正
模型修正根据国内整车热平衡试验和冷却液循环管路特性试验进行[3]。比较现状态试验车辆国内爬坡工况模型计算值与试验值,如表3-1所列。由表可见模型计算值与试验值比较接近,其误差均不超过5%,说明该模型可用于冷却系统的预测分析。
4仿真结果分析与优化
4.1结果分析
仿真模型修正后,根据中东整车试验条件,进行爬坡工况仿真计算。表4-1为仿真计算结果。由表可知,从水泵出来的冷却液约25%流到机油冷却器和暖风回路上,大循环只有70%水流量,系统没有合理地分配水流量。不同的环境温度导致散热器前进风温度不同,影响散热效率;与国内爬坡工况散热效率0.68相比,中东爬坡工况散热效率偏低。通常50km/h车速时一般散热器进风速为2.5m/s~3m/s,散热器前进风速只有2.1m/s,偏低,不能及时带走热空气,散热效果差。
4.2优化设计
应用Flowmaster软件进行参数优化,考虑设计安全性,发动机出水温度仿真目标定义小于110℃。
(1)调整系统流量分配,减少暖风流量,从而增大大循环流量。
结合中东实际情况,主要散热源是发动机水套,暖风需求少。因此,在不进行发动机水泵更改设计情况下,可适当减少其他支路的水流量如暖风管路流量以增加大循环水流量,从而改善热传递。通过对不同暖风管直径大小进行仿真,计算结果如表4-2。结果表明,采用直径10mm暖风管流量能提升大循环流量9L/min,可降低发动机出水温度5℃,但仍未满足冷却性能要求。
(2)提高进风量,即提升风扇扇风量
此车型为电子风扇,爬坡工况时高速运转时(静压200Pa)最大风量2340m3/h。通过仿真计算,当扇风量提升10%、20%,发动机出水温度下降4℃、6℃。扇风量提升可以通过增大电机功率、增大扇叶直径、提高风扇转速、优化扇叶及护风罩结构等方式实现。受空间布置影响,最终确定风扇电机选型,将扇风量提升到15%;风扇电机选型550W功率。
(3)提高散热效率,采用散热器芯体加厚方式
为提高散热效率,在不改变散热器现有芯体高度和宽度情况下,芯体厚度增加6mm、10mm,分别代入到仿真模型中,计算结果如图4-1。
(4)组合方案比较
综上分析可知,分别增大大循环水流量、提高风扇扇风量,增大散热器芯体厚度,均能在一定程度上改善冷却性能,但单个结构改进效果有限。为达到最佳冷却效果,使发动机出水温度低于安全设计值,在这里进行各优化方案组合计算。仿真结果汇总见表4-3。结果表明,采用任何两种措施均不能满足要求,只有采用组合4即三种优化方案组合后,爬坡工况发动机出水温度109℃,满足性能要求。
5试验验证
5.1整车风洞试验验证
通过flowmaster软件分析结果,采用提高风扇扇风量和增大大循环水流量、散热器芯体加厚6mm方案能满足发动机冷却要求。根据优化组合方案,进行更换暖风管、功率550W风扇、散热器芯体加厚优化方案的实车验证,完成车辆物理搭载和整车风洞试验,试验标准按照表2-1执行,试验结果要求满足发动机出水温度、机油温度设计要求(≤115℃、≤135℃),具体试验结果如图5-1、图5-2和表5-1所示。图中X轴为时间s,Y轴为温度℃。
5.2中东实地路试验证
在整车风洞试验通过后,该车型在中东当地进行爬坡实车路试。实车路试按当地客户使用习惯,空调开启到最大制冷模式,内循环吹面模式。路试当天温度为42℃~45℃,天气晴朗,车辆按最大质量要求进行加载。路试先是在平直路面行驶,然后进行爬坡,山路坡度约6%~13%,路试试验曲线如图5-3,爬坡测试发动机出水温度、机油温度分别为109℃、131℃。测试结果表明,该冷却系统满足客户实际使用要求。
6结论
(1)运用了Flowmaster软件建立了中东车型冷却系统一维仿真模型,并采用试验数据标定模型。
(2)通过仿真分析,确定了发动机冷却不足根本原因,并针对性地提出性能提升优化方案:采用调整系统流量分配减少暖风流量、增大大循环流量,增大风扇功率,散热器芯体加厚等改进措施。
(3)整车风洞试验和中东实车路试验证优化方案有效,满足了冷却性能要求。为今后中东车型冷却系统性能开发提供了解决方法和参考。
