CN109800476B

CN109800476B - 一种适用于电弧风洞的冷却器结构优化方法

Info

Publication number: CN109800476B
Application number: CN201811612349.5A
Authority: CN
Inventors: 杨宪宁; 涂建强; 欧东斌; 彭锦龙; 刘雨翔; 杨忠凯; 程奂哲
Original assignee: China Academy of Aerospace Aerodynamics CAAA
Current assignee: China Academy of Aerospace Aerodynamics CAAA
Priority date: 2018-12-27
Filing date: 2018-12-27
Publication date: 2023-04-14
Anticipated expiration: 2038-12-27
Also published as: CN109800476A

Abstract

一种适用于电弧风洞的冷却器结构优化方法，通过下述方式实现：(1)针对当前待优化冷却器结构，建立冷却器结构分析模型；(2)采用工程计算方法计算上述冷却器结构分析模型，确定当前冷却器结构的换热量；判断换热量是否满足设计要求，若不满足，则返回步骤(1)，重新建立冷却器结构分析模型，若满足，则转步骤(3)；(3)针对当前冷却器结构分析模型计算冷却器的流动阻力，判断流动阻力是否满足设计要求，若不满足，则返回步骤(1)，重新建立冷却器结构分析模型；否则，当前冷却器结构为满足设计要求。

Description

一种适用于电弧风洞的冷却器结构优化方法

技术领域

本发明涉及一种适用于电弧风洞的冷却器结构优化方法。

背景技术

冷却器是现代工业生产中热量交换和传递必不可缺的设备。冷却器是将热量从高温流体传递到低温流体，实现不同温度流体之间的热能传递，从而满足一定工艺要求的装置。

在电弧风洞中，冷却器主要功能是将扩压段流出的高温气体通过对流换热的方式，将电弧风洞加热的高温气体(大于5000K)降到300K～400K左右，然后通过排气管道进入真空系统。冷却器的换热效率会直接影响电弧风洞的运行时间，在真空罐容积一定的条件下，从冷却器内流出的气体温度越低，充满真空罐需要的时间越长，风洞运行的时间就越长，因此在具体设计过程中要充分考虑气体流量的情况。在电弧风洞设计中，冷却器的气流压力损失是一个重要的指标：压力损失过大，将会导致风洞不能启动，风洞无法工作；片面追求过小的压力损失，意味着换热管的间距非常大，导致换热器的体积非常大，带来结构设计、机械加工、成本费用等一系列的问题。因此深入研究冷却器的问题对于电弧风洞具有重要的应用价值。

随着冷却设备技术的进步，其种类越来越多，也对结构优化提出了新的要求。因此，如何快速准确地掌握其结构优化原理，并优化冷却设备就显得至关重要。冷却能力计算是优化冷却器的基础，但冷却器能力的计算比较复杂和繁琐，需要进行多次计算及调整，才能达到令人满意的结果。因此，设计相应的优化计算方法并开发相应的辅助计算软件显得非常必要。现采用迭代计算的方法，开发冷却器的结构优化计算程序，可使冷却器结构优化过程更加简化，提高了设计质量。不仅节省计算时间，而且提高设计优化精度，使得更快更合理地优化改造冷却器成为了可能。

发明内容

本发明的技术解决问题是：克服现有的优化方法的不足，提供一种电弧风洞冷却器的设计优化计算方法，将高温气体快速冷却，要求温度电弧风洞加热的高温气体(大于5000K)降到300K～400K左右，在保证冷却的过程中，尽量减小压降以保证风洞的启动和运行时间。该方法时间短、效率高、覆盖全面，能够用于电弧风洞高温气体冷却器的结构优化。

本发明的技术解决方案是：一种适用于电弧风洞的冷却器结构优化方法，通过下述方式实现：

(1)针对当前待优化冷却器结构，建立冷却器结构分析模型；

(2)采用工程计算方法计算上述冷却器结构分析模型，确定当前冷却器结构的换热量；判断换热量是否满足设计要求，若不满足，则返回步骤(1)，重新建立冷却器结构分析模型，若满足，则转步骤(3)；

