集热器结构范文（精选9篇）
集热器结构 第1篇
1太阳能集热器的基本概念与分类
吸收太阳辐射并传递热能至传热介质的装置即太阳能集热器, 这个定义说明太阳能集热器包含四个含义。 首先, 太阳能集热器是一种装置。 其次, 太阳能可以被这种装置吸收利用。 第三, 这种装置可以产生热能。第四, 热能可以通过这种装置进行传递。太阳能收集与吸收装置是集热器的主要组成部分。 太阳能集热器的种类繁多, 根据不同分类标准, 可以将太阳能集热器分为多个种类。 液体采集器与空气采集器是以集热器不同的传热工质划分的, 聚光型与非聚光型集热器根据进入采光口的太让辐射方向是否改变划分, 集热器是否跟踪太阳又可以划分为跟踪集热器与非跟踪集热器, 以集热器内是否有真空空间又可将其划分为平板型与真空管型集热器。 以温度为划分标准, 集热器可分为低温、中温、高温集热器。 按集热器使用材料, 可将其划分为纯铝集热板、铜铝复合集热板、纯铜集热板。 平板型太阳能集热器、全玻璃真空管集热器, 直流式真空管集热器等是常见的集热器[2]。
2太阳能集热器的结构优化
太阳能是一种可再生的清洁型能源, 大量应用太阳能, 有利于节能减排, 保护环境。集热器是太阳能热利用系统的核心部件, 优化集热器的集热与传热性能是太阳能集热器结构优化的重点[3]。 集热器部件不同, 集热效果不同, 本文通过具体实验, 得出对太阳能集热器的具体优化建议。
2.1设备与仪器
试验系统组成:平板式太阳能空气集热器;PT100温度传感器;总辐射表;日晷;风机;风速计;无纸记录仪。
2.2方法
太阳辐照度、传热工质流量、集热器结构等是决定集热器出口温度的主要因素。 由于相关大气参数, 如辐照度、环境温度具有客观性。 通过更换太阳能集热器的重要部件, 改变部件结构, 观察集热效率, 可以获得最佳性能结构参数。
首先, 吸热体波纹试验。 选择平面无波纹、沿集热器纵向波纹、横向波纹, 三种波纹不同的吸热体集热器, 在环境温度、太阳辐照度相近的3天内对集热器进出口温度进行测量, 比较热能转化率。
其次, 进出口数量选定。 集热器进出口与外部之间采用直径70mm的耐热抗老化且保温效果好的管道进行连接, 进出口数量分为3组、1组, 对集热效果进行对比, 选择集热效率高的进出口结构。
第三, 集热器串联组合试验。集热器的连接方式分并联、串联和串并联三种。 本次试验对集热器进行串联, 分别测量单个集热器的集热效率, 串联两个集热器的集热效率、串联三个集热器的集热效率。
2.3试验结果
首先, 吸热体波纹试验。 沿集热器横向波纹集热效率为83.52%, 沿集热器纵向波纹的集热效率为73.93%, 平面无波纹的集热效率为66.05%。 由试验数据可知, 平面无波纹的集热器, 集热效率最低。 平面有波纹的集热器, 可以增大集热器吸热与换热面积, 因此其集热效率较平面集热器高。 波纹集热器可以在一定程度上阻碍工质的流动, 这就达到减少热阻的效果, 充分换热, 集热效率与传热工质流动方向一致的纵向波纹集热器的集热效率高。
其次, 进出口数量。本次试验显示, 集热器出入口数量为1组时的集热效率显著低于三组集热器入口。 集热器出入口较少时, 集热器内部的某些边角因与出入口距离过远, 气流相对稳定, 不易流动, 空气流动性不强, 换热效果不好。三组集热器出入口沿集热器宽度均匀分布, 不易形成气流死角, 空气流动迅速, 换热效果显著, 从而提高了集热器的效率。
第三, 串联组合试验结果。 太阳能能源丰富, 但是密度小, 分布分散, 不易利用, 单个集热器的集热效率较低。集热器并联与串联各有优势, 就集热效率与并联相比, 串联有一定的集热效率相对较低。集热器采集热量时会有一定的热损, 当将多个集热进行串联时, 会降低集热器的总体集热效率。 在试验时间内, 单个太阳能空气集热器的平均集热效率是51.41%, 两个集热器串联后的集热效率为37.51%, 三个集热器串联后的集热效率为30.88%。 由此可见, 虽然集热器串联可以增加出口温度, 但是集热器串联越多, 集热效率越低。
3结论
3.1选择与集热器传热工质流动方向垂直的横向波纹集热器
由本文试验数据可知, 与集热器传热工质流动方向垂直的横向波纹集热器的集热效率显著高于平面无波纹或纵向波纹的集热器。
3.2选择合适的上下通道空间比例
本次试验中发现, 当上下通道空间比例2:1, 即吸热体距离内壳底部40mm时, 太阳能空气集热器的传热工质能最大限度的吸收与传递热能, 提高集热器集热效率。
3.3设计多个进出口
本次试验中, 1组进出口的集热器, 集热效率显著低于3组集热器, 设计多个进出口, 有利于集热器内部空气流动, 均匀换热, 提高集热效率。
3.4根据具体需要选择集热器连接方式
经测试, 单个太阳能空气集热器的平均集热效率是51.41%, 两个集热器串联后的集热效率为37.51%, 三个集热器串联后的集热效率为30.88%。 由此可见, 虽然集热器串联可以增加出口温度, 但是集热器串联越多, 集热效率越低, 因此在实际的生产生活应用中, 应根据具体需要选择集热器连接方式。
4结语
当前国家正在提倡节能减排, 太阳能作为一种清洁型能源, 正日益受到政府的重视, 其发展前景十分广阔, 如建筑节能、供热、发电采光照明等方面。 国民生活水平不断提高, 不禁扩大了太阳能集热器的市场, 也对太阳能集热器也提出了更高的要求, 提高太阳能集热器的集热效率是提高太阳能资源利用率的内在要求, 本文经过试验认为, 优化太阳能集热器的结构, 如选择与集热器传热工质流动方向垂直的横向波纹集热器, 选择合适的上下通道空间比例, 设计多个进出口, 根据具体需要选择集热器连接方式可以显著提高太阳能集热器的集热效率。 相信随着太阳能技术的快速发展, 太阳能资源的利用率将会大幅提高。
参考文献
[1]张淞源, 关欣, 王殿华, 等.太阳能光伏光热利用的研究进展[J].化工进展, 2012, 31 (增刊) :323.
[2]班婷, 朱明, 王海.太阳能集热器的研制及结构优化[J].农业工程学报, 2011, S1:277-281.
