李科,文鍵,厲彥忠,Andrea DIANI

(1.西安交通大學(xué)能源與動(dòng)力工程學(xué)院,710049,西安;2.Department of Industrial Engineering, University of Padova, 35131, Padova, Italy)

板翅式換熱器是一種高效、緊湊、輕巧的換熱設(shè)備[1],已在航空航天、石油化工、冶金、動(dòng)力工程、低溫分離和液化等領(lǐng)域得到廣泛的應(yīng)用[2]。很多文獻(xiàn)采用CFD的方法研究翅片單通道的流動(dòng)換熱性能[3-7]。對(duì)板翅式換熱器整體進(jìn)行CFD數(shù)值計(jì)算需要巨大的網(wǎng)格量,因此一些文獻(xiàn)采用集總參數(shù)法[8-12]進(jìn)行研究,即對(duì)于某一個(gè)通道中的流體物性計(jì)算都采用一個(gè)定性溫度,該方法具有一定的局限性。在超過(guò)兩股流體的板翅式換熱器中,采用分布參數(shù)法更加合適[13-16],即把板翅式換熱器沿流動(dòng)方向分為若干小段,假定每一個(gè)離散段內(nèi)工質(zhì)熱物性近似不變。若翅片通道中流體都是順流或者逆流,則模型可被簡(jiǎn)化為二維。但是,在機(jī)載環(huán)境下,為了匹配各股流體的阻力,經(jīng)常將沖壓空氣與其他工質(zhì)的流動(dòng)方向錯(cuò)流布置。文獻(xiàn)[17-21]討論并提出了多股流錯(cuò)流板翅式換熱器的數(shù)學(xué)模型,將換熱器沿著長(zhǎng)度和寬度方向劃分為多個(gè)單元格組,以一個(gè)單元格組為研究對(duì)象,分別對(duì)各層通道橫向和縱向建立能量守恒方程。目前,錯(cuò)流板翅式換熱器的研究很少引入軸向?qū)岷蜋M向?qū)嵋蛩?且很少涉及整體結(jié)構(gòu)參數(shù)和工況參數(shù)的優(yōu)化研究。

本文構(gòu)建了多股流錯(cuò)流板翅式換熱器的三維分布參數(shù)計(jì)算模型,考慮流體物性變化和隔板中軸向橫向?qū)嵝?yīng),采取高斯-賽德?tīng)柕ㄇ蠼夥匠探M,并將數(shù)值計(jì)算結(jié)果與熱動(dòng)實(shí)驗(yàn)臺(tái)中的三股流板翅式換熱器實(shí)驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行比較。在此基礎(chǔ)上,研究了錯(cuò)流板翅式換熱器整體結(jié)構(gòu)參數(shù)和工況對(duì)換熱量、泵功和單位泵功換熱量的影響規(guī)律。

1 分布參數(shù)模型

1.1 模型簡(jiǎn)化

錯(cuò)流板翅式換熱器的三維分布參數(shù)模型如圖1所示,該模型考慮了流體物性變化及其隔板的軸向橫向?qū)嵝?yīng)并假設(shè):①流體入口處均勻分布;②穩(wěn)態(tài);③僅考慮隔板、翅片固體域及翅片通道中流體域;④未考慮翅片厚度方向和隔板厚度方向的導(dǎo)熱;⑤翅片只考慮沿著翅高方向的導(dǎo)熱;⑥忽略流體中導(dǎo)熱項(xiàng);⑦未考慮相變;⑧換熱器與周圍環(huán)境絕熱。