(3)针对当前冷却器结构分析模型计算冷却器的流动阻力，判断流动阻力是否满足设计要求，若不满足，则返回步骤(1)，重新建立冷却器结构分析模型；否则，当前冷却器结构为满足设计要求。

优选的，根据当前电弧风洞的设备尺寸要求，将目前所有的冷却器结构均按照步骤(1)-(3)进行优化，最后根据每种结构的换热量及流动阻力进行综合分析，确定最终的冷却器结构。

优选的，所述的确定当前冷却器结构的换热量通过下述方式确定：

(2.1)设定当期冷却器结构中冷流体和热流体的入口温度；

(2.2)确定当前冷却器结构的传热表面几何特性；

(2.3)根据平均温度来计算冷流体和热流体的物性参数，进行传热特性计算，确定冷流体和热流体出口温度；

(2.4)重新计算平均温度，返回步骤(2.3)；将最新得到的两次计算得到的冷流体和热流体出口温度进行比对，判断差值是否满足预设的温度精度，若满足，则利用当前冷流体的出口温度、冷流体的入口温度结合冷流体的比热比，确定换热量；否则，重新执行本步骤。

优选的，根据换热量计算过程中确定的最终平均温度，以及对应的冷流体和热流体的物性参数，计算的热流体、冷流体的流动压降，将该流动压降作为流动阻力计算结果。

优选的，所述的重新建立冷却器结构分析模型包括通过更改冷却器的结构、材料、流动形式得到的新的冷却器结构分析模型、增加冷却器结构的数量而得到的冷却器结构分析模型。

优选的，重新建立冷却器结构分析模型过程中首先选取通过更改冷却器的结构、材料、流动形式得到的新的冷却器结构分析模型的方式，若计该方式仍不满足设要求，则选取增加冷却器结构的数量的方式进行优化。

优选的，当选取增加冷却器结构数量的方式重新建立冷却器结构分析模型时，各冷却器结构沿高温气体流动方向排布，优选前后采用不同结构的冷却器。

优选的，当选取增加冷却器结构数量的方式重新建立冷却器结构分析模型时，在确定换热量的过程中，前一个冷却器的气体出口温度作为下一分冷却器的气体入口温度初始条件；每一个冷却器均分别按照(2.1)—(2.4)的方式计算换热量；将所有的换热量累加后与设计要求进行比对；同时每个冷却器在换热量计算完成后均计算流动阻力，将所有的流动阻力累加后与设计要求进行比对。

优选的，当选取增加冷却器结构数量的方式重新建立冷却器结构分析模型时，预先为每个冷却器分配预期的换热量；在确定换热量的过程中，前一个冷却器的气体出口温度作为下一分冷却器的气体入口温度初始条件；按照排布顺序，依次对每个冷却器执行如下处理：

将按照(2.1)—(2.4)方式计算的换热量与预期的换热量进行比对，若未达到预期换热量，则重新针对该冷却器采用更改冷却器的结构、材料、流动形式的方式中心建立新的冷却器结构分析模型，重新计算换热量，直至达到预期换热量。

优选的，所述的电弧风洞采用的加热器是管状电弧加热器、分段式电弧加热器或叠片式电弧加热器。

优选的，在冷却器结构优化完成后，针对当前确定的最终冷却器结构，在电弧风洞模拟计算中，计算不同工况下，冷却器的换热量和流动阻力，并拟合出曲线。

本发明与现有技术相比有益效果为：

本发明的冷却设计可以满足电弧风洞在高温工况下长时间运行的条件。对于普通工程用简单冷却器结构，无法满足对高温气体(大于5000K)的冷却，在高温条件下长时间运行，冷却器会有内部冷却管路烧损的风险。因此，通过设计的工程优化方法，优化分析冷却器的换热结构特性，提高整体换热效率，可以达到快速高效冷却电弧风洞高温气体的目的。

