液-液热管换热器试验研究及影响因素分析_工程实践

摘要

摘要：建立了液-液热管换热器的计算模型，编制了计算机程序，进行了液-液换热试验利用试验数据修正了传热准则方程式，分析了液-液换热中，结构参数对热管换热器性能的影响。关键词：热

摘要：建立了液-液热管换热器的计算模型，编制了计算机程序，进行了液-液换热试验利用试验数据修正了传热准则方程式，分析了液-液换热中，结构参数对热管换热器性能的影响。

关键词：热管；液-液换热；试验；结构参数

Experimental Study on Liquid-to-Liquid Heat Pipe Exchanger and Analysis on Influencing Factors

XU Yu-gong，WANG Kai，QIAO Guo-hui

Abstract：The calculation model of liquid-to-liquid heat pipe exchanger is established，the computer program is prepared，and the liquid-to-liquid heat exchange experiment is performed. The equation for heat transfer rule is corrected by using the experimental data. The influence of the structural parameters on heat pipe exchanger in liquid-to-liquid heat exchange is analyzed.

Key words：heat pipe；liquid-to-liquid heat exchange；experiment；structural parameter

随着技术的日益成熟，热管越来越多地应用于工业及民用领域。当前热管换热器的应用集中于余热回收、空气预热、太阳能利用、电子芯片散热、通风空调节能等方面^[1～3]。主要应用于气-气换热、气-液换热，在液-液换热领域应用比较少。但热管具备的优点使其在液-液换热方面的广泛应用成为一种可能，因此研究液-液热管换热的特性及影响因素很有意义。本文对液-液热管换热器试验研究及影响因素进行分析。

1 试验方案设计

液-液热管换热器的试验装置包括高温水系统、冷却水系统、数据采集系统。高温水系统包括高温水箱、可调功率加热器、高温水泵、流量调节装置(节流阀)。冷却水系统包括冷却水箱、可调功率加热器、冷却水泵、流量调节装置(节流阀)。数据采集系统主要包括转子流量计、温度传感器。热管换热器的外壳为开式，可更换热管，外壳覆盖绝热层，减少热损耗，提高试验精度。试验系统流程见图1。

2 数学模型

① 建模思路

对于热管这种高效传热元件，可以认为其外部的表面传热特性几乎不受内热阻的影响，这就可以把热管换热器设想成在连续的折算传热面上串联热管传热热阻的间壁式换热器。因此，可以借助常规的间壁式换热器的设计方法进行计算^[4]。

② 传热系数

在设计过程中，传热系数的计算只能依靠经验公式，对于流体横掠光管和翅片管的情况都要考虑。光管管束的计算使用茹卡乌斯卡斯总结出的平均表面传热系数的关联式^[5]，螺旋翅片和整体翅片管束分别使用Briggs和Young的关联式和Gray和Webb关联式^[6]。

③ 阻力

螺旋翅片管的阻力计算采用Gunter A.Y.公式^[7]，整体翅片管采用Gray和Webb的阻力计算叠加模型^[6]，光管和螺旋翅片管的阻力计算采用茹卡乌斯卡斯的试验数据。

3 计算机程序流程

热管换热器的设计计算过程具有一定的复杂性，往往要经过多次试算，用计算机辅助设计可以大大提高计算精度和速度，有利于缩短产品研制时间和降低研制成本，具有十分明显的应用价值。本文基于热管换热器的等效连续间壁式计算模型及计算方法，用VB语言编制了热管换热器的通用设计计算程序，计算程序流程见图2。

热管换热器计算程序主要分为以下模块：已知传热量和一侧温度，求另一侧温度的迭代计算；各种翅片效率的解析计算；流体及工质物性的数据库查询；热平衡计算；各种结构的传热量计算；阻力计算；结构参数的确定；校核计算；结果保存及报表生成；AutoCAD出图。

4 试验过程及数据分析

为测试液-液热管换热器性能及验证计算模型准确性，设计了水-水热管换热器。该换热器由42根Ø18×1mm的铜质热管构成，热管蒸发侧长度为75mm，冷凝侧长度为105mm。蒸发侧与冷凝侧间隔板厚度为5mm，换热器内部的热管采用正三角形排列，热管管间中心距为25mm。

根据图1所示试验系统流程进行试验台搭建及设备安装，在传感器及其他设备调整校对完毕后进行试验。冷却水流量保持4m³/h，高温水的流量分别取0.75、1.00、1.25、1.50、1.75、2.00、2.25m³/h。