(a)三維模型

圖1(a)是錯(cuò)流板翅式換熱器的三層翅片模型,圖中將隔板和流體通道沿著x方向和y方向分割為多個(gè)小單元體。每個(gè)小單元體中均布置了儲(chǔ)存流體溫度或隔板溫度的節(jié)點(diǎn),在每層翅片通道的每個(gè)小單元體中,采用集總參數(shù)法,即取該小單元體中的溫度和壓力作為定性溫度和定性壓力。若換熱器的體積很大,且軸向和橫向的溫度梯度很大,則可將換熱器分割為更多的小單元體,此時(shí)仍可以保證模型的計(jì)算精度。以最下面一層翅片通道為例,如圖1(b)所示,圖中,實(shí)心節(jié)點(diǎn)是隔板中的溫度節(jié)點(diǎn),空心節(jié)點(diǎn)是流體通道中的節(jié)點(diǎn),沿著流動(dòng)方向隔板節(jié)點(diǎn)和流體節(jié)點(diǎn)錯(cuò)開(kāi)半個(gè)網(wǎng)格長(zhǎng)度。流道中的流體單元由兩個(gè)流體溫度節(jié)點(diǎn)(f,i,j,k)和(f,i,j+1,k)定義,隔板中的控制容積由隔板中的一個(gè)溫度節(jié)點(diǎn)表征,如圖2(a)所示。圖2(b)是后續(xù)使用的一些翅片參數(shù),圖中,h是翅高,s是翅距,t是翅厚。

(a)B視角的節(jié)點(diǎn)布置及控制容積

圖3為局部的溫度節(jié)點(diǎn)示意圖。沿著x方向(流動(dòng)方向)的編號(hào)是j;沿著z方向是翅片通道層的變化,編號(hào)為i;沿著y方向是橫向的導(dǎo)熱和對(duì)流換熱,編號(hào)是k。圖3表明,隔板中的溫度節(jié)點(diǎn)Tw,i,j,k與上下流道中的4個(gè)節(jié)點(diǎn)(Tf,i-1,j,k、Tf,i-1,j+1,k、Tf,i,j,k和Tf,i,j+1,k)、橫向的相鄰隔板節(jié)點(diǎn)(Tw,i,j,k+1和Tw,i,j,k-1)、前后的相鄰隔板節(jié)點(diǎn)(Tw,i,j+1,k和Tw,i,j-1,k)以及上下相鄰隔板的節(jié)點(diǎn)(Tw,i-1,j,k、Tw,i+1,j,k)有關(guān),該隔板節(jié)點(diǎn)所在的控制容積的能量守恒原則可將這些溫度節(jié)點(diǎn)聯(lián)系起來(lái)。

圖3 錯(cuò)流板翅式換熱器局部溫度節(jié)點(diǎn)示意Fig.3 Local Temperature node distribution of cross-flow plate fin heat exchanger

1.2 模型構(gòu)建

流道中的流體通過(guò)隔板來(lái)?yè)Q熱,而流體和隔板的換熱分為兩部分,分別是翅片和隔板的換熱(圖4中第1部分,翅片和隔板之間的換熱來(lái)源于翅片和流體之間的換熱,這部分換熱量來(lái)自二次換熱面積,即翅片表面)以及流體和隔板的換熱(圖4中第2部分,一次換熱面積)。為了求得隔板和翅片之間的導(dǎo)熱量,需先求得翅片中的溫度分布,進(jìn)而根據(jù)傅里葉導(dǎo)熱定律得到翅片根部的導(dǎo)熱量。在實(shí)際情況中,翅片中存在沿著流體流動(dòng)方向和翅高方向的導(dǎo)熱。為了簡(jiǎn)化計(jì)算,只考慮沿著翅高方向的導(dǎo)熱(圖4中沿著z方向)。

圖4 翅片一維導(dǎo)熱和對(duì)流換熱Fig.4 1-D heat conduction in fin and heat convection

翅片一維導(dǎo)熱方程中,流體和翅片之間的換熱量可看作換熱源項(xiàng),在溫度節(jié)點(diǎn)(f,i,j,k)和(f,i,j+1,k)所定義的流體單元中,翅片導(dǎo)熱方程所滿足的邊界條件是

z=0,T=Tw,i+1,j,k;z=h,T=Tw,i,j,k

(1)

