热管换热器耦合源模型及其场协同分析
摘要:讨论了热管换热器冷、热端共轭传热特性。根据热管内部相变传热特性,以热管内蒸汽温度作为独立变量,利用冷凝段与蒸发段热量守恒关系,将热管换热器分解成2个独立部分进行分析。针对热管壁面、冷端耦合传热特性,应用耦合源模型,借助Fluent软件计算热管换热器内流动与传热过程,并采用场协同原理对模拟结果进行分析。结果表明耦合源模型能够有效用于热管换热器、及类似结构的性能分析;耦合源模型与场协同原理结合是解决热管换热器等耦合传热及优化问题的有效方法。
热管是人们所熟知的最有效的传热元件之一,可以将大量热量通过很小的截面积、远距离、而无需外加动力地传输。许多国家的科研机构、大学和公司进行了大量的实验和理论研究工作,热管在许多工业部门已经得到了广泛应用,例如Majideian[1]将热管换热器应用于医院的废热回收。近年来,热管换热器在太阳能综合利用、电子散热等新型高效领域开展广度和深度的研究。随着热管换热器的广泛应用,传统的热管换热器计算模型:常规计算法、离散计算法以及定壁温计算法,在优化过程也在逐渐开展。如陈丹[2]提出采用离散型计算模型,运用有效度-传热单元数法,通过多次迭代对高温热管换热器内温度场和速度分布进行模拟的方法;候祺棕[3]也采用类似方法开展中温热管空气换热器的研究工作。
在热管换热器的理论研究领域,也出现多种解决实际情况的模型。桑芝富[4]等采用有限元方法对热管加热或冷却固体介质区域的情况,进行理论分析并提出优化方案。赵蔚琳[5]提出“热管翅”模型,开展高温热管翅性能及其强化传热过程的研究。孙世梅[6]利用数值模拟方法研究了管内温度场协同[7-9]作用,开展高温热管换热器强化传热及结果优化模拟研究,开拓强化传热的新思路。
在热管换热器的流动与传热过程中,热管内发生相变传热过程,耦合作用非常复杂[10-13]。文献[14]指出,加热段热流密度和饱和蒸汽温度或饱和蒸汽压力为热管的独立条件,因此应用饱和蒸汽温度,将热管分解成两个相互关联的独立计算体。同时,在其中任意一个计算区域内,热管的热边界条件无法预先规定,而受到流体与壁面之间相互作用的制约,由热量交换过程动态地加以决定,为耦合传热问题;热管传热特性也受到流动特性的影响。
热管换热器与普通换热器类似,黄德斌[15-16]对气流横向冲刷管束换热这种比较复杂的流动形式,推导了气流横向冲刷管束换热时的Nu数与场参数的关系式,用场协同原理解释了管排方式和管间距对换热的影响。
本文借助耦合传热方法,建立耦合源模型分析热管换热器传热特性,运用Fluent软件进行求解,应用场协同原理对热管换热器传热特性进行量化分析。结果表明耦合源模型能够为类似热管换热器等耦合传热过程提供指导意义,同时场协同原理的应用也为热管换热器过程优化拓宽新的思路。
1·耦合源模型
通过对热管换热器一个流体腔体的计算可以获得整个热管换热器的运行规律;同时热管加热段的传热关联式相对复杂,而凝结段关联式研究比较成熟,因而在计算过程中以冷流体通道为计算区域。如果固体区域内部存在一个稳定热源,那么热源产生的热量将源源不段释放出来,才能满足总体能量守恒关系。将热管区域看成是一个固体区域在固体区域内添加与热管实际放热量相当的热源项,可以解决热管壁面能量守恒关系。在整个固体区域对源项积分,并将凝结传热关系式应用到耦合界面,得到:
式(3)为采用耦合源方法求解热管耦合换热问题,添加在固体区域上的源项表达式,饱和蒸汽温度可以通过热管换热器离散模型获得。
2·耦合源计算方法
2.1几何模型及控制方程
应用耦合源方法,对冷流体区域进行流动与传热计算,假设流体不可压缩,流体特性参数设置为定值,并对流体正常工作情况进行计算,热管换热器几何模型如图1所示。
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固体区域的能量方程:
2.2模型计算及边界条件设置
流体区域与固体区域采用分离式求解器耦合求解。动量方程、连续性方程误差限设置为1×10-3,能量方程误差限设置为1×10-6。入口条件设置为速度入口,已知温度边界条件;出口条件设置为充分发展边界条件;在固体壁面上设置绝热边界条件。热管与流体的壁面则采用耦合边界条件。
3·结果与讨论
对几何模型及边界条件应用耦合源模型进行计算,如图2所示。
耦合源的源项通过自定义函数形式添加,程序的正确性已经通过验证,这里不再叙述,并且需要对每根热管编写UDF函数,这些函数具有比较类似的表达形式,仅改变每根热管的边界条件的地址。单根热管的平均Nu数、阻力系数f、平均协同角θm的定义[9]如下:
3.1冷流体入口温度的影响