集热器结构 第2篇
摘要：本文综述了平板型太阳能集热器的发展现状，对平板型太阳能集热器的国内外市场进行了分析，并分析了平板型太阳能集热器的技术优势和有待解决的问题，展望了平板型太阳能集热器的市场前景。
关键词：太阳能，平板集热器，建筑一体化
0引言
我国拥有全球最大的太阳能热水器（系统）生产能力，也是全球最大的太阳能热水器（系统）的应用市场。根据我国的可再生能源发展规划，2020年太阳能热水器（系统）的安装量将达到3亿m2，每千人拥有量为203 m2[1]。目前，随着世界能源价格的不断上涨和全世界环保意识的增强，面对严峻的节能减排形势，我国正在加速发展和利用可再生能源，太阳能技术和产品的进步以及太阳能热水器与建筑结合技术的发展，将使太阳能热水器（系统）继续保持快速增长的势头。其中平板型太阳能集热器（以下简称平板集热器）因其固有优势而逐渐受到高度关注。
1国内外平板集热器的发展概述
1.1 我国平板集热器发展现状
平板集热器早在17世纪后期就被发明，是历史上最早出现的太阳能集热装置。尽管如此，但直到1960年以后它才真正被深入研究并进入实际应用。
在我国的太阳能光热应用中，平板集热器也是最早得到应用的产品，而且一度发展得很快。但由于初期产品技术和结构的缺陷，使得平板集热器从上世纪80年代的市场统治地位逐步下滑到12%左右的市场份额。首先，作为集热器核心部件的太阳能吸热材料的光热转换效率低，直接导致了太阳能集热器效率的低下；其次，由于结构上的特点，这种集热器组成的热水器平均热损系数较大，从而导致热水器的整体热效率不高；另外，我国的太阳能热水器（系统）基本上都采用直接加热太阳能集热器中水的方法。如果集热器中的水一旦冻结将直接影响集热器的正常运转，严重时还会导致集热管的涨裂。而随后发展起来的真空管太阳能热水器因冬天管内的水在不排空的情况下基本不结冰或不冻坏而受到了市场的欢迎。同时，由于全玻璃真空管技术的不断创新，使其成本大幅度降低，生产企业迅速增加，促进了全玻璃真空管型太阳能热水器市场的迅速扩大。
另外，在商业运作方面，全玻璃真空管热水器被生产厂及商家宣传为热性能远高于平板太阳能热水器的产品。其主要理由是真空绝热，这一宣传极易为我国大众接受。因此，目前
家用热水器国内市场格局是由于产品的特点和价格等因素形成的，可以预见在家用热水器中低端市场中全玻璃真空管热水器仍将占据主流。
目前，随着太阳能光热利用技术的不断成熟，以及人们对于太阳能光热产品的要求不断提高，特别是太阳能与建筑一体化技术的提出，平板集热器的优势日渐突出，其市场份额在近两年中也在逐步上升。
1.2 国外平板集热器的发展现状
据霍志臣、罗振涛对欧洲15个国家、美洲2个国家、大洋洲1个国家、亚洲3个国家(21个国家)的统计，国外生产平板式太阳能热水器的厂家(含经销商)共401家,占企业总数的92.61%;真空管太阳热水器12家,占企业总数的2.77%;简易太阳能集热器20家,占企业总数的4.62%。显然,平板型太阳能热水器生产经营企业远远多于其它产品类型企业数量。国外市场中，2003年平板太阳能热水器占市场销售份额的94.88%,真空管太阳能热水器占
2.46%。
究其原因主要是国外太阳能热水系统设计理念的不同，国外系统一般采用间接式系统、分体式系统和闭式承压系统，这类系统的初期投资一般较高，但系统可靠、维护成本低、水质不会污染和系统寿命长。针对这类系统，平板集热器体现出其自身的技术优势：
第一，国外太阳能系统设计理念的不同。国外系统一般采用间接系统、分体式系统和闭式承压系统，有些发达国家太阳能热水器基本上都是双回路承压型分体结构。这类系统一般初投资高，但系统可靠、维护成本低、水质不会污染和系统寿命长。
第二，国外平板太阳能集热器采用高吸收率及低发射率的可选择涂层。
国际上发达国家，尤其是欧洲，平板集热器所使用的选择性吸收涂层主要有两种方法，其一是采用真空镀膜技术，其二是采用卷绕式连续镀膜方式。即使是湿法镀膜也采用连续镀膜工艺，产品的光学性能及耐候性都很理想。
真空镀膜技术生产工艺不存在污染问题，涂层光学性能优良，但连续化生产线投资较大，涂层生产成本较高，北京融德绿能科技有限公司生产的平板集热器板芯涂层就是采用这种工艺生产加工的。湿法镀膜技术采用电化学方法生产，涂层（如黑铬涂层）连续化生产线投资较小，涂层具有优良的光学性能而且也具有非常优异的耐热耐湿耐候性能，也是一种性价比较高的太阳能选择性涂层。
第三，平板集热器最有利于实现太阳能热水器与建筑相结合。实现太阳能热水器与建筑相结合是太阳能热水器产业发展的必然趋势。以平板集热器为主体的家用太阳能热水器和公用太阳能热水系统，无论从整体外形、结构强度，还是从安装调试、维护保养等各个角度[3]
考虑，平板集热器都是最适合实现太阳能与建筑相结合，因而也是最受建筑设计师欢迎的产品。
第四，国外平板太阳能热水产品的产品热性能好，系统安全可靠，有效采光面积大。平板太阳能集热器在国外的研发已有多年，其产品的热性能已接近真空管太阳能集热器。
第五，国外平板太阳能热水产品材料的可再生利用率高。平板太阳能集热器材料以铜、铝或符合材料为主，回收利用率高。
第六，平板集热器多以铜铝等金属材料为主，其产品材料的回收利用率高。
第七，产品热性能好。平板集热器在国外已研发多年，其产品热性能已等同或超过全玻璃真空管集热器。
因此，国外太阳能集热器市场格局并没有因全玻璃真空管太阳能集热器的引入而发生重大变化，直至今日平板太阳能集热器、热水器仍占主流地位，并且继续稳步发展。2平板集热器的发展前景及技术革新方向
平板集热器在我国已有20多年的生产和应用经验。现在，平板集热器和热水器在华南大部分地区仍占据市场的主体地位，即使在北方地区也有不少用户。近年来由于使用中出现炸管、冻裂、管内结垢和泥沙沉积、密封胶圈漏水以及热水工程不能承压运行等问题，直插式全玻璃真空管集热器在实际使用中受到了限制。于是，平板集热器得到了一个新的发展机会。此外，随着技术的进步，平板集热器及热水器的高效涂层、高透过率盖板及密封保温等技术已达到较高的水平，产品的性能大幅提高，市场竞争力也在进一步增强。我国平板太阳能集热器、热水器的发展已呈现出诱人的前景。
平板太阳能集热器的优势是易与建筑有机结合，且十分可靠，同时，平板集热器还能够代替传统物的屋顶和屋面，显著降低成本[4]。这一优势也已逐渐为建筑师、建筑商所认同。我国平板太阳能集热器、热水器发展已显现新的商机，如能借鉴国外成功经验，发挥自己的优势，扬长避短，进行实事求是的宣传推广，平板集热器一定能发展起来。这对于完成我国的可再生能源规划，实现我国节能减排的阶段性目标，有着非常重要的意义。
平板太阳能集热器关键技术革新方向
第一，应针对平板型集热器研发新型保温材料，改进生产工艺,在各个环节控制散热，采用多重保温处理技术使太阳能系统更加稳定，免去客户在使用其他太阳能热水产品会产生的系统不稳定等后顾之忧。
第二，平板太阳能生产企业应学习借鉴国内外先进的生产加工工艺，结合自身特点，勇于不断创新，采用高吸收率低发射率的太阳能集热板芯镀膜技术，从而提高平板集热器的集
热效率。
第三，采用高透过率低反射率的新型玻璃盖板，使采光效率更高。采用高效低铁玻璃，可见光直透率高达94％，太阳光直透率高达91.5％。
第四，采用先进防水处理，将集热器玻璃盖板与集热器边框实现无缝隙紧密结合，有效的防止雨水的渗透对集热器的影响。
第五，采用先进的加工设备并不断创新生产工艺，在保证集热产品质量的前提下减少生产运行成本。
3结论
平板型太阳集热器和热水器在太阳能光热利用中，特别是在应对世界环境和完成节能减排的指标中有着极大的优势。随着社会和技术的不断进步,在太阳能与建筑一体化方面,平板型太阳能热水器近年来已取得了较大的技术进步。居民生活水平的提高也使得开发、生产高品质的太阳能热水器产品成为今后的发展方向。我们也相信，通过我们的不断努力，将会把制约我国平板太阳能产品的几大问题逐一攻克。随着平板型太阳能集热器和热水器技术水平的提高，平板型太阳能集热器和热水器将会获得更大的发展,在市场中所占的份额也将不断增加。
参考文献：
载货汽车散热器的设计及结构材料 第3篇
关键词 载货汽车 冷却系统 散热器 布置 设计 结构 材料
载货汽车发动机燃油燃烧后产生的热量分配大约为：30%用于做功，30%通过排气门排出，10%由发动机表面散发，30%需要由发动机冷却系统散热。冷却系统的作用是保证发动机不发生过热现象，在最适宜的温度状态下工作，而散热器是冷却系统中的关键零部件，起着至关重要的作用。载货汽车发动机的冷却系统，一般是由水泵、节温器、散热器、护风罩、发动机冷却风扇等部分组成。发动机的冷却方式：空气冷却和液体冷却。
一、载货汽车散热器的布置
（一）空气流通系统提高进风系数
减小空气流通阻力
尽量减少散热器前的障碍物，进风口的有效进风面积不要小于60%的散热器芯体正面积。尽量采用迎风面积较大的散热器，风扇与任何部件距离不小于20mm，这样可以组织气流通畅排出，减少风扇后的排风背压。
降低进风温度 防止热风回流