求解給定邊界條件的翅片一維導(dǎo)熱方程,然后根據(jù)傅里葉導(dǎo)熱定律可得翅片頂部和根部的溫度梯度

(2)

式中:θi-i,j,k、θi-i+1,j,k是翅片頂部和底部的過(guò)余溫度,K;me,i,j,k是求解翅片一維導(dǎo)熱方程過(guò)程中的無(wú)量綱中間參數(shù);θi-i,j,k、θi-i+1,j,k和me,i,j,k的計(jì)算式為

(3)

隔板所在的控制容積以及流體單元控制容積應(yīng)當(dāng)滿足能量守恒,基于此推導(dǎo)得到以影響系數(shù)形式表達(dá)的求解隔板溫度節(jié)點(diǎn)和流體溫度節(jié)點(diǎn)的方程組。為了簡(jiǎn)化影響系數(shù)的表達(dá)式,定義

(4)

基于能量守恒的思想,推導(dǎo)得到計(jì)算隔板溫度節(jié)點(diǎn)的方程組

(5)

式(5)表示溫度節(jié)點(diǎn)Tw,i,j,k的計(jì)算依賴于上下相鄰隔板、流道以及同一層隔板中(包含軸向和橫向)的4個(gè)溫度節(jié)點(diǎn)的影響。影響系數(shù)的計(jì)算方法為

(6)

式中:影響系數(shù)Aw,i,j-1,k和Aw,i,j+1,k代表了隔板中軸向相鄰溫度節(jié)點(diǎn)Tw,i,j-1,k和Tw,i,j+1,k對(duì)溫度節(jié)點(diǎn)Tw,i,j,k的影響,相當(dāng)于考慮了隔板中的軸向?qū)嵝?yīng)；影響系數(shù)Aw,i,j,k-1和Aw,i,j,k+1代表了隔板中橫向相鄰溫度節(jié)點(diǎn)Tw,i,j,k-1和Tw,i,j,k+1對(duì)溫度節(jié)點(diǎn)Tw,i,j,k的影響,相當(dāng)于考慮了隔板中的橫向?qū)嵝?yīng);λw,i,j-1/2,k是隔板溫度節(jié)點(diǎn)(w,i,j,k)和(w,i,j-1,k)的交界面上的導(dǎo)熱系數(shù)(W/(m2·K)),是相鄰兩節(jié)點(diǎn)處導(dǎo)熱系數(shù)的幾何平均值[22];tclip是隔板的厚度,m;N是沿著x方向分割的單元體數(shù)量;w是沿y方向分割的單元體數(shù)量。

其他影響系數(shù)的計(jì)算表達(dá)式為

(7)

式(7)采用了簡(jiǎn)化的系數(shù)表達(dá)式,其中的參數(shù)bi,j,k、di,j,k、ci,j,k可自動(dòng)賦予式(4)中參數(shù)λs、me、hc下標(biāo)i、j、k,賦予式(4)中的參數(shù)t、h、s下標(biāo)i,W、L、N、w不需要下標(biāo),λs,i,j,k是根據(jù)隔板溫度節(jié)點(diǎn)Tw,i,j,k得到的固體導(dǎo)熱系數(shù)。對(duì)于圖4中最下面的一層翅片通道,流體沿著x方向流動(dòng),但是在橫向(y方向)存在對(duì)流換熱熱阻和流體導(dǎo)熱換熱熱阻。文獻(xiàn)[17]考慮在錯(cuò)流換熱器中引入了這兩方面熱阻的量化值,結(jié)果發(fā)現(xiàn)流體單元中橫向能量增量相比于流動(dòng)方向能量增量非常小,因此在錯(cuò)流板翅式換熱器的計(jì)算中往往忽略了橫向溫度節(jié)點(diǎn)的影響。

流道中的流體單元(由流道中溫度節(jié)點(diǎn)(f,i,j,k)和(f,i,j+1,k)所定義)滿足能量守恒方程

(8)

