湍流换热的场物理量协同与传热强化分析

在层流换热场物理量协同原理的基础上, 针对湍流零方程模型和k-ε 两方程模型, 建立了湍流换热的能量和动量协同方程, 揭示了湍流换热流场中热流、质量流与流体流动驱动力之间的协同关系及其所反映的强化传热机理, 将强化传热的场物理量协同原理由层流延展到湍流. 通过圆管内置旋扭式螺旋片的强化传热计算分析, 证明了湍流换热场物理量协同原理具有普遍性. 因此, 根据湍流换热流场的物理量协同关系, 可对各种不同的管内强化传热元件和表面的换热性能和流动阻力进行分析比较, 从而为提高传热单元或换热器的综合性能提供理论和设计依据.     

换热量和换热面积给定时的火积耗散最小原则

在换热量和换热面积给定的条件下, 当换热系数不固定时, 首先, 对火积耗散均匀分布原则(EoED)、温差均匀分布原则(EoTD)和热流密度均匀分布原则(EoHF)的优化结果进行对比, 结果表明, EoTD与EoED所得结果的误差很小, 且远小于EoHF与EoED所得结果的误差. 根据3种原则比较的结果, 选择适当的优化原则, 在给定热负荷和换热面积的两流体换热器中, 分别对冷热流体侧的参数进行优化, 结果表明, 选择恰当流体侧的参数进行优化对于最小火积耗散优化原则的成功应用十分重要, 在优化过程中应当选择以能提高总体换热系数的流体, 或按照优化原则优化后能使温度分布平行并同时减小温差驱动力的流体为准则.     

对流换热层流流场的物理量协同与传热强化分析

在传热强化场协同原理的基础上, 从流体与壁面之间层流对流换热的物理机理出发, 提出了对流换热层流流场质点物理量的协同原理, 揭示了质点物理量的协同规律以及与传热强化之间的关系, 得出了反映质点物理量协同程度的数学式, 描述了协同角a,b , y, φ, q  和y 之间的关联性, 解释了换热强化和流体减阻的物理本质, 并通过数值计算验证了具有一般性的质点物理量协同原理, 对传热单元及换热器的设计和优化具有一定的指导意义.     

换热器火积散最小优化

对一类高低温两侧流体之间传热服从牛顿定律[q∝Δ(T)]的两股流换热器进行了研究, 在传热量一定的条件下, 以 耗散最小为优化目标, 利用最优控制理论求出了换热器参数的最优分布, 得出了对应于换热过程 耗散最小时的热流密度为常数的结论. 分析比较了逆流、顺流、凝结流三种形式的换热器, 结果表明采用逆流式换热器可实现换热过程耗散最小. 给出了数值算例, 并与以熵产生最小为目标的优化结果进行了比较.     

强化对流换热中的热量加权温差分析与应用

以电子器件对流散热为背景,提出热量加权温差综合评价传热量一定的多热源的平均温度和传热系统的传热效率.通过分析对流传热中控制体内"(火积)"的构成,结合变分原理推导了对流换热中的热量加权温差,讨论了温差均匀性、传热效率以及热量加权温差三者的关系,即热量加权温差越小,传热系统温差均匀程度越高;另外,从热量加权温差减小的方向来优化传热,设计一种开缝与翻折相结合的散热翅片,计算开缝和多翻折翅片与常规直翅片的热量加权温差大小,并用热量加权温差分析两种传热系统的多热源平均温度大小和温差均匀程度高低的原因,结果表明:传热系统的热量加权温差越小,冷却多热源物体平均温度效果越好.即对流换热总传热量一定时,热量加权温差可评价对流换热的传热效率和温差均匀性.     

多场协同原理在管内对流强化传热性能评价中的应用

针对管内层流和湍流换热,分析了流体质点矢量物理量的协同性,揭示了对流换热多场协同规律与强化传热机理之间的关系,提出了评价强化传热综合性能的效能评价系数EEC,同时,基于协同角α,β,θ,γ,η,初建了判断层流和湍流强化传热性能的统一评价体系以及相应的评价指标.此外,针对内插三角杆强化传热管建立了数学模型,通过数值模拟对所建立的评价体系及其指标进行了验证.计算结果表明,基于多场协同原理的协同角与强化传热效果的评价准则之间相互对应,在Re数为300~1800的范围内,性能评价系数EEC值在1.3~2.3之间,而效能评价系数EEC值则在0.33~0.45之间.     

火积耗散数及其应用

基于描述物体热量传递能力的物理量—— , 定义了用于评价换热器整体性能的 耗散数. 发现在传热单元数和热容率比一定时, 耗散数越小, 换热器性能越好. 通过分析 耗散数随换热器有效度的变化规律, 发现 耗散数避免了熵产数导致的“熵产悖论”, 并可作为评价不同流动型式的换热器整体性能的标准, 因而和改进的熵产数相比, 具有明显优势. 同时 耗散数体现了换热过程中冷热流体不均衡引起的不可逆性.     