合理布置散热器进风口，增加密封性防止热风回流。合理布置风扇与散热器芯部的相对位置，尽量加大风扇前端与散热器芯体间的距离。美国康明斯公司材料推荐，吸风式风扇距离散热器芯部不小于50mm，吹风式风扇距离散热器芯部不小于100mm。
（二）提高冷却液循环中的散热能力
提高冷却液的除气能力
（1）设计膨胀水箱
膨胀水箱应高于散热水箱50mm左右，必须具有相当于冷却系统总容积4%～6%的冷却液膨胀空间，储备水量应是冷却系统总容积的11%，有暖风时达到20%，冷却液液面不能淹没加水伸长颈管，加水伸长颈管上部必须设通气孔，通气管不宜小于€%o3.2mm，膨胀水箱最低液面以下水深不得低于50mm，以防止空气进入注水管。
（2）设计除气管路
冷却系统几乎全部采用压力循环式系统，在散热器上部直接开一个注水口，并在注水口处安装压力式散热器盖，它由控制最高压力的压力阀和系统内出现负压时开启的真空阀构成。
提高冷却液除杂质能力
载货汽车散热器的设计
1、设计计算
发动机所需散热量Q（kJ/s）的计算
Q=（AgeNehu）/3600 式中A—传给冷却系统的热量占燃料热能的百分比（柴油机A=0.18～0.25），ge—内燃机燃料消耗率（额定工况时柴油机ge=0.21～0.27kg/kwh），Ne发动机功率（kw），hu燃料低热值（柴油机hn=42500kJ/kg）。
散热器散热面积F（m2）的计算
F=Q€%q/K€%=t 式中€%q—散热器储备系数如水垢油泥影响等（€%q=1.1～1.5），K—散热系数（0.18～0.23kw/m2℃），€%=t—液气平均温差（€%=t=€%=ts-€%=tk=10～30℃）。
经公式得的结果通常为一个取值范围，应根据实际情况选取合适的散热器散热面积（带有水冷EGR的发动机在此基础上应留有10%～15%的富裕度）。为提高散热效率，尽可能减小散热器芯厚，散热面积通常取较小值。如果配装带水冷EGR的发动机，取较大值便利于增强冷却系统的适应能力。一般载货汽车推荐散热面积为：0.10～0.16 m2/ kw。
散热器正面积S（m2）的计算
散热器的正面积也称迎风面积。正面积越大，则散热器被冷却风扫过的区域就越大，冷却效率就越高。这样可以减小芯厚，从而降低风阻及风扇功率损耗。一般载货汽车推荐散热器正面积为：30～40 cm2/kw。
2、性能验证
由于车辆行驶的地域环境等因素的不同，需进行各种工况、地域及环境中散热器的性能验证。以验证散热器是否符合车辆的散热性能要求。
载货汽车散热器的结构：
散热器是由冷却用的散热器芯体、贮存冷却液的上、下水室三部分组成的。由于散热器工作时会产生水蒸气，所以上水室还承担着气水分离的作用。散热器芯子的结构有多种，常见的多为管片式和管带式。载货汽车散热器多采用管带式芯体，它由波纹状的散热带和散热管相间排列构成。在散热带上开有许多类似百叶窗的孔，以破坏空气流在散热带表面上的附着层，提高散热能力。这种散热器的芯体散热能力较高，制造工艺简单、质量轻、成本低，可以在有限的空间尺寸内获得更好的冷却效果。由于我国地域广大，气候条件及路况的差别也很大。在南方地区明显感觉散热器的散热能力不足。为此，在保证原装配位置的情况下，将其单列散热管改成双列散热管的结构，使其在散热面积增加45%的情况下，以满足车辆散热要求。
二、载货汽车散热器的材料
散热器行业一直以铜及铝合金作为制造散热器的主要材料。随着散热器行业的发展，塑料被用来制造散热器的零部件。常见的是用加入玻璃纤维的尼龙66注塑加工成散热器的水室，散热器芯体与水室之间不用钎焊，用机械方式进行装配。该散热器的优点是生产工艺简单、成本低、质量轻、水室上原来需要钎焊的复杂零件可以一次成型等。现铜塑和铝塑结构的散热器已经广泛使用。
管壳式换热器的工作原理及结构 第4篇
属于间壁式换热器的就是管壳式换热器, 其换热管内组成的流体通道称为管程, 换热管外组成的流体通道称为壳程。管程以及壳程分别经过2个不一样温度的流体时, 温度相对高的流体经过换热管壁把热量传递给温度相对低的流体, 温度相对高的流体被冷却, 温度相对低的流体被加热, 进而完成两流体换热工艺的目标。 (工作原理和结构见图1)
管壳式换热器关键由管箱、管板、管子、壳体以及折流板等组成。一般圆筒形为壳体;直管或U形管为管子。为把换热器的传热效能提高, 也能使用螺纹管、翅片管等。管子的安排有等边三角形、正方形、正方形斜转45°以及同心圆形等几种方式, 最为常见的是前面三种。依照三角形部署时, 在一样直径的壳体内能排列相对多的管子, 以把传热面积增加, 但管间很难用机械办法清洗, 也相对大的流体阻力。在管束中横向部署一些折流板, 引导壳程流体几次改变流动目标, 管子有效地冲刷, 以把传热效能提高, 同时对管子起支承作用。弓形、圆形以及矩形等是折流板的形状。为把壳程以及管程流体的流通截面减小、流速加快, 以把传热效能提高, 能在管箱以及壳体内纵向安排分程隔板, 把壳程分为二程以及把管程分为二程、四程、六程以及八程等。管壳式换热器的传热系数, 水换热在水时为1400~2850瓦每平方米每摄氏度[W/ (m (℃) ];气体用水冷却时, 为10~280W/ (m (℃) ;水蒸汽用水冷凝时, 为570~4000W/ (m (℃) 。
2 管壳式换热器依据结构特征能分为下面2类
2.1 刚性构造的管壳式换热器:
固定管板式是这种换热器的另一个名称, 一般能可分为单管程以及多管程2种。在两块管板上换热器的管端以焊接、胀接、胀焊并用的办法固定, 而管板则以焊接的办法以及壳体相连。因为不存在弯管部分, 污垢不容易在管内积聚, 就算出现污垢也方便清洗。假如管子出现泄漏或损坏, 也方便实施堵管或换管。但不能在管子的外表面实施机械清洗, 而且很难检验, 不适合解决脏的或有腐蚀性的介质。更关键的不足是当壳体以及管子的壁温或材料的线膨胀系数相差相对大时, 在壳体以及管中将出现很大的温差应力。
2.2 管壳式换热器具备温差补偿装置:它能让受热部分自由膨胀
这构造方式又能分成:
(1) 浮头式换热器:浮头式换热器针对固定管板式换热器的不足在构造上做了改进, 只有一端与壳体固定的两端管板, 而能够在壳体内自由移动的是另一端的管板, 这端称为浮头。浮头端设计成能拆构造, 让管束能够容易地插入或抽出, 这样为检修、清洗供应了便捷。
(2) U形管式换热器:它只有一块管板, 弯成U形的换热管, 管子的两端都固定在这只有的一块管板上, 把全部管子的入口端集中在半块管板上, 在另半块管板上是出口端集中的地方, 中间用管箱的分程隔板隔开。由里向外是U形管的排列, 最里层的U形管一定要维持一个最小弯曲半径, 于是造成壳程内发生了不炉排管的条形空间, 就是影响构造的紧凑, 防短路的中间挡板或挡管又要安装, U形管假如出现泄漏损坏, 只可以把坏管堵塞而不可以更换。因此U形管换热器只适合用于管、壳程温差大, 管内介质清洁但压力相对高的场合。
(3) 填料函式换热器:对于某些腐蚀严重, 温差相对大而常常要更换管束的冷却器, 使用填料要比浮头式或固定式换热器优越的多的是函式换热器。它是具备浮头式换热器的优势, 固定式换热器的不足又克服了, 构造跟浮头相比简单, 制造便捷, 容易方便检修清洗。填料函式换热器的管板也只有一端和壳体固定, 另一端使用填料函密封, 它的管束也能够自由膨胀, 因此也不需要思考因为管壁、壳壁温度引发的热应力。而且管程以及课程都可以清洗, 加工制造的浮头容易简单, 而且造价相对低。
3 主要技术特点:
3.1 通常管壳式换热器和别的类型换热器对比有下面关键技术特点:
(1) 不怕高温不怕高压, 牢固稳当实用; (2) 历史悠久的制造运用, 成熟的制造工艺和操作维检技术; (3) 选材广泛, 适用区域大。
3.2 管壳式换热器除具备上面说的特点外, 独具下面主要技术特点
(1) 换热管内外表面均呈螺旋状的螺旋管管壳式换热器, 在管内呈三维螺旋运动状态向前流动的是管程流体, 流速非常低时就能达到充足湍流, 从而把管壳式换热器管程流体界膜传热系数相对低的不足克服了, 明显把换热器的总传热系数提高了, 流体阻力损失相对小了; (2) 波节管式换热器的改进型的弧线管壳式换热器, 具备波节管式换热器传热系数高, 不容易结垢等所有的优点, 同时把波节管式换热器受制造工艺约束而管壁相对薄、换热管相对短、管板以及换热管连结一定要另加焊接套等不足克服了, 跟GB151国家规范完全符合, 牢固实用; (3) 离子束管壳式换热器和镍基渗层管壳式换热器的换热管通过离子束加工或镍基渗碳, 其表面产生平均的微观凸凹面, 使换热流体表面张力降低, 从而把流体界膜传热系数提高, 特别是对于冷凝传热, 变膜状冷凝为珠状冷凝, 把冷凝界膜传热系数和换热器总传热系数大幅度提高。
4 结语
在经济水平飞速发展的现在社会, 人们开始更多地重视生活上每一个细节的品质, 也愈来愈需要更充裕更加便捷的热能供应形式, 作为一种传统的换热设备的管壳式换热器, 由于其构造简单, 解决能力大、选材区域广, 适应性强, 容易制造而且成本相对低, 方便清洗, 在高温高压下也可以适用等很多的优点, 依然在换热器中占主导位置。
参考文献
[1]马小明.管壳式换热器[S].中国石化出版社出版, 2010 (01) :01.