式(8)經(jīng)過(guò)推導(dǎo),得到流體通道中節(jié)點(diǎn)溫度的計(jì)算方法(流動(dòng)方向沿著x方向)

(9)

方程組(9)中前3項(xiàng)是主要影響節(jié)點(diǎn),表征了流動(dòng)方向的能量增量,后兩項(xiàng)表征了橫向的相鄰流體溫度節(jié)點(diǎn)的影響(忽略不計(jì))。影響系數(shù)的計(jì)算方法為

(10)

若流動(dòng)沿著-x方向,也可根據(jù)能量守恒推導(dǎo)得到計(jì)算流體溫度的方程組

(11)

式中影響系數(shù)的計(jì)算與式(10)類似

(12)

隔板中節(jié)點(diǎn)溫度的求解采用點(diǎn)迭代法中常用的高斯-賽德?tīng)柕╗22]。為加快計(jì)算速度,迭代過(guò)程中可適當(dāng)超松弛[22]。在每一個(gè)流體單元中,采用Manglik 和 Bergles[23]的經(jīng)典關(guān)聯(lián)式來(lái)確定流體換熱系數(shù)以及摩擦阻力,第i層通道中由流體溫度節(jié)點(diǎn)(f,i,j,k)和(f,i,j+1,k)所定義的流體單元中的壓力降包含了摩擦壓降以及動(dòng)量變化率所產(chǎn)生的壓降兩部分,計(jì)算式[2]為

(13)

(14)

為了計(jì)算式(5)、(9)、(11)中某些影響系數(shù),需要計(jì)算流體單元中的j因子。同樣,采用文獻(xiàn)[23]的關(guān)聯(lián)式來(lái)確定鋸齒翅片通道中的每個(gè)流體單元中的j因子,j因子與翅片結(jié)構(gòu)參數(shù)和工況參數(shù)Re有關(guān),Re的計(jì)算參見(jiàn)式(14),而根據(jù)j因子可計(jì)算該流體單元中的換熱系數(shù)hc

(15)

式中λf是流體的導(dǎo)熱系數(shù)。

錯(cuò)流板翅式換熱器的換熱量即熱流體入口的焓流減去出口的焓流,或者冷流體出口的焓流減去冷流體入口的焓流。另一方面,需要考慮把單位代價(jià)所獲得的換熱量表示為一個(gè)無(wú)量綱量,可把換熱器的流動(dòng)阻力即壓降轉(zhuǎn)化為泵功(換熱量比泵功是無(wú)量綱的)。

假設(shè)在板翅式換熱器中的每一層通道中只考慮其在板束中的阻力,在某層翅片通道的管路中連接了一臺(tái)泵,通過(guò)泵的做功,換熱器通道出口的壓力重新上升為此翅片通道的入口壓力,公式[24]為

(16)

式中:Hp是泵的揚(yáng)程,m;g是重力常數(shù),9.8 N/kg;ρout和ρin是流道進(jìn)、出口的密度,kg/m3。泵的有效功率與通道中的質(zhì)量流量和揚(yáng)程有關(guān)

Np=mgHp

(17)

式中:m是質(zhì)量流量,kg/s;Np是泵功,W。

1.3 非線性方程的求解方法

迭代計(jì)算方法如圖5所示,在正式進(jìn)入迭代輪次之前先進(jìn)行物性擬合,擬合的數(shù)據(jù)來(lái)源于nist數(shù)據(jù)庫(kù),還要進(jìn)行溫度場(chǎng)和壓力場(chǎng)的初始化。

圖5 計(jì)算流程Fig.5 Calculation process

外迭代輪次的第一個(gè)計(jì)算模塊是壓力場(chǎng)的內(nèi)迭代計(jì)算(根據(jù)式(13))確定新的壓力場(chǎng),此時(shí)根據(jù)新的壓力場(chǎng)再更新一次流體物性。第二個(gè)計(jì)算模塊是求解方程組(5)、(9)、(11),方程組(5)的求解采用高斯-賽德?tīng)柕?方程組(9)、(11)是步進(jìn)計(jì)算。每一個(gè)外迭代輪次結(jié)束之后,進(jìn)行溫度殘差的判斷,殘差滿足收斂條件即可輸出結(jié)果。反之,則進(jìn)入下一個(gè)外迭代輪次,根據(jù)更新后的溫度場(chǎng)和壓力場(chǎng)確定各流體單元中的物性。