换热器高温水进出口温度与程序计算高温水出口温度见图3。由图3可知，当高温水流量在0.75～2.25m³/h变化时，实测的高温水出口温度与程序计算值的变化趋势基本是一致的，但实测值比程序计算值低，即换热器的实际传热量比程序计算的高。

根据传热计算的基本公式，可以得出传热系数的计算式为：

式中K——传热系数，W/(m²·K)

Ф——传热量，W

A——传热面积，m²

△t——对数平均温差，℃

对于一台已有的换热器，传热面积A已知。在不计热损失的条件下，传热量函可以通过热平衡方程计算。在试验中测得冷热流体的进出口温度进而求出对数平均温差△t，并利用流体的热物性数据表查得它们的比定压热容，即可求得在相应的运行条件下的传热系数。

由于种种原因，通过测试求得的冷流体吸热量不完全等于热流体的放热量，因此应计算它们的平均值作为实际传热量，即：

式中Ф_a——冷流体吸热量，W

Ф_r——热流体放热量，W

实际传热量、传热系数与程序计算的结果比较分别见图4、5。结果表明，实际值与程序计算值的最大相对误差为12%，并且保留了一定的设计余量，因此这里所述的液-液热管换热器的设计计算方法具有很高的可靠性。

为了使液-液热管换热器计算模型更精确，采用3种工况下的试验数据拟合出蒸发侧、冷凝侧的传热准则方程式：

蒸发侧：

冷凝侧：

式中Nu_e——蒸发侧努塞尔数

Re_f——流体的雷诺数

Pr_f——流体的普朗特数

Pr_w——壁面的普朗特数

s₁——横向管间距，m

s₂——纵向管间距，m

Nu_c——冷凝侧努塞尔数

采用另外4种工况下的试验数据验证了修正后模型的精确性，对比结果表明，修正后的程序计算结果与试验结果基本吻合，高温水出口温度的最大偏差为0.2℃，是实测温度的3.17%；传热量的最大偏差为0.22kW，是实测传热量的3.18%。

5 换热器性能影响因素

下面分析可控制参数(蒸发侧长度、翅片厚度、热管外径、翅片间距)对热管换热器性能的影响。以某型号柴油机机油冷却器主要技术数据为计算依据：机油流量为15m³/h，机油进口温度为130℃，传热量≥60kW，冷却水流量为40m³/h，冷却水进口温度为100℃，机油压力损失容许值为120kPa，冷却水压力损失容许值为32kPa，换热器要求的芯体长×宽×高=390mm×148mm×206mm。换热器内部热管采用正三角形排列。

由于机油冷却器机油一侧的热阻较大，因此在换热器设计时，在热管蒸发侧(机油侧)采用整体翅片，热管冷凝侧(冷却水侧)采用光管的结构形式。由于水的黏度比油小很多，并且没有翅片，因此下面将不再分析冷却水侧的阻力。

① 蒸发侧长度的影响

在热管换热器中，蒸发侧与冷凝侧的长度比是一个重要的参数，它对热管换热器的性能指标有很大的影响。在翅片厚度为0.5mm、翅片间距为10mm、热管外径为6mm、热管壁厚为0.5mm、热管间距为8.5mm、热管总长度为200mm时，机油冷却器性能随热管蒸发侧长度的变化见图6、7。由图6、7可知，在热管总长度一定的情况下，随着换热器蒸发侧长度的增加，机油流通面积增大，流速减小。因此，传热系数、阻力减小。在蒸发侧长度约100mm时，换热器总的传热量最大。

② 翅片厚度的影响

在翅片间距为10mm、蒸发侧、冷凝侧长度分别为100mm、热管外径为6mm、热管壁厚为0.5mm、热管间距为8.5mm时，机油冷却器性能随翅片厚度的变化见图8、9。由图8可知，随着翅片厚度增加，传热系数有少许增加，传热量基本不受影响。这是由于翅片厚度增加使得机油的流通面积减小，流速增加，传热系数也随之增大。同时传热面积减少，传热量变化不大。由图9可知，随着翅片厚度的增加，机油流通面积减小，机油的流速增加，因此蒸发侧的阻力增大。

可以看出，翅片厚度对热管的传热系数和传热量影响很小，但对阻力影响影响较大。翅片越薄，流动阻力越小。因此，应尽可能选择较薄的翅片。但翅片厚度的选取还要从机械强度、制造工艺以及耐腐蚀等方面进行考虑。