图3描绘热流体入口温度为343 K,冷、热流体入口流速均为2. 0 m/s,冷流体入口温度变化时,各个热管传热量的关系。随着冷流体入口温度的逐渐增大,传热温差减小,热管换热器总传热量减少。同时在单一数据点上,传热能力不是一成不变的,即使同一排上,热量传递的变化也相当明显。在开头的几排,热管的饱和蒸汽温度相对较低,同时由于入口段效应,速度矢量与温度梯度矢量的协同程度较好,因此热量变化不明显。在随后的几排热管中,由于流体已经形成均匀的速度场,速度矢量与温度梯度矢量的协同使同一排热管,其传递热量也不尽相同,甚至出现热量极值变化。在后几排热管中,热量传递双峰值发生在同一排热管的外侧,而且后排热管的热量极值点要高于前排,这主要由热管本身特性决定的,热管在靠后位置的饱和蒸汽温度要高于前排,热流密度矢量与速度矢量的协同性较好,说明热管本身的传热特性比改变冷流体入口温度强。
图4为不同冷流体入口温度情况下,热管换热器的局部Nu数随每个热管上的变化。在10K的温差范围内,多组数据点重合的很好,说明热管换热器的传热能力是一个动态变化过程。由于每根热管内饱和蒸汽温度是确定的,因而得出热管换热器的传热能力,即Nu数几乎不随冷流体入口温度的改变而变化。外部流动的影响,反映在同一排热管中,传热量及Nu曲线的变化,尤其在热管换热器后几排热管中,较强的传热能力并不是发生在热管中间部分的热管上,而是发生在靠外侧的热管处,这说明热管本身内在热源引起的热流矢量、流体速度矢量的协同程度很好,从而表现出更大的传热能力。
从流场与温度梯度的总体协同程度来看,在特定情况下,平均协同角度与冷流体入口温度存在多个单调变化区间。这个现象与常规换热器存在一定的差异,这主要是因为热管换热器的传热特性随着冷流体入口温度要发生改变。
但应该看到,一定范围内,降低温度必然能提高传热特性,如图5所示。在冷流体入口温度小于294 K时,降低入口温度,必然能够提高热管换热器的整体传热效果。速度矢量与温度梯度的协同程度变化并不很大,说明冷流体入口温度不是影响热管换热器热量传递的主要因素。
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3.2热管饱和蒸汽温度的影响
热管换热器加热段入口温度变化时,热管内的饱和蒸汽温度发生改变。图6描绘了热管饱和蒸汽温度变化时,各个热管的传热量关系。
随着加热段入口温度降低,总体热管换热器传递的热量减少,这是因为热管饱和温度降低导致有效传递热量降低。同时,在单一数据点上,热量传递能力不是一成不变,即使同一排上,热量传递的变化也很明显,但是这种变化没有改变冷流体入口温度变化显著。
热管饱和蒸汽温度的变化,对于各个热管向冷流体释放的热量变化比较平缓,说明热流线的稳定性,从而说明热管饱和蒸汽温度的主要影响。随着热管加热段入口温度的变化,热管饱和蒸汽也随着发生改变,当仅改变热管加热段入口温度,热管几何位置并不改变时,平均协同角的变化,如图7所示,几乎呈现水平直线,说明即使改变加热段入口温度,如果不选择最优的几何结构,热管换热器的传热过程也不能达到最大限度的强化。
3.3入口速度的影响
提高Re数,可以增强扰动,必然对热管换热器的传热起到作用,同时,也使流动阻力改变,如图8所示。因此,增加冷流体入口速度,改变了流体的流动状态,既改善传热,又增加流动阻力,是相互矛盾的,需要合理控制入口流速。
图9描述平均协同角随Re数的关系,协同角呈现波峰,波谷现象。在波谷处,对应的流速范围为2~2. 5 m/s。迎面风速(标准状况)限制在2~3 m/s的范围内,风速过高导致压力降过大和动力消耗增加,风速过低会导致管外传热系数降低,热管的传热能力得不到充分的发挥。合理的流速范围能够强化传热过程。因此,入口流速存在一个合理的范围,过小或过大都是不可取的。
3.4热源几何位置的影响
热管换热器的传热特性必然要受到热源几何位置的影响,热管换热器中热管的位置虽然可以任意排放,但考虑到结构需要,也多是按行、列交替排列。本文对不同几何位置进行分析,如表1所示。
图10描述了热管换热器平均协同角与冷流体总传热量的关系。
冷流体吸收的总热量与热管布置形式密切相关,最大吸收热量对应最小平均协同角,这种对应关系满足场协同原理。
图11描述了阻力系数与平均协同角的变化关系。阻力系数在排列方式I时,达到最大,而排列方式V满足最小情况。在传热能力达到最大的情况III中,其阻力系数介于中间。
从图10和图11看出,热管布置方式对热管换热器结构设置、强化传热有重要影响。对于协同角较小,传热热量较大的排列方式V,即:垂直方向交替变化,垂直距离为20 mm的情况,在热管换热器排列结构也很具优势。它们之间的传热量和平均协同角都相差不大,而结构形式却相差很多。
4· 结论
通过场协同原理对热管换热器传热特性的量化分析,得到如下结论:
(1)改变入口温度,被动地改善了温度梯度与流动的协同性。在一定范围,入口温度越低,热管换热器的传热特性越好;
(2)运用温度梯度矢量与速度矢量的协同性,验证了冷流体入口流速在2. 0~2. 5 m/s的合理性;
(3)热源品质的改变主动地提高了热管换热器的协同性,但需要优化热管换热器几何结构最大程度地发挥其传热性能。
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