1.4 實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證

參閱文獻(xiàn)[25]所給的三股流板翅式換熱器實(shí)驗(yàn)裝置,芯體長(zhǎng)0.4 m(沿著x方向)、寬0.13 m(沿著y方向),工況參數(shù)見(jiàn)表 1,采用了ABCABCABC……ABCA的排布方式),翅片結(jié)構(gòu)參數(shù)可參見(jiàn)文獻(xiàn)[25]。在實(shí)驗(yàn)中,改變表1中A流體的入口流量,在不同的流量下測(cè)定B和C流體的出口溫度,將程序的計(jì)算結(jié)果和實(shí)驗(yàn)結(jié)果[25]進(jìn)行比較,如圖6所示。

表1 錯(cuò)流板翅式換熱器工況參數(shù)

圖6表明,熱流體B和C的出口溫度隨著冷流體A流量的增大而增大,理論計(jì)算表明熱流體B和C的出口溫度的差異小于實(shí)驗(yàn)結(jié)果。這是由于B和C流體在流動(dòng)過(guò)程中也會(huì)互相換熱,溫度趨于一致。理論假設(shè)流道中的流體均勻分布,但實(shí)際中B和C流體通過(guò)封頭和導(dǎo)流片進(jìn)入換熱器后的分布仍然不均勻,導(dǎo)致B和C流體未經(jīng)過(guò)充分換熱。因此,圖6中計(jì)算值和實(shí)驗(yàn)值具有0.2～3.0 K的溫差是合理的。

圖6 錯(cuò)流板翅式換熱器實(shí)驗(yàn)值[25]和模擬值的比較Fig.6 Numerical results versus experiment results in cross-flow plate fin heat exchanger

2 計(jì)算結(jié)果分析

采用1.4小節(jié)實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證所采用的錯(cuò)流板翅式換熱器進(jìn)行討論。圖7是A流體不同流量和B流體不同入口溫度下板翅式換熱器的換熱量的變化,圖中TBin為B流體入口溫度。可以看出,換熱量隨著A流體流量的增大而增大,但是增大的速度趨緩。A流體的流量增大,A側(cè)的對(duì)流換熱系數(shù)增大,則A流體作為冷流體能夠吸收更多的熱量,因此換熱量增大。當(dāng)TBin取323～403 K時(shí),換熱量隨著A流體流量增大而增大的趨勢(shì)類似。當(dāng)TBin為303 K時(shí),換熱量隨著A流體流量增大而增大的速度明顯小于當(dāng)TBin取其他溫度時(shí)的。例如,當(dāng)A流體的流量從800 kg/h增加至2 400 kg/h時(shí),TBin取303 K,換熱量增大了13.3%,而TBin取323 K,換熱量增大了31.9%。變化趨勢(shì)不同的原因是:若TBin為303 K,與A流體的入口溫度(301.6 K)非常接近,A流體與B流體幾乎不發(fā)生熱交換,主要是A流體和B流體從C流體中獲取熱量,盡管A流體流量從800 kg/h增加至2 400 kg/h,增加量很大,但是C流體的流量很小,成為了限制換熱量增加的瓶頸。

圖7 換熱量隨A流體流量和B流體入口溫度的變化Fig.7 Variation of heat transfer amount with mass flowrate of fluid A and inlet temperature of fluid B