摘要：围绕某款出口中东商用车型发动机冷却能力不足问题处理,本文运用了Flowmaster软件建立了冷却系统1D仿真模型。通过仿真分析,查找出问题根本原因,并针对性地提出性能提升优化方案:采用调整系统流量分配方式减少暖风流量、增大大循环流量,增大风扇功率,散热器芯体加厚等三种改进措施。最后,通过整车风洞试验和中东实车路试,验证优化方案有效性,满足冷却性能要求。为中东车型冷却系统性能开发提供了解决方法和参考。
关键词：中东商用车型,冷却系统,优化设计,Flowmster仿真
参考文献
[1]韩树,蔡锋,骆清国,等.车用发动机冷却系统控制仿真研究综述[J].内燃机,2008(5)。
[2]海基科技Flowmaster V7.0中文基础教程。
闭式冷却塔性能优化 篇3
关键词：闭式冷却塔,换热,计算方法
闭式冷却塔是闭式循环系统中使用较多的一种设施,闭式循环使冷却水始终在冷却盘管内流动放热,不与外界接触,从根本上隔离冷却水的污染源,保证水质。
1 闭式冷却塔的工作原理
来自设备的温度较高的冷却水,通过余压送至闭式冷却塔冷却盘管的同时利用管道泵抽吸底池中的水至喷淋排管,并在冷却盘管外表面反复喷淋,通过蒸发吸取热量来降低冷却水的温度。同时,空气利用冷却塔内风机具有抽吸作用而在冷却盘管自下而上的流动,既有助于冷却盘管外表面的释放热量,也能有效吸收蒸发过程所产生的水蒸气,冷却效果更佳。
2 闭式冷却塔换热效率优化理论基础及方案
2.1 换热原理
在闭式冷却塔中,工艺流体的热量通过管壁传递至管外的喷淋水后再交换给空气。对盘管段某一微元高度而言,管内工艺流体的热量损失Gf、Cf、dtf与空气的热量获得值之差则分别等于喷淋水热量的增减Gw、Gw、dtw,温度特性可以表示为如下的基本方程:
式中,Kfw、Kwa分别为工艺流体至喷淋水的传热系数和喷淋水至空气的总传质系数;
Gf、Gw和Ga分别为工艺流体、喷淋水和空气的重量流量;
Cf、Cw分别为工艺流体和喷淋水的比热;
tf和tw分别为工艺流体和喷淋水的温度;
i、i*分别为空气和与喷淋水温度相对应的饱和湿空气的焓。
2.2 优化方案
优化目标在于使在工艺流体放热完全被空气吸收时,空气在出塔时也恰好为饱和状态,这种理想状态中,在考虑制造与运行成本时,能得到最低的造价。
1)闭式冷却塔的优化应从强化管外侧传热着手。实现强化最有效的措施为恰当的加快管内流速及选择小管径。优化可侧重于管径的选择和塔的技术成本的关系。
2)对一般闭式冷却塔而言,降低成本还可通过使用镀锌钢管来实现。
3)预冷却技术也可达到闭式冷却塔的优化目的,但不适用于工艺流体温度较低的情况。
3 闭式冷却塔换热计算方法
3.1 热力计算原理
计算思路:假定冷却空气能全部获得管内工艺流体所放出的热量,确定风量和空气获得的总热量,而被冷却介质所放出的总热量可根据设计参数算出。根据设计目标选择造价最低或运行成本最低、寿命期内最经济,塔体体积最小的方案。
3.2 计算步骤
图1选取的微元是一层填料加一层盘管的模块结构,管内流体热量经管壁传给管外喷淋水,再交还给空气。因此,喷淋水实质上充当了媒介。工程设计所需条件有:大气压P,被冷却介质进口温度t1、出口温度t2、总流量Qn,空气干球温度和湿球温度。
(1)由冷却塔气水比、进风风速、淋水密度及管内流速的经验取值,初步选择风量Q,进风面数ζ,喷淋水量M,盘管的管径φ,管排数SP,管程数SC,管长b和一层填料的体积V;其中,气水比0.8-1.2,风速2.2-3.0m/s,淋水密度15-20 m3/(m2.h)和管内流速1.5-2.5m/s。
设喷淋水进填料温度为,其在填料与盘管间的中间温度可根据平均焓差法计算,为方便计算可先给赋初值,代入式(4)计算,直到所得填料体积与假定的填料体积大致相等,可认为相对于成立。
式中K为蒸发水量带走的热量系数;
βxv为淋水填料的容积散热系数;
Δim为平均焓差。
(2)根据tm计算喷淋水离开盘管后的平均温度ts。
假设盘管内被冷却水的热量完全传递给了喷淋水,则:
因为喷淋水得到的热量分两部分,一是经盘管得到被冷却水的热量,二是在盘管壁外与空气进行对流及蒸发时的散热,实际得热等于这两部分热量之差,即:
式中:qw为一层盘管内水量;