③ 热管外径的影响

在蒸发侧、冷凝侧长度分别为100mm、翅片间距为10mm、翅片厚度为0.5mm、热量壁厚为0.5mm时，机油冷却器性能随热管外径的变化见图10、11。由图10可知，随着热管外径增大，传热系数和传热量都在减小。原因为：在热管换热器结构尺寸及其他条件不变的情况下，随着热管外径的增大，热管的间距也在不断增大，热管总数量减少，整个换热器的流通面积增大，传热系数减小。同时，总换热面积也在减小，因此总的传热量会减小。

由图11可知，通过热管换热器蒸发侧的阻力从98.2kPa减小到30.1kPa。原因为：在机油冷却器进口尺寸为定值，且翅片结构尺寸不变的情况下，随着热管外径的增大，每排的热管数量减少，管束间流体的自由流通面积增大，流速减小，流体流经热管换热器的阻力减小。

从以上分析可知，在换热器其他结构尺寸及其他条件不变的情况下，减小热管外径能够增大换热器的传热量，并能满足较小设计尺寸的要求，但要考虑热管的强度要求以及连续流动极限的限制。

④ 翅片间距的影响

在翅片厚度为0.5mm、热管外径为6mm、热管间距为8.5mm、蒸发侧、冷凝侧长度分别为100mm、热管壁厚为0.5mm时，机油冷却器性能随翅片间距变化见图12、13。由图12可知，随着翅片间距的增大，热管换热器的传热系数增大。原因为：在翅片厚度不变的情况下，增加翅片间距会减少翅片的数目，减少翅片总传热面积，同时会使得最小流通截面积略有增加，流体流速降低，引起传热系数降低。但是由于翅片数目减少引起流体流速的变化量很小，传热系数的变化很小。翅片传热属于二次传热，在翅片间距较小时，翅片传热起主导作用，随着翅片间距的增大，翅片传热的主导作用减弱，热管外壁的传热起到主导作用，最终导致传热系数增大。传热量减小的原因为：换热面积减少，由于换热面积减小量比传热系数增大量对传热量的影响要大，因此总的传热量是减小的。

由图13可知，随着翅片间距增大，阻力呈减小趋势，主要是由于翅片间距增大导致机油流通面积增大，流速降低。

翅片间距减小，流动阻力会增大，功率消耗会增加。此外，还应考虑结垢、预期的翅片结构及工艺动边界层的相互要求。

6 结论

① 在热管总长度一定的情况下，随着蒸发侧长度增加，传热系数减小，但传热面积增加。因此，蒸发侧长度的设定要综合考虑流体的传热能力以及翅片对传热的强化作用，一般可以取管长的50%左右。

② 翅片厚度对热管的传热系数和传热量影响很小，但对阻力影响较大，在机械强度、工艺及使用寿命允许的前提下应尽可能选择较薄的翅片。

③ 采用小管径热管可以增强传热，提高换热器的紧凑性，但要考虑结构强度及流动极限等因素。

④ 翅片间距对传热量和阻力的影响比较大，翅片间距越小，传热量越大，阻力也越大。因此，翅片可以在阻力允许的范围内尽可能增大分布密度。

⑤ 通过合理选择参数可以达到增大传热系数、减小阻力，进而达到减小换热器总体尺寸，提高换热器紧凑性的目的。

参考文献：

[1] VASILIEV L L. Heat pipes in modem heat exchangers[J].Applied Thermal Engineering，2005，(1)：1-19.

[2] ZHANG H，ZHUANG J. Research，development and industrial application of heat pipe technology in China[J].Applied Thermal Engineering，2003，(9)：1067-1083.

[3] 罗清海，汤广发，龚光彩，等.热管技术在通风空调节能中的应用[J].煤气与热力，2005，25(2)：72-76.

[4] 乔国辉.热管技术在高强化柴油机中的应用研究(硕士学位论文)[D].北京：北京交通大学，2007.

[5] 钱颂文.换热器设计手册[M].北京：化学工业出版社，2002.

[6] 余建祖.换热器原理与设计[M].北京：北京航空航天大学出版社，2006.

[7] 庄俊，张红.热管技术及其工程应用[M].北京：化学工业出版社，2000.

(本文作者：徐宇工¹ 王凯¹ 乔国辉² 1.北京交通大学机电学院北京 100044；2.北京锐意泰克汽车电子有限公司北京 100176)