本发明在提高冷却效率的同时，可以有效减小高温气体冷却器体积，以减小气体的流动阻力，因此在冷却器设计中，需要满足减小冷却器的整体压降，以获得最优设计结果。该方法计算时间短，计算效率高，能够用于电弧风洞冷却器的结构设计及优化。

本发明对于优化完成的冷却器结构，可以模拟电弧风洞冷却器实际的运行工况，计算不同工况下，冷却器的换热量和流动阻力，并拟合出曲线，获得典型工况下的连续工况曲线，可满足冷却器换热设计的工程分析需要，也可作为应用冷却器运行分析的重要依据，提高冷却器研究的分析效率。

本发明将高温气体快速冷却，能够使电弧风洞加热的高温气体(大于5000K)降到300K～400K左右，在保证冷却的过程中，尽量减小压降以保证风洞的启动和运行时间。该方法时间短、效率高、覆盖全面，能够用于电弧风洞高温气体冷却器的结构优化。

本发明建立完整的高温冷却器计算模型，通过采用建立冷却器结构分析模型，计算冷却器的换热和阻力特性，过程中首先选取通过更改冷却器的结构、材料、流动形式得到的新的冷却器结构分析模型的方式，若不满足设要求，则选取增加冷却器结构的数量的方式进行优化，各冷却器结构沿高温气体流动方向排布，优选前后采用不同结构的冷却器。最终可提高整体换热效率，同时减小冷却器的整体压降，以获得最优设计结果。

本发明对于冷却器换热设计的问题，研究人员一般采用典型的工况分析方法，着重关注冷却器典型离散工况点的情况。采用冷却器结构优化计算方法，可针对不同冷却器结构，在电弧风洞模拟计算中，可以计算不同工况下，冷却器的换热量和流动阻力，并拟合出连续工况曲线。计算结果可以满足冷却器换热设计的工程分析需要，也可作为应用冷却器研究的重要途径，提高冷却器分析的效率。

附图说明

图1为本发明设计计算流程示意图。

具体实施方式

下面结合附图1对本发明进行详细说明。

气体的热交换系数小，通常在10W/(m²·K)～30W/(m²·K)左右，因此一般需要较大的换热面积才能达到足够的换热量。高温气体在冷却过程中状态参数变化较大。在换热初期，气流温度高，换热温差大，总的换热量比较大，但此时气体密度小、流速高、流动阻力大，因此设计时要尽量考虑降低气体的流动速度。随着换热过程的进行，气体温度逐渐降低，密度增加，在换热后期温度降低到500K左右，与冷却水之间的换热温差较小，换热变得非常困难，传统设计过程中一般通过增加换热面积的方法来强化换热，此时气体密度大，通道面积可以适当减少以保持气体的经济流速。

作为冷流体软化水的热交换系数较高，一般在2000W/(m²·K)～10000W/(m²·K)左右，其经济流速在1～2m/s左右，可以适当提高流速来加强换热和减少结垢现象的发生，为避免出现局部过热，冷却水管之间的流量分配要均匀。

基于上述工作特点，电弧风洞的冷却器可采用管束式叉流热交换器，高温气体在管外流动，冷却水在管内流动，冷热流体采用叉流的布置形式，这种类型热交换器结构简单，便于流程的布置和采用传热强化措施，是工业上最常用的热交换器类型。冷却器的传热计算主要是传热系数的确定。