tw1、tw2和ta分别为被冷却水、喷淋水和空气的对数平均温度;A为盘管表面积;
cw为水的比热;
K0′为盘管壁面上喷淋水与空气的对流与相变换热系数;
K0为热量又冷却盘管内流体至管外喷淋水的传热系数。
式中,ai为管内流体与管内表面之间对流换热系数,
a0为管外喷淋水与管外表面之间对流换热系数,
r1、r0分别为盘管内外径,
dm为传热管的对数平均直径。
上述计算在对赋初值后,通过式(5)和(6)反复试算,直到盘管表面积等于所设定的盘管表面积,便认为ts相对于tm成立。所设定盘管的表面积计算如下:
在一个循环后,循环流动的喷淋水的温度不会变化,所以在稳定后,温度的变化规律有ts→tm→t0,则:
热力计算可通过式(4)—(8)联立求解来完成。
以上方法虽没有分离喷淋水与空气的对流和相变换热系数,但换热过程的细节完全得到展示,不过除部分靠资料或经验值外,相关的换热系数还需配套试验获得。在模拟塔的多个工况中,通过实测和,便可根据模拟塔的相关参数,如用式(4)获得βxv,式(5)获得K0,式(6)获得K0′;再综合各工况的βxv、K0和K0′,便可得到淋水密度、空气重量流速、管径、管程和管排等与上述参数的关系,且可以日后冷却塔改进的热力计算中用到这些参数。
4 结论
综合以上,优化方案应放在管径与塔的技术经济性的关系上,可尽量选用镀锌钢管以降低设备成本,同时采用预冷却技术。
闭式冷却塔时吸取了开式冷却塔和干式冷却塔的优点后的产物,既达到了冷却水水质要求又保证了冷却负荷,但目前的研发中依然有不少问题存在:
(1)分散的研发力量,不健全待完善的管理机制,监督的缺失;
(2)明文规范的缺失使得现在的研究要达到能够制定规范的标准还差很远;
(3)蒸发冷却模型过于理论化,不实用;其数值模拟缺少符合实际的有效模型。
闭式冷却塔在国内还处在起步阶段,涉足行业不多。但随着人们环保意识的提高和闭式冷却塔技术的完善,以及该行业高利润的优越性,会得到越来越多的行业选用,也必然有更为光明的市场前景。
参考文献
[1]吴佳菲,曾力丁等.高效闭式冷却塔的优化设计及节能运行.[J].化学工程,2012(6):1-4
[2]沙战,周亚素.闭式冷却塔内冷却盘管传热热阻分析.[J].能源研究与信息,2008(4):238-242
[3]梁浩,项品义等.一种研究密闭式冷却塔换热的方法.[J].能源技术,2008(1):48
闭式冷却塔性能优化 篇4
在核电站, 闭式冷却水系统 (CCW) 为安全相关的和非安全相关的热交换设备提供冷却水。在核电厂中对冷却水的需求并不仅限于表面式凝汽器。其他需要冷却的设备包括设备冷却系统、紧急柴油发电机夹套、封闭式冷却器和润滑油冷却器。
在大多数电核电站中, 管道一般为碳钢或不锈钢。热交换器管材一般为铜合金 (如海军黄铜或锌镍铜合金) 或不锈钢。闭式冷却水处理的主要目的就是最大限度的减少腐蚀、控制微生物生长、控制悬浮物沉积以及防止水垢的产生等。
在核电厂, 闭式冷却水的水源主要有除盐水和工业水, 但是通常情况下除盐水是优先选择的补水水源[1]。
2 CCW系统微生物及污垢控制
有效的杀菌剂应至少具备以下特点:
可有效抗固着及浮游微生物, 特别是在CCW系统中可有效抗引发污垢或MIC机制的菌株;
与缓蚀剂、分散剂和系统中使用的其它化学药品兼容;
在冷却水的p H值时有效;
能够渗透和分散生物质;
可持续, 在系统中的同时保持其毒性。最理想的是, 它应降解为不会干扰CCW系统运行的化合物;
易于降解或去活机制, 便于排放;
以最大程度便于处理;
氧化型杀菌剂是其效力取决于其氧化能力的化学药品, 因而, 破坏有机物质。氧化型杀菌剂不常用于CCW系统, 不能用于亚硝酸盐处理的系统。
非氧化剂是指对一种或多种微生物 (和在某些情况下大生物体) 有毒的非氧化性化学药品。
2.1 氧化性杀菌剂
氧化型杀菌剂很少用于闭式冷却水系统, 常用的的氧化性杀菌剂有氯化合物 (次氯酸钠、氯气等) 、过氧化氢 (H2O2) 。
使用氯化合物将给CCW水添加大量的氯化物。适用浓度一般为1-3ppm。过氧化氢与所有金属兼容, 但氧化作用会增加黑色金属和铜合金的腐蚀率。适用浓度还没有完全确定, 推荐10-100 ppm。