在換熱器實(shí)際運(yùn)行過(guò)程中,還需考慮其泵功消耗。圖8是換熱器在不同A流體流量和不同TBin下泵功消耗的變化?？梢钥闯?不同TBin情況下,泵功消耗隨著A流體流量增大而增大的趨勢(shì)相同。A流體流量增大,表明A流體的流速增大,導(dǎo)致流動(dòng)阻力增大,必然導(dǎo)致泵功消耗的增大。在A流體流量相同的情況下,增加TBin,則B流體的密度減小,流速增加,使得B流體通道中的流動(dòng)阻力增大,即換熱器的泵功消耗增大。

單位泵功換熱量也是一個(gè)值得關(guān)注的評(píng)價(jià)指標(biāo)。單位泵功換熱量隨A流體流量和B流體入口溫度的變化如圖9所示?？梢钥闯?當(dāng)A流體的流量不變時(shí),TBin從323 K增大至403 K,單位泵功換熱量一直增大。這從側(cè)面反映出換熱量隨著TBin增大而增大的速度要大于泵功消耗隨著TBin增大而增大的速度。若保持TBin不變,單位泵功的換熱量先隨著A流體流量的增大而增大。當(dāng)A流體的流量增大至1 300 kg/h時(shí),單位泵功換熱量達(dá)到最大值,隨后單位泵功換熱量隨著A流體的流量的增大而減小。綜合分析可見(jiàn),選擇合理的運(yùn)行工況能提高板翅式換熱器的工作效率。

前面討論的板翅式換熱器的芯體長(zhǎng)度是0.4 m,寬是0.13 m,長(zhǎng)(沿x方向)和寬(沿y方向)的乘積是0.052 m2,這個(gè)面積是板翅式換熱器的芯體在xy平面上的投影面積。保持xy面投影面積不變,可研究當(dāng)y邊長(zhǎng)度在0.1～0.5 m范圍內(nèi)變化時(shí)換熱器換熱量、泵功消耗和單位泵功換熱量的變化,然后討論在不同的xy面投影面積下,換熱器單位泵功消耗量隨著換熱器y邊長(zhǎng)度的變化。

圖10是換熱器在不同xy面投影面積下,換熱量隨著換熱器y邊長(zhǎng)度的變化?？梢钥闯?當(dāng)換熱器xy面投影面積不變時(shí),換熱器的換熱量基本不發(fā)生變化。例如,當(dāng)換熱器xy面投影面積是0.06 m2時(shí),換熱器y邊長(zhǎng)度從0.1 m增大至0.6 m,換熱量的變化范圍大約是此時(shí)換熱量的3.21%,這種變化更可能是計(jì)算誤差所引起的波動(dòng)。當(dāng)控制換熱器y邊長(zhǎng)度為0.25 m時(shí),換熱器xy面投影面積從0.04 m2增大至0.07 m2,換熱量增大了7.3%,即對(duì)于此錯(cuò)流換熱器,換熱器面積增大75%(當(dāng)換熱器沿著z方向的高度不變時(shí),xy面投影面積實(shí)際上表征了總的換熱面積)僅僅使得換熱量提升了7.3%,提升效果很不顯著。1.4小節(jié)實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證所采用的錯(cuò)流換熱器的xy面投影面積是0.052 m2,但是圖10中的數(shù)據(jù)表明:當(dāng)y邊長(zhǎng)度是0.25 m時(shí),xy面投影面積為0.04 m2的換熱器的換熱量相對(duì)于xy面投影面積為0.052 m2的換熱器的換熱量?jī)H下降了3.81%。因此,在保持換熱器沿著z方向高度不變且只關(guān)注換熱量的情況下,把xy面投影面積設(shè)計(jì)為0.04 m2也未嘗不可。

圖10 不同xy面投影面積下?lián)Q熱量隨著y邊長(zhǎng)度的變化Fig.10 Variation of heat transfer amount with y direction length under different xy projected area