对于管壁较薄的换热管，可以不考虑冷却管的内外壁换热面积差和管壁的导热热阻，其传热系数可以通过公式计算，因此主要是计算空气侧和冷却水侧的换热系数α₁和α₂。

式中：

K—冷却器总传热系数，单位：W/(m²·K)；

A—冷却器总传热面积，单位：m²；

K₁—空气侧换热系数，单位：W/(m²·K)；

A₁—空气侧传热面积，单位：m²；

K₂—冷却水侧换热系数，单位：W/(m²·K)；

A₂—冷却水侧传热面积，单位：m²；

R_s1—空气侧污垢热阻，单位：W/(m²·K)；

R_s2—冷却水侧污垢热阻，单位：W/(m²·K)。

传热单元数定义为

式中：

NTU—传热单元数，无量纲数；

c_p2—冷却水比热容，单位：J/(kg·K)；

q_m2—冷却水质量流量，单位：kg/s；

K—冷却器总传热系数，单位：W/(m²·K)；

A—冷却器总传热面积，单位：m²；

热容比定义为较小的热容W_min与较大的热容W_max之比值，以符号C^*表示，则

式中：

C^*—热容比，无量纲数；

c_p1—热空气比热容，单位：J/(kg·K)；

q_m1—热空气质量流量，单位：kg/s；

c_p2—冷却水比热容，单位：J/(kg·K)；

q_m2—冷却水质量流量，单位：kg/s。

换热器总体效率η采用德雷克(Drake)关系式：

空气侧传热表面特性计算方法：

光滑管对流换热系数的确定采用准则方程式计算。当空气侧流动为气流垂直流过顺排圆管束。

对雷诺数10³<Re₁<2×10⁵，0.7<Pr<500，对空气的简化准则方程式为

对雷诺数2×10⁵<Re₁<2×10⁶，0.7<Pr<500，对空气的简化准则方程式为

式中：

Nu—努谢尔特数

Re—雷诺数

S₁—冷却水管横向间距，单位：m；

S₂—冷却水管纵向间距，单位：m。

当空气侧流动为气流垂直流过叉排圆管束。

式中：

Nu—努谢尔特数

Re—雷诺数

S₁—冷却水管横向间距，单位：m；

S₂—冷却水管纵向间距，单位：m。

当空气侧流动为气流垂直流过叉排椭圆管束。

Nu＝0.236Re^0.62Pr^1/3

式中：

Nu—努谢尔特数

Re—雷诺数

定性尺寸

a、b为椭圆的长轴、短轴。

外环翅片圆管换热系数的确定采用Briggs计算式，空气侧流动为气流垂直流过叉排管束，选择对空气的简化准则方程式(3)。

式中：

d_r—翅根直径，m，对于绕翅d_r＝d₀+2δ_f；

G_max—最窄流通截面处的质量流量，kg/(m²·s)

μ—气流动力黏度，单位：kg/(m²·s)；

c_p—流体定压比热容，单位：J/(kg·K)；

S_f—翅片间距，单位：m；

H_f—翅片高度，单位：m。

冷却水侧传热特性计算方法：

冷却水的流动为管内受迫流动，属于液体被加热的工况，对普朗特数Pr＝0.7～16700、雷诺数Re>10⁴、冷却水管长径比L/D>60的条件，选择准则米海耶夫方程式。

式中：

Nu—努谢尔特数；

Re—雷诺数；

Pr_f—冷却水普朗特数；

Pr_w—壁面处普朗特数；

空气侧流动阻力计算方法：

空气侧的流动阻力，对流体流过光滑圆管管束时，在雷诺数R_e1＝10²～5×10⁴范围内，采用公式：

Δp＝1.5Re^-0.2ρV²(μ_f/μ_w)^0.14M

式中：

Δp—压降阻力，单位：Pa；

Re—雷诺数；

ρ—气流密度，单位：kg/m³；

V—最小截面处流速，单位：m/s；

μ_f—气流运动黏度，单位：Pa·s；

μ_w—气流壁面处运动黏度，单位：Pa·s。

空气侧的流动阻力，对流体错流流过叉排翅片管时，在雷诺数Re₁＝10²～5×10⁴范围内，采用公式：。

式中：

Δp—压降阻力，单位：Pa；

d_r—翅根直径，m，对于绕翅d_r＝d₀+2δ_f；

G_max—最窄流通截面处的质量流量，kg/(m²·s)