2.2 非氧化性杀菌剂
美国核电厂常用的非氧化性杀菌剂主要有戊二醛、异噻唑啉酮、亚甲基双 (硫氰酸盐) 、DBNPA (2, 2-二溴-3次氮基丙酰胺) 、THPS和离子四元杀菌剂。
戊二醛与常见缓蚀剂兼容, 现场可用成套测试工具测量活性浓度, 但是其分解会导致p H值在CCW系统中降低, 为某些有机物的生长提供了养分, 进而会增加CCW系统中的TOC指标;戊二醛可通过氨或胺去除活度。一般加药浓度控制在25和100 ppm之间。
异噻唑啉酮, 其最大的优点加药剂量低, 作用时间非常快, 在抗硝化和反硝化细菌方面很有效, 但是其会引发硫酸盐和氯化物, 也可能引发铜, 且没有现场成套测试工具。加药浓度为1-5ppm。
亚甲基双 (硫氰酸盐) , 在低剂量时有效, 属于光谱杀菌剂, 易于去活和水解, 生物膜穿透和不会因有其它有机物而受影响, 但是重复使用会增加CCW系统的TOC含量, 属于非水基产品, 会引发硫酸盐, 其溶剂可能含氯化物, 与异噻唑啉酮一样无现场成套实用测试工具。加药浓度为1-8 ppm。
DBNPA (2, 2-二溴-3次氮基丙酰胺) , DBNPA的特点作用非常快, 需要的剂量低, 且有现场成套测试工具, 但是乙二醇溶剂对CCW系统增加大量的TOC, 降解产生氨, 会使水中增添了溴化物。加药浓度为0.5-10 ppm。
3 缓蚀剂
在核电站, 缓蚀剂类型一般有阳极型、成膜剂型和还原剂三类。其中阳极型缓蚀剂主要用于碳钢材质的CCW系统。碳钢缓蚀剂包含铬酸盐、亚硝酸盐、钼酸盐、联氨和硅酸盐。
亚硝酸盐缓蚀剂具有大量的行业成功经验, 耐氯化物影响较强, 但是不能抑制微生物的生长。其加药浓度为:500ppm-500ppm, p H:8.5-11.0。
钼酸盐无毒, 产生的保护膜层粘性极强, 但是同样不能抑制微生物生长, 且价格将昂贵, 易产生衰变。其正常的加药浓度范围为:200-1000ppm。p H:9.0—11.0。
铬酸盐是极其有效的缓蚀剂, 起杀菌剂或者生物抑制剂的作用, 但是其可能会导致泵碳密封件性能下降, 因此系统设计或制造时必需采取措施保持系统无泄漏;其正常的加药浓度:150-300ppm, p H值:8.0—11.0。
聚硅酸盐:硅酸盐的毒性较低;成膜速度较慢且膜易于被破坏。聚硅酸盐的加药量一般根据水中的无机二氧化硅含量来确定, 通常控制无机二氧化硅的含量:20-60 ppm (有时高达200 ppm) , p H:7.5-11.0。
闭式冷却水系统中采用成膜剂也是一种非常常用的水处理方法, 通过维持水中药剂的含量使在钢材的表面产生一种保护膜, 这层保护膜可有效的防止经受流体的腐蚀, 闭式水处理系统常用的预膜剂有:甲苯基三唑、苯并三唑和含氢硫基苯并噻唑, 吡咯的存在减少了沉着在钢表面的铜离子。与铬酸盐相比, 吡咯的毒性较低;吡咯在分解时形成二硫化物和硫酸盐, 不会对系统造成腐蚀, 加药浓度:5-100ppm, 推荐的浓度范围是20-50ppm。p H值范围8.5–11.0。
电厂中采用还原剂也是一种有效的闭式水处理方法, 此种处理方法在我国电厂闭式冷却水处理中也是非常常见的。联氨的处理方法不会将任何溶解固体加入待处理的水, 对放射性废料离子交换的影响极小, 电厂不会发生微生物问题。联氨正常加药浓度为5-50 ppm。可以将溶氧浓度减少至1–10 ppb的范围。在某些全铁合金系统中使用高达200 ppm的浓度。必须调节p H, 铜合金:8.5-9.6, 全铁合金系统:8.5-10.5。
4 结语
可以看出, 美国核电厂闭式冷却水处理的现状和我国电厂水处理有较大的区别, 本文作者希望通过相关的工程经验和相关的美国规范资料的整理能够起到抛砖引玉的作用, 为国内闭式冷却水处理方式提供一定的借鉴。
摘要：从杀菌剂和缓蚀剂两个方面介绍了在美国核电厂闭式冷却水处理的现状, 为国内的电厂闭式冷却水处理提供了借鉴。
关键词：核电厂,闭式冷却水,水处理,缓蚀剂,杀菌剂
参考文献
[1]Closed Cooling Water Chemistry Guideline, Revision 1, EPRI.