不同结构液压油散热器对比研究 第5篇
关键词：液压油散热器,铝板翅,铝管带,对比
近年, 工程机械市场持续低迷, 企业经济指标下滑, 行业形势严峻, 为能保持市场占有率, 产品既要质量可靠, 又需性价比高。在这种情况下, 整机零部件更要考虑低成本, 高性能, 更好地为整机产品服务。由此, 摸清铝管带和铝板翅的液压油散热性能差异和阻力差异, 为后续油散的选型和设计积累数据, 对零部件的合理配套尤为重要。笔者对3种不同结构的样品开展了新型油散的对比设计和试验工作。
1 试验对比
1.1 确定参数
为确保可比性, 确定了3种样品的参数如表1所示。
从参数可以看出, 芯体的宽、高、厚基本一样, 铝板翅YJ-XZ-03 (Y) 和铝管带YJ-XZ01 (Y) 的外翅片参数相同, 从而可以保证相同风速下冷侧的雷诺数一致;YJ-XZ01 (Y) 和YJ-XZ02 (Y) 两种铝管带散热器的管子相同, 外翅片不同, 从而保证相同油流量下热侧的雷诺数相同, 便于我们后续比较。
1.2 测试对比
按上述结构要求加工制造好3个散热器样品, 完成气密性试验。根据该芯体大小, 结合实际常用时的风速重点选择9m/s、8m/s、7m/s、6m/s4种风速测试分析;实际测试从4m/s时递增到9m/s分别测试;液压油流量选择28.5L/min、35.5L/min和42.5L/min三种流量测试。每种流量下至少有上述四种风速下的散热性能和阻力值。测试时各种流量值误差5%以内。整理测试数据如图1~图8。
2 数据分析
1) 3种结构的散热器的散热性能与风速呈现正相关的关系, 即风速越大, 散热功率越大, 如图1~图3所示。
2) 3种结构的散热器的散热性能与热流体流量呈现正相关的关系, 即在同一风速下, 通过的油流量越大, 散热功率越大, 如图1~图3所示。
3) 3种结构的散热器在每种风速下, 当油流量从28.5L/min增大到42.5L/min时, 流量增大49%, 但散热功率并没有增大49%, 说明此时出油口的油温随着油流量增大而提高, 热平衡系统恶化。
4) 3种结构的散热器的散热性能随风速增大而提高, 但并不是成比例提高。当风速从5m/s提高到9m/s时, 风速增大了80%, 散热功率仅增加了10%~20%。其中, 矩形波纹型外翅片的板翅散热器YJ-XZ-03 (Y) 散热功率增大约20%, 管带的YJ-XZ01 (Y) 增大了约13%, YJ-XZ02 (Y) 增大了约10%, 这充分说明对于同一款散热器, 并不能通过不断提高风速而大幅度提高散热能力。每一种散热器一旦结构确定, 散热能力有一个极限。当达到或接近极限时, 即便风速大幅提高, 散热功率也不会增大, 如图1~图3所示。
5) 3种结构中, 在不同的流量和风速下, 铝板翅结构的散热能力明显强于铝管带的散热能力。两种管带的散热能力相当于板翅的55%左右, 充分说明了铝板翅作为当今主流散热器结构的合理性, 散热能力很强。即便YJ-XZ02 (Y) 管带的冷侧散热面积最大, 但散热效果却是最差的, 不能简单用冷侧散热面积评判散热器的散热能力。
6) 在两种管带结构中, YJ-XZ01 (Y) 和YJ-XZ02 (Y) 差别只在外翅片的不同, 但散热能力有差异, 在油流量为28.5L/min和35.5L/min时, 矩形波纹型外翅片的YJ-XZ01 (Y) 比三角直通型外翅片的YJ-XZ02 (Y) 散热能力高8%~10%, 但当油流量升高到42.5L/min时, 两者散热能力相当, 充分说明了热流体的流量影响散热能力, 即热流体的雷诺数影响整个散热器的传热因子和阻力因子。如图4~图6所示。管带YJ-XZ01 (Y) 和板翅YJ-XZ-03 (Y) 两种散热器, 外翅片相同, 热流体的流道和内翅片不同, 导致散热效果差异很大, 充分说明了内翅片对散热的重要性, 虽然管带的成型管内也有散热肋壁予以散热强化, 但相比板翅隔板内的矩形锯齿形内翅片对散热的强化来看, 效果相差较远。锯齿形翅片对热流体的扰流紊流作用较强, 导致散热效果好。
7) 3种结构的散热器的风阻与风速呈现正相关的关系, 即风速越大, 风阻越大, 并且风阻增长率超过风速增长率。
8) YJ-XZ01 (Y) 和YJ-XZ02 (Y) 差别只在外翅片的不同, 所以风阻有差异。很明显, 由于YJ-XZ02 (Y) 采用了节距较小的翅片, 即便是三角直通型, 由于自由流通面积稍小, 所以风阻稍大。管带YJ-XZ01 (Y) 和板翅YJ-XZ-03 (Y) 两种散热器, 外翅片相同, 热流体的流道不同。由于管带的成型管为椭圆形, 导致进风入口段阻力较小, 造成整个风阻小, 约为板翅的40%;而板翅的进风入口端为镶条矩形面, 阻力大, 导致整个风阻大, 噪音也相应增大, 见图7。
9) 3种结构的散热器的油阻与油量呈现正相关的关系, 通过的油量越大, 油阻越大。板翅隔板内增加的矩形锯齿形内翅片改善了散热的同时, 也极大地增大了通油的阻力。成型管带内没有单独放置的内翅片, 所以油阻较低, 仅为板翅的40%左右, 见图8。
3 结论
1) 在绝大多数情况下, 优先选用铝板翅散热器结构, 相同外形情况下可以有效提高散热能力。
2) 当布局空间较大时, 同时又要求液压油阻较小时, 可以选择管带结构散热器, 降低整个液压回路的阻力。
3) 当选择管带结构散热器时, 由于没有内翅片, 散热器重量降低10%~15%, 成型管加工制造相对容易, 因而在相同芯体大小的情况下, 管带结构比板翅结构成本低15%左右。但要达到相同的散热功率, 则管带散热器的体积要加大许多, 往往不再具备成本优势。
4) 板翅散热器如何减少进风入口段的阻力从而减少整个散热器的风阻和噪音是未来散热器发展的重点方向。
一种管壳式换热器的结构设计 第6篇
关键词：换热器,结构设计,管板,壳体,分程隔板
1 引言
管壳式换热器是一种应用广泛的压力容器,是工业换热设备中的基本结构形式。在换热设备中,应用最广泛的是管壳式换热器,它具有选材范围广,换热表面清洗较方便,适用性较强,处理能力大,能承受高温和高压等特点。管壳式换热器的结构设计,必须考虑诸多因素,如:材料、压力、温度、壁温差、结垢情况、流体性质以及检修与清理等。在工程设计中,要按其特定的条件进行设计[1]。本文根据客户实际需求,按照国家标准设计一款管壳式换热器,使之符合工厂客户要求。
1.封头;2.法兰;3.管板;4.拉杆及定距管;5.换热管;6.折流板;7铭牌;8.支座
设计要求为一台管程介质为冷冻水,壳程介质为含水蒸气的氢气,4管程卧式固定管壳式换热器。换热管19×2,材质3 0 4钢。换热面积4.7 m 2,换热管长度2500mm,换热管间距25mm。设计压力:管程0.4MA,壳程1.4MA。温度:壳侧进口42℃,出口12℃,管侧进口7℃,出口10℃。其结构示意图如图1所示。
2 壳体设计
总的来说,壳体设计应满足强度、刚度、稳定性、密封性、抗腐蚀性、节省材料等要求,此外,还要求制造方便、安装简易、维修容易等。
2.1 壳体材料