μ—气流动力黏度，单位：kg/(m²·s)；

c_p—流体定压比热容，单位：J/(kg·K)；

S₁—水管横向间距，单位：m；

S₂—水管纵向间距，单位：m。

冷却水侧沿程流动阻力计算方法

冷却水管雷诺数：

根据管雷诺数，可以计算出摩擦系数：

沿程流动阻力：

式中：

Δp—压降阻力，单位：Pa；

Re—雷诺数；

L—冷却水流动长度，m；

d—冷却水管内径，m；

ρ—水流密度，单位：kg/m³；

V—最小截面处流速，单位：m/s；

局部流动阻力：

冷却水从外部管道进入水箱以及从冷却管内进入水箱时，有突然扩大的局部阻力；水箱内的水进入冷却管以及流出水箱时，有突然缩小的局部阻力；冷却水流经U形弯管时，有相当于两个90°的弯管局部阻力。根据各个部位的局部阻力系数，计算总的局部阻力。

式中：

ε—局部阻力系数；

ρ—水流密度，单位：kg/m³；

V—最小截面处流速，单位：m/s；

总流动阻力

总流动阻力为沿程流动阻力与局部流动阻力之和：

ΔP＝ΔP_f+ΔP_j。

基于上述分析，下面给出本发明是一种适用于电弧风洞的冷却器结构优化方法的具体步骤：

(1)针对当前待优化冷却器结构，建立冷却器结构分析模型；

通过设计一套工程计算方法，建立完整的高温冷却器计算模型，分析计算冷却器的换热与阻力特性，采用不同结构的冷却器结构，以提高整体换热效率，同时减小冷却器的整体压降，以获得冷却器结构优化结果。电弧风洞采用的加热器是管状电弧加热器、分段式电弧加热器或叠片式电弧加热器。

(2.1)设定当期冷却器结构中冷流体和热流体的入口温度；

(2.2)确定当前冷却器结构的传热表面几何特性；

根据换热量计算过程中确定的最终平均温度，以及对应的冷流体和热流体的物性参数，计算的热流体、冷流体的流动压降，将该流动压降作为流动阻力计算结果。

上述重新建立冷却器结构分析模型包括通过更改冷却器的结构、材料、流动形式得到的新的冷却器结构分析模型、增加冷却器结构的数量而得到的冷却器结构分析模型。

重新建立冷却器结构分析模型过程中优选的，首先选取通过更改冷却器的结构、材料、流动形式得到的新的冷却器结构分析模型的方式，若计该方式仍不满足设要求，则选取增加冷却器结构的数量的方式进行优化。

当选取增加冷却器结构数量的方式重新建立冷却器结构分析模型时，各冷却器结构沿高温气体流动方向排布，优选前后采用不同结构的冷却器。当选取增加冷却器结构数量的方式重新建立冷却器结构分析模型时，在确定换热量的过程中，前一个冷却器的气体出口温度作为下一分冷却器的气体入口温度初始条件；每一个冷却器均分别按照(2.1)—(2.4)的方式计算换热量；将所有的换热量累加后与设计要求进行比对；同时每个冷却器在换热量计算完成后均计算流动阻力，将所有的流动阻力累加后与设计要求进行比对。

当选取增加冷却器结构数量的方式重新建立冷却器结构分析模型时，预先为每个冷却器分配预期的换热量；在确定换热量的过程中，前一个冷却器的气体出口温度作为下一分冷却器的气体入口温度初始条件；按照排布顺序，依次对每个冷却器执行如下处理：

(4)根据当前电弧风洞的设备尺寸要求，将目前所有的冷却器结构均按照步骤(1)-(3)进行优化，最后根据每种结构的换热量及流动阻力进行综合分析，确定最终的冷却器结构。