管式换热器中的单相流体强化传热技术

随着工业迅速发展,由于增大设备容量可以减少投资和运行费用,各种工业均大力发展大容量设备,从而使配备在工业中的换热器体积和重量也相应增大。如何应用科学创新方法减小大型换热器的体积和重量已成为工业发展的关键技术。此外,在发展新能源、海水淡化,以及余热利用和节能设备中,由于冷热温差低、换热器尺寸大,也急需研制尺寸小、效能高的新型换热器。发展和应用强化传热技术,亦即采用可以增加单位传热面积传热量的技术就可有效地解决这一问题。论述了强化传热技术对发展国民经济和新能源等的重要意义,以及其发展途径和效益评价方法。此外,还论述了在单相流体管式换热器中的强化传热技术。     

低温低雷诺数氮气对流换热特性实验

为了充分利用低温流体的冷量,需要设计高效率换热器,翅片式换热器因其具有换热比面积大、换热效率高、流体流动均匀等优点而被广泛采用.本文研究的用于低温液氮容器冷量回收的换热器为内翅式狭缝结构,流体介质为冷氮气,温度为90~200 K,气体流速为0.03~0.60 m/s,雷诺数范围为0~100,属于低温低雷诺数的流动状态.本文介绍了低雷诺数冷氮气在内翅式狭缝换热器中的流动换热特性试验研究结果,得到换热器内流体流动换热规律,可指导进行高效低温容器的设计.     

换热器优化设计的最小火积耗散方法

以水-水换热的平衡逆流换热器为例, 把火积耗散理论应用于换热器的优化设计. 在一定的假设条件下, 得到了换热器的最佳长径比的解析表达式; 在给定换热面积或换热管体积的约束条件下, 获得了最佳质量速度和最小火积耗散率的解析表达式. 这些结果表明, 为了减少换热器中的不可逆耗散, 在允许的条件下应尽量增大换热面积, 降低流速.     

板式热交换器能效评价方法

热交换器内的冷热流体实现热量传递需要消耗泵功.如何科学定量评价其能源效率,是学术界和行业都迫切需要解决的问题,对提升工业节能减排有重要意义.本文通过理论分析热交换器水水无相变流动与传热综合特性,提出了一种能效评价指标EEI(=k/?pn,总传热系数k与压力梯度?p).EEI反映了热交换器的固有能效属性,代表热交换器消耗单位折合流动压降获得的传热系数.当温差与流体流量相同时,对于相同换热面积和相同流体流动长度的热交换器而言,能效指标EEI越大,消耗单位折合泵功获得的热流量越大.换热面积变化对能效指标无影响,通过合理选取指数n,可使EEI与流速无关或为弱相关关系.能效指标具有良好的稳定性,依据性能测试国标获得的热交换器能效评价结果可以代表热交换器的能效水平.结合板式热交换器水水无相变流动传热性能数据库,得到了该类热交换器能效评价指标的指数n,以及行业总体的能效指标分布,为划分板式热交换器能效水平提供了依据.     

传热学中的状态图及其应用

鉴于热力学状态图能够直观分析热力循环的性能,提出热流是热量运动的状态量,明确了相应的热量运动状态方程,并引入传热学中的二维状态图:T-q图,它可以从传热过程不可逆性的角度直观分析传热过程的性能,便于换热设备及其系统的优化分析和工程设计.利用传热学中的状态图,分析换热器可以直观得出换热面积、流体热容量流和流动形式对其传热性能的影响;分析集中供暖系统中的换热器网络可以方便得出:当每条支路的总换热量以及室内空气温度都相等时每条支路所需的总换热面积、热水流量以及回水温度都相等,但当各支路中的室内空气温度不一致时,经过换热支路后的热水温度并不相同,这就意味着等温回水混合过程并非获得最优供热管网设计的必需条件.     

热质传递过程的场协同原理

热量和质量同时传递的过程在自然界和工程实践中广泛存在, 如何提高热质传递效率有重要的实际意义. 本文从同时进行热质传递的能量方程出发, 推导了对流传热传质的场协同方程. 结果表明, 有质量传递的总传热量(包括通过换热面的导热量和换热面质量扩散传递的热量)取决于流体流速和流体焓值梯度的大小以及流速与焓值梯度场协同角α的大小. 减小协同角α, 就可以增强热质交换, 也就是说, 速度场和焓值梯度场的协同性越高, 总换热量越大. 并由热质传递的场协同方程发展了一些可以提高热质传递效率、解决工程实际问题的方法.     

换热器分段设计方法的理论分析

在换热器设计中, 由于各设计目标之间存在的矛盾性及某些不确定性, 使得构造目标函数最优点集的隶属函数非常困难, 流体物性参数的变化是产生某些不确定性的主要因素, 而传统的换热器设计方法未能从根本上解决这些问题. 基于传统的对数平均温差法, 考虑冷、热流体的定压比热随温度的变化, 提出一种新的换热器设计方法—— 分段设计方法, 将换热器分成有限段,利用初始条件及各段之间的连接条件获得各段的入口和出口温度, 应用对数平均温差法确定各段的传热面积, 完成换热器热力设计.     