文中討論的y邊長(zhǎng)度方向是A流體的流動(dòng)方向,A流體的流量要比B和C兩股流體的流量之和都要大。當(dāng)保持換熱面積不變時(shí),增大A流動(dòng)方向的長(zhǎng)度意味著A的長(zhǎng)度增大且A的橫向的寬度減小,不僅導(dǎo)致A流體的流速增大,且A流體要流過(guò)更長(zhǎng)的距離,結(jié)果導(dǎo)致整體的泵功消耗急劇增大,如圖11所示。這表明在設(shè)計(jì)錯(cuò)流換熱器時(shí),對(duì)大流量流體流動(dòng)方向的長(zhǎng)度不能設(shè)計(jì)得過(guò)長(zhǎng),否則為了減小該股流體的泵功消耗,勢(shì)必要增大其橫向?qū)挾?導(dǎo)致?lián)Q熱面積增大。例如,在圖11中控制y邊長(zhǎng)度為0.35 m,泵功的消耗隨著xy面投影面積的減小而增大。圖11還表明,當(dāng)A流體流動(dòng)方向(y邊長(zhǎng)度)的長(zhǎng)度取0.15～0.20 m時(shí),泵功的消耗最低。

圖11 不同xy面投影面積下泵功消耗隨y邊長(zhǎng)度的變化 Fig.11 Variation of pump power with y direction length under condition of different xy projected area

圖12是錯(cuò)流板翅式換熱器單位泵功換熱量的變化,即換熱器換熱量與泵功的比值的變化。由于圖10中的換熱量隨y邊的長(zhǎng)度基本不發(fā)生變化,圖11中的泵功隨著y邊長(zhǎng)度的變化劇烈,導(dǎo)致單位泵功換熱量的變化較為突兀。隨著板翅式換熱器y邊長(zhǎng)度的增大,單位泵功換熱量先增大后減小。當(dāng)y邊的長(zhǎng)度取0.15～0.20 m時(shí),單位泵功換熱量達(dá)到最大值。實(shí)際上,在整個(gè)y邊長(zhǎng)度變化范圍內(nèi)可以認(rèn)為換熱量不發(fā)生變化,主要是y邊長(zhǎng)度的增大導(dǎo)致了泵功消耗急劇增大,使得單位泵功換熱量急劇減小?？梢?jiàn),當(dāng)控制錯(cuò)流板翅式換熱器的xy面投影面積不變時(shí),適當(dāng)選擇大流量流體沿流動(dòng)方向的換熱器長(zhǎng)度,可以提高單位泵功換熱量。

圖12 不同xy面投影面積下單位泵功換熱量隨y邊長(zhǎng)度的變化Fig.12 Variation of heat transfer amount per unit pump power with y direction length under condition of different xy projected area

3 結(jié) 論

本文構(gòu)建了多股流錯(cuò)流板翅式換熱器的分布參數(shù)模型,考慮隔板中的軸向和橫向?qū)嵝?yīng)以及流體通道中的物性變化,采用MATLAB編寫了程序,討論了其換熱量、泵功和單位泵功換熱量的變化,獲得了使泵功最小及單位泵功換熱量最大的整體結(jié)構(gòu)參數(shù)和工況參數(shù),本文結(jié)論如下。

(1)所研究的錯(cuò)流板翅式換熱器的換熱量和泵功消耗都隨A流體的流量和B流體的入口溫度增大而增大,當(dāng)A流體增大至一定程度,換熱量的增大趨緩。

(2)在所討論的錯(cuò)流板翅式換熱器模型中,單位泵功換熱量存在極值,先隨著A流體流量的增大而增大,當(dāng)A流體的流量增大至1 300 kg/h時(shí),又隨著A流體流量的增大而減小。

(3)對(duì)錯(cuò)流板翅式換熱器,維持其xy面投影面積不變,那么由于換熱面積不發(fā)生變化,整體的換熱量基本不變,但是泵功消耗會(huì)隨工況發(fā)生變化。計(jì)算結(jié)果表明,采用4種不同的xy面投影面積,當(dāng)換熱器y邊長(zhǎng)度為0.15～0.20 m時(shí),泵功消耗最低,單位泵功換熱量最大。