在冷却器结构优化完成后，针对当前确定的最终冷却器结构，在电弧风洞模拟计算中，计算不同工况下，冷却器的换热量和流动阻力，并拟合出曲线。

本发明的冷却设计可以满足电弧风洞在高温工况下长时间运行的条件。对于普通工程用简单冷却器结构，无法满足对高温气体(大于5000K)的冷却，在高温条件下长时间运行，冷却器会有内部冷却管路烧损的风险。因此，通过设计的工程优化方法，优化分析冷却器的换热结构特性，提高整体换热效率，能够使电弧风洞加热的高温气体(大于5000K)降到300K～400K左右，可以达到快速高效冷却电弧风洞高温气体的目的。

本发明未详细说明部分属于本领域技术人员公知常识。

Claims

1.一种适用于电弧风洞的冷却器结构优化方法，其特征在于通过下述方式实现：

(1)针对当前待优化冷却器结构，建立冷却器结构分析模型；

(3)针对当前冷却器结构分析模型计算冷却器的流动阻力，判断流动阻力是否满足设计要求，若不满足，则返回步骤(1)，重新建立冷却器结构分析模型；否则，当前冷却器结构为满足设计要求；

所述的确定当前冷却器结构的换热量通过下述方式确定：

(2.1)设定当期冷却器结构中冷流体和热流体的入口温度；

(2.2)确定当前冷却器结构的传热表面几何特性；

2.根据权利要求1所述的优化方法，其特征在于：根据当前电弧风洞的设备尺寸要求，将目前所有的冷却器结构均按照步骤(1)-(3)进行优化，最后根据每种结构的换热量及流动阻力进行综合分析，确定最终的冷却器结构。

3.根据权利要求1所述的优化方法，其特征在于：根据换热量计算过程中确定的最终平均温度，以及对应的冷流体和热流体的物性参数，计算的热流体、冷流体的流动压降，将该流动压降作为流动阻力计算结果。

4.根据权利要求1或2所述的优化方法，其特征在于：所述的重新建立冷却器结构分析模型包括通过更改冷却器的结构、材料、流动形式得到的新的冷却器结构分析模型、增加冷却器结构的数量而得到的冷却器结构分析模型。

5.根据权利要求4所述的优化方法，其特征在于：重新建立冷却器结构分析模型过程中首先选取通过更改冷却器的结构、材料、流动形式得到的新的冷却器结构分析模型的方式，若计该方式仍不满足设要求，则选取增加冷却器结构的数量的方式进行优化。

6.根据权利要求5所述的优化方法，其特征在于：当选取增加冷却器结构数量的方式重新建立冷却器结构分析模型时，各冷却器结构沿高温气体流动方向排布，优选前后采用不同结构的冷却器。

7.根据权利要求6所述的优化方法，其特征在于：当选取增加冷却器结构数量的方式重新建立冷却器结构分析模型时，在确定换热量的过程中，前一个冷却器的气体出口温度作为下一分冷却器的气体入口温度初始条件；每一个冷却器均分别按照(2.1)—(2.4)的方式计算换热量；将所有的换热量累加后与设计要求进行比对；同时每个冷却器在换热量计算完成后均计算流动阻力，将所有的流动阻力累加后与设计要求进行比对。

8.根据权利要求6所述的优化方法，其特征在于：当选取增加冷却器结构数量的方式重新建立冷却器结构分析模型时，预先为每个冷却器分配预期的换热量；在确定换热量的过程中，前一个冷却器的气体出口温度作为下一分冷却器的气体入口温度初始条件；按照排布顺序，依次对每个冷却器执行如下处理：

9.根据权利要求1所述的优化方法，其特征在于：所述的电弧风洞采用的加热器是管状电弧加热器、分段式电弧加热器或叠片式电弧加热器。

10.根据权利要求4所述的优化方法，其特征在于：在冷却器结构优化完成后，针对当前确定的最终冷却器结构，在电弧风洞模拟计算中，计算不同工况下，冷却器的换热量和流动阻力，并拟合出曲线。