流体流动场协同原理及其在减阻中的应用

为了分析流体流动过程, 降低流动阻力, 提出了流动速度与速度梯度在整个流动区域内协同的概念, 认为流体在流动过程中所受的阻力不仅受流动速度和速度梯度的影响, 同时也取决于它们之间的协同程度. 在此基础上, 提出了流体流动过程中的最小机械能耗散原理, 认为在整个流动区域内, 流动速度与速度梯度的协同程度越低, 流体流动过程中的黏性耗散越小, 流体阻力也越小. 同时, 根据最小机械能耗散原理, 在一定约束条件下对黏性耗散函数求极值, 获得了流体流动场协同方程, 求解场协同方程获得了最佳流场, 使流体在流动过程中的黏性耗散取最小值, 流动阻力最低. 最后, 以并联管路的流量分配为例, 根据最小机械能耗散原理对速度分配器进行了优化设计, 降低流体在并联管路中的流动阻力.     

矩形通道内伴随冷凝的烟气对流换热的优化

针对矩形通道内伴随水蒸气冷凝的烟气对流换热,建立显热和潜热火积平衡方程,并导出火积耗散的表达式.利用火积耗散极值原理获得了伴随冷凝的烟气对流换热的场协同方程,并通过数值求解包括场协同方程在内的控制方程组,得到了矩形通道内的最优速度场为多纵向涡的流动结构,该流型提高了速度场与温度场、速度场与浓度场之间的协同程度,从而可以在黏性耗散增加较小的条件下使传热传质过程得到显著强化.在通道内布置不连续双斜肋可以产生接近于最优流场的多纵向涡流动,在Re=600时,与光滑通道相比,不连续双斜肋通道中烟气的总换热量增加29.02%,冷凝换热量增加了27.46%.     

基于吸收式换热技术的多段立式吸收-蒸发器的实验研究与应用

吸收式换热器是吸收式热泵应用于集中供热的关键核心部件.采用多段吸收式热泵机构可以有效提升机组性能:一次网回水温度一定时可大幅降低总传热面积,更重要的是在机组面积不变情况下显著降低一次网回水温度,实现单段机组无法实现的参数.本文在此技术基础上,设计并制作了三段大温差立式降膜吸收-蒸发器单元,并进行了多组工况的实验,测试其性能.该实验单元可以实现水侧大温差,形成三级蒸发压力梯度,与传统单段吸收机相比,实现了梯级换热,换热过程更加匹配;建立一维吸收器传热传质模型,分析并解释了实验中吸收器出现的冷却水出口温度高于溶液温度的现象.实验单元直接应用于实际供热工程中,在不同供暖工况下取得了良好的效果,一次网回水温度可以低至30℃以下.     

气固两相交叉射流相间传热的LBE-DEM模拟

采用格子波尔兹曼/离散元(LBE-DEM)耦合方法模拟气固两相交叉射流相间传热,重点考察了流体和颗粒之间的热量双向耦合及其对两相传热过程的影响.流场雷诺数Re=1000,在相同颗粒数目下选取了10,25,50三种Stokes数.研究分析了气固多相交叉射流中气相温度分布,颗粒群分布形态特性以及相间的双向耦合传热特性及其影响因素.研究发现交叉射流两相传热过程在撞击前期和后期分别受两相平均温差和两相换热系数的主导,而其主导因素的转换与颗粒动态响应特性有关.     

潜热型功能热流体层流强化传热分析新模型

建立了分析潜热型功能热流体的层流强化传热的新模型. 该模型的主要特征是: (1) 应用新推导的潜热型功能热流体定压比热公式; (2) 考虑了真实的相变传热过程, 即, 相变微胶囊与单相工作流体间换热, 壁面与两相混合流体间换热; (3) 用新建立的轴对称双倒易边界元和有限差分联合的数值方法求解该数理方程. 新模型的可靠性用已有实验结果进行了验证. 得到了一些新的物理结果, 如定压比热在空间与时间随相变传热过程变化的特征, 捕获了相变界面随时间推进图像, 等等, 还数值分析了影响潜热型功能热流体强化传热的几个主要物理因数, 对该功能流体强化传热机理获得了一些新认识.     

转角正方形管束降膜蒸发时的传热温差损失

实验测量并获得饱和蒸汽水平方向流经铝黄铜管管束的压降数据,基于实验数据拟合出来的压降系数,以转角正方形排列的管束为物理模型,计算水平管束降膜蒸发时压降造成的传热温差的变化,分析饱和温度、喷淋密度和管列数等对传热温差损失的影响.在管束排列方式一定、蒸汽流量相同下,计算结果表明,传热温差损失随喷淋密度的增加而增大,喷淋密度为0.02 kg/(m s)时的传热温差损失值约是0.08 kg/(m s)时的一半;饱和温度越低,传热温差损失越大,50℃条件下的传热温差损失值约是70℃时的3.5倍.计算还表明,当管束为转角正方形排列时,传热温差损失随管列数的增加呈抛物线型升高.