根据规定:直径DN<400的圆筒,采用钢管。换热器圆筒的碳素钢、低合金钢钢管应采用无缝钢管。选用GB150-1998附录A4.2奥氏体不锈钢焊接钢管,用做换热器圆筒,要求采用不添加填充金属的自动电弧焊或电阻焊焊接方法制造,壁厚不大于8mm[2]。
2.2 壳体厚度设计
壳体厚度可根据计算公式进行计算,根据传统的强度设计观点,当元件的应力水平达到材料的屈服强度时产生屈服,当应力水平达到材料的强度极限时发生断裂。实践表明,根据计算公式得到的圆筒厚度只能满足强度要求,要考虑圆筒刚度必须满足其最小壁厚。这是因为在制造、安装和运输中若刚度不足,极易造成过大的变形,从而影响使用。为此我国从目前的实际情况出发,规定了壳体的最小壁厚[2]:
当内径Di≤3800mm时,Smin≥2Di/1000,且不小于3mm,腐蚀裕量另加;
若内径Di>3800mm,由于容器大多在现场制造,所以Sm i n按运输和现场制造、安装条件确定;
从节约不锈钢的角度考虑,对于由不锈钢材料制造的壳体,取Smin≥2mm。
按GB150-1998圆筒厚度计算,碳素钢和低合金钢圆筒的最小厚度不低于表1[2]规定:综合考虑,选取壳体厚度为6 m m圆筒型。
3 管板结构设计
管板结构可分为整体管板和复合管板,结合本产品介质的低腐蚀性,本换热器设计选择整体管板即可满足要求,故以下只讨论整体管板的结构设计。
3.1 管板厚度设计
根据GB151-1999,管板与换热管采用焊接连接时,管板的最小厚度应满足结构设计和制造的要求,且不小于12mm。根据以上规定和以往经验,本换热器管板厚度选为22mm。管板管孔直径为φ19.25mm,直径偏差0+0.15。
3.2 管板与壳程的连接
管板与壳程的连接,可采用胀接,也可采用焊接。胀接一般应用于压力较低的情形,设计温度一般在350℃以下,焊接则要求材质有可焊接性。有时也采用胀接、焊接并用的方法,此法应用于管束承受交变压力及易产生热冲击和热变形的情形。
管板与壳体及管箱间的连接,视管板是否可拆卸而定。固定管板式常采用不可拆连接,即将管板直接焊于外壳上,并伸出壳体圆周外兼作法兰。此时拆下管箱即可检查焊口或胀口并清扫管内。不可拆卸的焊接式有2种:管板兼做法兰和管板不兼做法兰,不兼作法兰而把管板直接焊在壳体上的结构则较少采用。下图2为换热器壳程设计压力在1MPa~4MPa之间,兼作法兰、符合本换热器规格的管板连接方式:
这种管板与壳体的连接方式采用氩弧焊打底的全焊透结构,是目前国内采用得最多的一种方式,但是如果壳体太厚则导致焊缝太宽,焊接时管板易变形。本换热器从强度、经济性等综合方面考虑,选取固定管板式,即管板直接焊接在壳体上,兼作法兰与管箱上法兰连接。由于介质腐蚀性低,故厚度取为22mm。
4 换热管的设计
4.1 换热管的选取
当采用圆截面的管子时,应尽量采用标准尺寸的管子。管径小时,单位体积传热面积大结构紧凑性高,金属耗量小,而且在其他条件相同时,小直径的管子对流换热系数大,但管径小时流体流动阻力大,不便清洗。因此,一般粘度大或污浊流体应选用直径较大的管子。根据我国的有关规定[3],可采用的管径和壁厚(m m)为:
碳钢管:φ14x2;φ19x2;φ25x2.5;φ32x3;φ30x3;φ45x3;φ57x3.5
不锈钢、耐酸钢管:φ14x2;φ19x2;φ25x2;φ32x2;φ38x2.5;φ45x2.5;φ57x2.5;
换热器的管子较长时,单位面积材料耗量低,但管子过长,清洗和安装均不方便,因此一般取6m以下,且应尽量采取标准管长或其等分。常用尺寸为1.5,2,2.5,3,4,6 m,但目前随着管壳式换热器日益向大型化发展,管长也出现增长趋势,工程上一般用管长与壳径之比来判断管长的合理性。对于卧式设备,其比值应在6~10范围内。结合本产品,按GB151-1999,选取φ19x2不锈钢换热管Ⅰ级管束,其在管板最小伸出量为1.5mm。
4.2 换热管的数量
由于管长在订单中已有规定,L=2500mm,而换热面积Q=4.7m2,换热管外径D=19mm,故:
每根换热管换热面积为:
总共需要换热管的数量为:
4.3 布管原则
(1)在布管限定圆内应布满管;
(2)多管程的各管程数应尽量相等;
(3)换热管应对称排列。
4.4 管束排列
管子在管板上的排列,应力求分布均匀、紧凑,也需考虑清扫和整体结构的要求。基本的排列方式有以下几种[3]:
1).正三角形和转角正三角形排列
三角形排列紧凑,传热效果好,同一板上管子比正方形多排10%左右,同一体积传热面积更大。适用于壳程介质污垢少,且不需要进行机械清洗的场合,本设计即采用正三角形排列。它与转角三角形排列相比,在同一管板面积上布置相同管子数时可节省15%左右的管板面积,且传热系数较高,便于在管板上划线和钻孔。
2).正方形和转角正方形排列
正方形和转角正方形排列,管间小桥形成一条直线通道,便于机械清洗。要经常清洗管子外表面上的污垢时,多用正方形排列或转角正方形排列。
3).组合排列法:用于多程换热器中。
4).管间距:
管间距指两相邻换热管中心的距离。
国标规定[2],要求管间距≥1.25d0,便于管子与管板间的连接,因为对于胀接或焊接来讲,管子间距离太近,那么都会影响连接质量。最外层管壁与壳壁之间的距离为10mm,主要是为折流板易于加工,不易损坏。
所以本换热器采取的管间距为25mm>1.25x19=23.75mm,满足要求。
5 分程隔板的设计
5.1 分程作用
当换热器所需的换热面积较大,而管子做得太长时,就得增大壳体直径,排列较多的管子。此时,为了增加管程流速,提高传热效果,须将管束分程,使流体依次流过各程管子。
5.2 分程原则[4]
(1)各程换热管数应大致相等;
(2)相邻管程间平均壁温差一般不应超过2 8℃;
(3)各程间的密封长度应最短;
(4)分程隔板的形状应简单。
5.3 分程隔板
分程隔板分为单层和双层两种。下图5为本换热器采用的单层隔板示意图。
5.4 分程隔板规格[4]:
1).槽深一般不小于4 m m;
2).分程隔板槽宽:不锈钢为11 mm(碳钢为1 2 m m);
3).分程隔板槽拐角处的倒角为45°,倒角宽度b近似等于分程垫片的圆角半径R。
5.5 分程方式:
如下图6及图7所示:右管箱中A为管侧冷冻水入口,经过换热管第一管程传递后,流入左管板,从左管板上B进入左管箱,又从C进入换热管,经换热管第二管程传递,流回右管板D,进入右管箱,接着从E进入换热管,经换热管第三管程传递,流入F,再次进入左管箱,然后从左管箱的G进入换热管,经换热管第四管程传递后回到右管箱,并从右管箱排出。
这样的四管程管束分隔方法可使本换热器实现在相同流量及传热面积的前提下减小管程流通截面积,但是在此分程过程中,应避免出现温度交叉现象,因为本换热器中壳程流体为含水蒸气的氢气,温度变化从入口的42℃到出口的12℃,分程液体之间温差较大,为此在筒体两端各设置一个排污口以便排出冷凝出的水。
6 结束语
管壳式换热器是一种应用广泛的压力容器,是工业换热设备中的基本结构形式。本文根据客户实际需求,按照国家标准设计一款管壳式换热器,对其主要部件的结构设计进行了详细介绍,对压力容器设计有一定的借鉴作用。
参考文献
[1]唐淑萍.管壳式换热器的结构设计[J].化学工业与工程技术.2002,23卷第5期,39~41
[2]国家技术监督局.GB150-1998钢制压力容器.1998.3.20发布
[3]国家质量技术监督局.GB151-1999管壳式换热器.1999.2.26发布
[4]叶文邦,张建荣,曹文辉等.压力容器设计指导手册.云南出版集团公司.云南科技出版社.2006.8
[5]《压力容器使用技术从书》编写委员会.压力容器设计知识[M].化学工业出版社.2005
集热器结构 第7篇
目前,国内外对散热器的模拟计算主要是针对其局部翅片模型综合性能的研究[2]。这类文献的主要内容是关于建立局部翅片三维模型,研究多种百叶窗结构翅片在不同空气工况下的传热特性与阻力特性[3]。这种方式难以达到分析整体散热器阻力与传热特性的目的。又由于百叶窗散热器中存在大量翅片结构导致建立网格模型时网格数量巨大,在将这种方法应用到整体散热器时,其巨大的计算量很少有计算机能够承受。Patankar和Spalding[4]提出利用多孔介质代替散热带的方法对整体散热器进行模拟,将流过散热带中的流动运用分布阻力系数当做多孔介质的流动来处理。
本次研究的目标散热器为纵流式,芯部尺寸是448.5 mm×590.4 mm×16.0 mm,其芯部制作所需的铝材型号是:3003H14。通过数值仿真的方法,联合单周期翅片组与多孔介质模型模拟仿真整体散热器性能,并于试验结果进行对比,验证该方法的可行性。利用综合性能评价因子j/f1/3[5,6]研究并找出本次研究中综合性能最佳的翅片结构[7],接着运用多孔介质模型代替散热带的方法,计算出最佳翅片结构整体散热器模型的传热特性与阻力特性。
1 性能分析方法的研究
1.1 控制方程组的建立
模型采用了如下3个控制方程来进行三维定常流场的数值分析。
(1)质量方程:
(2)动量方程:
(3)能量方程:
式中,ρ表示密度,kg/m3;i、j取值1、2、3,分别表示坐标轴的三个方向;ui、uj表示沿i、j方向上的速度分量,m/s;p表示压力,Pa;f表示流体的焓;λ表示流体导热系数,W/(m·K);τij表示流体在不同分量上的黏性应力,Pa;T表示温度,K。
控制方程的离散是为了将连续的微分方程离散成相应的各个网格的代数方程组,方便求解。本次研究中模型的网格类型包括完全非结构网格和混合网格,因此在Fluent中利用二阶迎风格式对模型进行离散与计算。
1.2 目标翅片组三维模型建立及仿真计算
1.2.1 目标翅片组三维模型的建立
运用Catia建立目标散热器的单周期翅片组几何模型。单周期翅片组几何模型是截取真试目标散热器沿扁管高度方向的一个组单元。单周期翅片单元由一个周期的翅片组(散热带呈周期性分布)和两个1/2扁管组成。翅片组模型在YX平面呈“>”型摆放(图1,Z轴的方向是由里向外),其夹角为8.381°,翅片百叶窗宽度Lh=6.40 mm(图1中未标出)。目标散热器翅片的几何尺寸见图1及表1。
扁管宽为2d=1.50 mm,长度方向L=14.55mm(图1中未标出),扁管壁厚为0.25 mm。
单周期翅片组的计算区域和边界条件如图2所示,为了减轻入口湍流,避免出口回流,将计算区域在翅片前方延伸翅片高度的1被左右,取8 mm;在翅片后方延伸翅片高度1.5倍左右,取12 mm。
由于百叶窗翅片结构较为复杂,故采用非结构网格划分该模型,最终计算域的网格数量为73.554 2万。
1.2.2 目标翅片模型的边界条件设置
目标翅片模型的边界条件有5种,分别是速度入口、压力出口、对称边界、管壁边界以及周期性边界条件,如图2所示。
由于入口处的速度已知,故采用速度入口,目标翅片模型的入口速度工况有5个,分别是3.00 m/s、4.01 m/s、5.03 m/s、6.05 m/s以及8.03 m/s,入口处温度均设为306 K。出口为压力出口,选择为标准大气压。本文管壁边界采用壁面函数法,设置为非滑移壁面边界条件。
图2中标出的发热壁面模拟散热管的壁面,本次研究的散热器工作时所涉及的温度范围是354 K到366 K,散热带的带长是590.4 mm,一个周期目标翅片组的间距为2.5 mm,故可近似的将该段管壁上的温度看做近似值,取平均值360K,即对发热壁面施加360 K温度边界条件。翅片设置为导热的静壁面,翅片在管壁的作用下温度上升,并将温度传给翅片两侧的流体。
1.2.3 目标翅片组仿真结果分析
完成目标翅片组建模后,设定求解器并将其导入Fluent中,按照上述介绍设置边界条件,得出模型计算结果如表2所示。
以风速工况6.05 m/s为例的仿真云图分析。如图3,为目标翅片组Y=3.5 mm截面压强分布图,可以看到压强梯度在翅片区域变化很大,在导流区域变化较小。且分析云图颜色可以看到入口压降、沿程压降以及出口压升的现象,这符合实际空气在散热带中流动的规律。如图4,为目标翅片组Y=3.5 mm截面温度分布图,可以看到冷空气由前端导流区域进入翅片区域后温度越来越高,离开翅片区域后温度又逐渐趋于稳定。如图5,为目标翅片组Y=3.5 mm截面速度分布图,通过云图颜色分析,可以看出翅片段前、后百叶窗的最高速度区都在第二窗口的入口处。
根据上述仿真结果,计算出目标翅片组对应的整体散热器中多孔介质分布阻力系数如表3所示,其计算公式为
式(4)中,ΔZ表示多孔介质厚度,取16 mm;Δp表示进出口压降,Pa;μ表示空气黏度,取1.85×10-5Pa.s;α-1表示黏性阻力系数,m-1;C2表示惯性阻力系数,m-2;V表示-Z向的速度。
1.3 整体散热器三维模型建立及仿真计算
1.3.1 整体散热器三维模型的建立
运用Catia建立的多孔介质整体散热器的几何模型如图6(a)所示,由X方向的49个扁管、50个由散热带的简化的多孔介质以及Y方向的1排扁管组成。扁管的部分尺寸按图1中所给数据相当。扁管Z方向高度为605.4 mm,与目标散热器的扁管长度相当。多孔介质长、宽、高分别是590.4 mm、7.5mm、16.0 mm。
散热器的上水室由452.0 mm×35.0 mm×24.7mm的长方体和半径为17.5 mm的半圆柱体组成,在半圆柱体中有一个起稳流和导流作用的凹槽。下水室由452.0 mm×35.0 mm×52.2 mm的长方体组成。进、出水口均为圆管,半径是11.5 mm。
全计算域模型如图6(b)所示空气流动方向为-Y,扁管前端半圆柱中心轴距计算域前端40.225mm,扁管后端半圆柱中心轴距后端距计算域后端83.725 mm,整个计算域高为590.4 mm。
利用建模软件ICEM划分网格,根据模型几何特性,采用混合网格离散模型。除上下水室采用非结构网格外,其他地方都采用结构网格,最终混合网格数为1 059.613 5万。
1.3.2 整体散热器模型的边界条件设置
整体散热器模型的边界条件有4种,分别是质量流量入口、压力出口、管壁边界以及内部边界条件,图6显示部分边界条件与区域。
冷却水与空气的入口均为质量流量入口。根据试验的边界条件,冷却水入口的质量流量为1.285kg/s左右,偏差不超过±0.003 kg/s,温度为366 K。空气入口的质量流量有5个,分别是0.896 kg/s、1.185 kg/s、1.484 kg/s、1.798 kg/s、2.376 kg/s,温度为306 K。冷却水与空气的出口均设置为压力出口,选择标准标准大气压。多孔介质的迎空气面、背空气面以及其上下两个面均设置为内部边界,其孔隙率大小为0.931。管壁边界同样采用壁面函数法,扁管及主板处壁面设为耦合传热边界条件。其他壁面为无滑移静壁面,不参与传热。
1.3.3 整体散热器仿真结果分析
将散热器散热带简化为多孔介质,通过引入分布阻力等参数,将流过芯体的流动当作多孔介质中的的流动来处理。以目标散热器翅片仿真结果设置多孔介质模型的物性参数,进行整体散热器仿真计算。
以冷却水质量流量1.285 kg/s、风速工况1.798kg/s为例的散热器水侧仿真云图分析。如图7,散热器水侧温度云图,可以看到在冷空气作用下,扁管温度由上至下逐步降低。此外,从图中可以看到下水箱的温度高于部分扁管管温度,这是由于冷却水温度高于扁管管,较高温度冷却水集聚到下水箱导致水箱温度较高。如图8,散热器水侧压强云图,可以看到冷却水压强由上至下逐渐降低,这是由于冷却水在散热器内流动时受到局部阻力和沿程阻力所导致的。如图9,散热器水侧速度矢量图,图中可以扁管内冷却水流速高于大部分水箱内冷却水流速。靠近水箱进出口处冷却水流速普遍高于远离水箱进出口冷却水流速,且在远离水箱进出口区域出现了死流区。
1.4 性能分析方法验证
运用仿真与试验相结合的方法对散热器的性能进行研究,采用如图10所示的风洞试验装置对散热器进行分析。
该试验设备运用人造空气流道为散热器提供冷空气,它主要由风筒、风筒循环水路、风速测量仪、质量流量计、温度传感器、压力传感器、循环水加热装置以及风机组成。其中风机提供动力,风筒提供流道,风机和风筒的共同作用形成试验设备中的冷空气。通过调节风机的转速来控制散热器的空气侧工况。风筒的整流网和整流栅格用来调节流动质量,使空气流更加均匀、平稳。试验中的温度传感器均为1/3DIN级,压力传感器为数字式带温度补偿可归零高精度传感器,质量流量计为耐高温、具有长期稳定性的美国进口元件产品。
试验时,共选取0.896 kg/s、1.185 kg/s、1.484kg/s、1.798 kg/s和2.376 kg/s五个空气质量流量工况点,入口温度设306 K。水流量稳定在1.285kg/s,偏差不超过±0.003 kg/s,入口温度设366 K。每个工况进水温的波动不超过±0.2℃,每个工况点测3次。
根据试验结果,对比目标散热器在不同质量流量下的仿真计算数据与风洞试验数据见表4~表6所示。
结果表明:散热量试验数据与仿真数据的温度最大误差不大于1.88,空气进、出口压降试验数据与仿真数据最大误差不大于7.94,冷却水进、出口压降试验数据与仿真数据最大误差不大于0.99,这符合一般工程计算要求,从而验证了这种计算方法是可行的。
误差存在的原因由于外界试验环境的影响和仿真模型的简化。其中气侧压降误差相对较大,主要原因有两点:(1)气侧入口面积比水侧大很对倍,相对其测点没有水侧均匀;(2)气侧入口空气稳定性没有水侧好,而在仿真过程中入口的流体都是均匀、稳定的。
2 翅片的优化
2.1 翅片优化仿真结果分析
本文从翅片间距和开窗角度对翅片进行优化,建立了开窗角度27°、28°、29°和翅片间距从2.2 mm到3.0 mm且相邻间距差为0.1 mm的共27个翅片模型。采用综合性能评价因子j/f1/3评价翅片的性能,该因子综合考虑了翅片的传热特性和阻力特性,其值越大表明翅片性能越好。其相关计算公式如下。
式中,h表示换热系数,W/(m2·K);u表示流体平均流速,m/s;ν表示芯部平均流速,m/s;A表示空气侧换热面积,m2;Ac表示流速最大截面积,m2;ΔTlm表示对数平均温差,℃;Tin表示入口空气温度,℃;Tout表示出口空气温度,℃;Tw表示翅片平均温度,℃;j表示换热因子;f表示摩擦因子;kc、ke表示沿程压降系数。
根据仿真数据和计算公式求得开窗角度分别为27°、28°、29°中,不同间距翅片换热因子j和摩擦因子f的结果,如表7~表9所示。
利用上述结果计算出综合性能评价因子j/f1/3,并做出综合评价因子随翅片结构变化的折线图,如图11所示。
通过分析折线图,可以看出在间距2.2 mm到2.7 mm中,相同翅片间距时三个开窗角度里面综合评价因子最高的是27°;翅片间距2.8 mm、2.9 mm时,三个开窗角度里面综合评价因子最高的是28°;翅片间距3.0 mm时,三个开窗角度里面综合评价因子最高的是29°。
且在开窗角度为27°、28°、29°时,间距2.4 mm为最佳翅片间距。综上所述,开窗角度27°、翅片间距2.4 mm为本次研究中的最优翅片结构。
2.2 最优翅片结构散热器性能计算
仿真计算最优结构翅片模型,得出的模型计算结果如表10所示。
根据上述结果,计算最优结构翅片的分布阻力系数如表11所示。
根据计算,最优结构翅片模型的孔隙率大小是0.929,并利用表11得出的分布阻力系数,仿真计算最优翅片结构散热器模型,仿真得出的模型计算结果如表12所示。
对比上表中的数据和表7~表9中的目标散热器的相关性能参数,可以得出:在相同工况下,最优翅片整体散热器的散热量和气侧压降都比目标散热器高,水侧压降则基本没有变化。
3 结论
(1)利用CFD的方法,对散热器的单周期翅片组和整体散热器进行联合仿真,得出整体散热器的换热特性和阻力特性。经数据验证,仿真计算误差在允许范围内,表明本次研究的方法是可行的。
(2)通过综合性能评价因子j/f1/3对本次研究的百叶窗翅片进行性能分析,最后得出开窗角度27°、间距2.4 mm的翅片综合性能最好。
(3)利用单周期翅片组和整体散热器联合仿真的方法,计算出最佳翅片结构散热器的换热特性和阻力特性。该方法在一定程度上能帮助散热器产品的开发缩短研发周期、降低研发成本,为散热器相关厂家对新产品的研究提供一条思路,具有一定实用价值和重要意义。
参考文献
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预热器中心筒结构及挂装方法的改进 第8篇
我厂的旋风预热器窑及窑外分解窑由于预热器内部保温需要, 检修门设计较小, 而中心筒体积庞大, 因此, 预热器中心筒原来均采用壁挂组合内挂装式, 采用焊接及螺栓连接。预热器底层温度一般在600~900℃, 中心筒长期处于高温风蚀状态, 极易烧损, 逐块脱落, 平均使用寿命不足一年半。更换成本较高且过程繁琐。如果以耐热钢钢板整体卷制, 等离子切割加工并挂装, 成本稍低, 但挂装加工程序更为复杂繁琐。
2 改进措施
针对上述问题, 我们在预热器旋风筒上开设作业门, 中心筒由原来分块挂装改为整体挂装, 通过作业门吊装进入旋风筒。具体操作步骤如下:
1) 以20~25mm厚的耐热钢板为母材, 卷制焊接完整的中心筒上、下挂。加工中心筒外挂法兰 (可分为若干等分) 及90°角形加强拉筋。
2) 测算好挂装尺寸, 在旋风筒外壁宽阔处, 开两扇门, 焊接门轴, 开门空间使中心筒可吊入预热器内。
3) 在内壁搭建作业平台, 位置尽可能低, 以扩大作业范围。
4) 将卷制的中心筒吊于作业平台, 在中心筒挂装位置上部和外部适当位置设置固定挂钩, 用吊葫芦2个, 将中心筒缓慢移入挂装位置。
5) 将中心筒调整至最佳悬挂位置, 水平放置外挂法兰, 点焊加强拉筋进行中心筒定位。位置确定后, 即进行施焊。
6) 焊接完毕后, 检查各部位是否达到预定要求, 确定无误后, 拆除作业平台, 砌筑耐火砖, 封闭吊装门。
3 改进效果
集热器结构 第9篇
换热器又称为热交换器, 是将热流体的部分热量传递给冷流体的设备, 它主要由管箱、壳体、管板、换热管等零部件组成。传统的换热器强度校核方法只是在换热器内部施加压强等结构场载荷进行计算, 这样显然不准确, 因为换热器是一种典型热量交换设备, 换热器结构内部温度变化很大, 势必产生大量的热变形和热应力, 因此换热器受温度场分布的影响非常大, 甚至是最主要的影响因素。
根据换热器最严酷的工况所获得的表面温度数据, 将这些温度数据添加到换热器的有限元模型上, 通过导热计算, 可得到换热器各部分的温度场分布。当换热器温度场分布已知时, 就可以计算出换热器由于温度场而产生的变形, 将温度场产生的变形与换热器结构的外界受力而产生的变形进行耦合分析, 就可得出换热器热-结构耦合场的变形和应力分布。
本文对某企业设计的外径为准2100的大型管壳式换热器采用上述热-结构耦合场分析方法进行数值模拟分析和研究, 以验证其设计的合理性。
2 换热器分析模型的建立
该换热器是在高温下工作的, 设备外部需设置保温层。因此, 换热器将涉及到如下传热问题:内部介质与器壁之间的对流传热、保温层与外部空气的对流传热、器壁金属及保温层的热传导。
换热器的壳程筒体和管程筒体足够长, 远大于2.5倍的边缘应力衰减长度, 一般来说, 可不必考虑两侧管板轴向差异, 可利用轴对称原则进行建模, 即壳程分析长度为壳程总长度的一半。同时考虑到换热器结构和载荷的对称性, 沿换热器的纵向对称面剖切取其1/4作为数值分析模型体。换热器分析模型示意图如图1 (a) 所示, 其中换热管部分未画出, 为换热器子午面示意图, 图1 (b) 为3种传热边界。
换热器分析模型是在ANSYS环境下建立的, 使用APDL语言可以快速有效地建立换热器模型。换热器三维实体模型如图2所示。
3 网格划分
换热器热场分析的实体单元类型为SOLID70, 热-结构耦合场分析的实体单元类型为SOLID45, 这两种单元都为六面体单元。单元的划分是通过面单元拉伸而形成的, 这样可以有效地控制网格的数量, 如图3, 便于计算与分析, 从而提高数值模拟的精度。
4 边界条件和载荷的设置
(1) 热场边界条件和载荷
该换热器共有三种传热边界, 在边界1上为保温层与空气的对流边界;边界2为设备内部流体介质与设备器壁的对流边界;边界3为换热器绝热边界。如图1 (b) 所示具体为: (1) 进口端管程侧附着在管板上表面施加的温度为250℃;换热管上表面施加的温度为250℃;换热管筒体内表面施加的温度为250℃。 (2) 壳程侧管板面施加的温度为140.5℃, 壳程筒体内表面施加的温度为140.5℃;换热管筒体外表面施加的温度为140.5℃。 (3) 环境温度设置为室温, 即20℃。
(2) 结构场边界条件和载荷
换热器结构场边界条件和载荷有: (1) 管箱筒体施加管程压力Pt;管板上表面施加管程压力;换热管内表面施加管程压力。 (2) 换热器壳程筒体施加壳程压力Ps;管板下表面施加壳程压力;换热管内表面 (不包括换热管与管板相接触的部分) 施加壳程压力。 (3) 换热器对称面上实行简支处理, 约束其在对称面上的位移。 (4) 管箱筒体施加轴向平衡力。
5 有限元计算结果与分析
在该型号管壳式换热器的热-结构耦合场的分析与研究中, 使用APDL参数化设计语言实现整个流程, 包括换热器的三维几何模型的建立、材料属性的定义、网格划分、添加载荷及边界条件、求解和后处理等分析过程, 这样可以使同类分析流程化, 从而简化分析的过程。
该换热器温度场的计算结果如图4所示, 从图中可以看出, 换热器温度在61℃~249℃之间变化。由于流体传热的作用, 换热器温度场总体分布规律表现为从上至下逐步减小, 换热器器臂温度由外向里逐步增大。换热器最高温度为249℃, 发生在管箱流体进口处。
将温度场与结构场进行耦合作用时, 换热器热-结构耦合场总位移计算结果如图5所示, 换热器的最大位移为8.184mm, 发生在管箱顶部。
换热器热-结构耦合场的von Mises等效热应力云图如图6所示, 换热器的最大等效应力为268.4MPa, 发生在管板壳程侧端面与换热管的连接处, 这主要是由温度场作用而产生的。该换热器的许用变形和许用应力分别为10mm和345MPa, 通过校核, 该换热器的最大变形和最大热应力均小于许用值, 因此可判定该换热器满足安全工作要求。
6 结论
(1) 通过APDL参数化语言, 实现了大型管壳式换热器的三维几何模型的建立、网格划分、添加载荷及边界条件、求解和后处理整个过程的有限元分析, 这样可以使同类分析流程化。该数值模拟研究得出了换热器各个部分的温度场和热-结构耦合场的应力分布, 该方法考虑了由于温度场而产生的内应力, 比一般的结构应力分析更精确。
(2) 由于管箱筒体内温度和压强都较大, 换热器的最大挠度发生在管箱筒体顶部, 最大挠度值为8.2mm, 小于许用挠度10mm, 满足设计要求。
(3) 由于考虑了由温度不均而产生的热应力, 使得热-结构耦合场的应力迅速增大。耦合场最大的Stress Intensity等效应力为268.4MPa, 发生在管板与壳程筒体的连接处。换热器使用的钢材屈服应力的355MPa, 安全系数为1.32。
(4) 该大型管壳式换热器已投放市场两年多, 无故障反馈, 市场反应良好。有限元数值模拟作为换热器设计的一个重要设计与验证环节, 节约了大量的物理样机测试的成本, 从而为企业创造了丰富的利润空间。
摘要：将换热器最严酷工况的表面温度数据添加到换热器的有限元数值模拟模型上, 通过导热计算得出换热器各部分的热场分布, 然后求出由于热场而产生的变形。将热场产生的变形与换热器结构场载荷而产生的变形进行耦合分析, 这样就可得出换热器热-结构耦合场的变形和应力分布, 从而验证换热器设计的合理性。
关键词：管壳式换热器,热-结构耦合场,热应力,数值模拟
参考文献
[1]邵红艳, 竺润祥, 等.结构温度场和温度应力场的有限元分析[J].宁波大学学报 (理工版) , 2003 (1) :57-60.
[2]王泽军.锅炉结构有限元分析[M].北京:化学工业出版社, 2005.