冷却水塔冷却能力不足之原因探讨Word格式.docx

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冷却水塔在基本上的分类有逆向流型及直交流型等二大类型，而其主要构造物有：

本体及相关配件（支架、散水装置或挡水器）、填充材；

另抽或送风装置（含风扇、马达及必要之增减速装置）则亦为其基本配备。

目前常见之各类型冷却水塔有﹕

1.逆向流型自然通风式冷却水塔，如图1所示者。

2.逆向流型机械通风式冷却水塔，如图2所示者；

另尚有一型所谓送风式者，

3所示者即为其中之代表例。

3.逆向流型FRP制圆瓶式冷却水塔，如图4所示者，此即为一般常见之泛用机型。

4.直交流型自然通风式冷却水塔，如图5所示者。

5.直交流型机械通风式冷塔水塔，如图6所示者，其水液与通过空气呈垂直交互者，此即为一般常见之泛用机型。

二、冷却之基本原理（理论）

冷却水塔之基本操作原理是藉装置（泛指散热填充材及水液分散器等）使水液呈雾滴状与通过空气（采逆向或直交流方式进行）进行热交换过程，此过程包括显热（Sensibleheat）交换及液蒸发等现象（在热传学上此谓之具有质量变化之热质传问题），其热交换特性可用下之关系式来表示

awTThhdTLkaV−=∫12

（1）

此即谓之Merkel方程式，是为冷却水塔设计计算之主要基础，其工作介质之热力状态变化可由图7之线图来表示之﹔式中冷却水塔之特性值－kaV/L，可由下之热质传原理以求取之，其由来可由下之推导而得知。

在冷却水塔整个过程中，其热平衡关系式可以下式表之（以空气0℉时为基底）

q+L0cp，wT0=G（h2-h1）

（2）

式中L为水流量（1b/hr.ft2），cp，w为水之比热，G为空气流量（1b/hr.ft2），h为空气之热焓，T为冷却水塔之入水温度（℉）。

注意：

式中面积是以实内地表面积为基底（通常为1ft2），非热传表面积。

式

（2）中水液之单位面积之热负荷（q，总热负荷Q除以基底面积）则为

q=Lcp，w（T1-T2）＋L0cp，w（T1+T2）（3）

L0=G（X2-X1），因蒸发散失而补充之补给水量（4）

式中X为绝对含水率。

式

（2）中空气热焓系水－空气混合者，于0℉时为（饱和空气）

H'

=X'

t＋X'

λ＋0.24t（5）

不饱和时则为

=XtDP+XλDP+0.45X（t－tDP）＋0.24t（6）

awvaperwatertvaperwaterMMPPPX×

−=−−或awtMMPPPX×

−=′（7）

式中λ为蒸发平均潜热，Mw为水之摩尔分子量，Ma为空气之摩尔分子量，P'

为饱和分压力，Pt为饱和水蒸汽压力，下标DP表雾点状态者，"

，"

表处于该水温状态下者。

若同时考虑扩散与对流之热传现象时，冷却水塔之总热交换能力可另表之为

q=qd+qc（8）

式中qd为经由扩散传递者（Btu/hr.ft2），qc为经由对流传递者（Btu/hr.ft2）。

或

dqc=dqc+dqd（9）

dqc=h（T－t）adv=Gcdt（10）

dqd=dL（11）

式中a为水之表面（即液滴或薄膜表面）对每立方公呎冷却水塔之比（ft2/ft3），dv为冷却水塔容积之微分量，dL为物质扩散率。

其存在者

adv=dA；

A：

热传表面积（12）

由扩散原理之二膜理论（Two-filmtheory），值dL可表之为

dL=Kx（X'

-X）adV（13）

即dq=dqc+dqd=h（T-t）adv+Kxλ（X'

-X）adv（14）

=Gdh（15）

式中Kx谓之总质传系数（Overallcoefficientofmasstransfer，lb/hr.ft2.lb/lb），x可依介质而可有不同之表示。

将上诸式（5）及（6）等代入并整理之，式（12）可另表为

dq=Kxadv{（H'

-H）+C（T-t）[（h/Kxcp，w）-1]}（16）

对水扩散于空气中之Lewisnumber（=h/Kxcp，w）约等于1；

因此式（16）可简化为

dq=Kxadv（H'

-H）（17）

另dq亦可表成

dq=d（LCT）（18）

因此

dq=LCdT=Gdh=Kx（H'

-H）adv（19）

即∫−=dHHHKaVGx'

（20）

或ndHHHKaVLdx=−=∫'

（21）

式（21）之nd即为扩散单位的数目，如果对一个扩散单位的高度（Theheightofonediffusionunit，HDU）已知时（此扩散单位可喻为填充材之单位容积），则冷却水塔之总高度即可计算而得，更进一步之详细数据可另参一些专著说明[1]。

冷却能力不足的原因与分析

一般而言，冷却水塔之冷却能力不足的主要原因有：

1.基本能力设计或选用不足适。

2.使用条件与设计条件不符。

3.风通过散热填充材之分布不均，无法充分与落水进行热交换。

4.水液通散热填充材之分布不均，风通过时无法充分与水液进行热交换。

图8风通过冷却水塔于入风百叶、散热填充材及风叶处可能之变化现象

通常前两种原因较易发现，当然使用条件与设计条件不符时可视其差异是否可调整（当然必须尚有过量的前提下）。

一般却是第3、4项原因所造成，如图8所示造成风通过散热填充材之分布不均是为主要原因，形成此问题的因素大致有：

1.塔体结构设计不良

如入风口段之截面积或高度预留不足，阻滞入风或上下段入风不均现象，当然此尚与风机设计有关。

若以如图9所示之风机出风速度变化看来（横轴为沿1,200mm之风叶等分布量测而得者。

当然风机出风口风筒太短以致形成混斜流现象时亦会发生此种现象，图10为一理想之风机出风速度分布状况），入风口段入风速度有可能导致如图11所示者，一则入风不均另则入风速度由上到下渐次减少，使如图8之中间部分几无风量通过，而不具热交换作用。

此外，风机入口风筒曲弧不平顺或本体中间段太短等原因，造成入风混合长度不够，造成风通过散热填充材之分布不均。

2.风机之轮毂比设计不佳或与风筒间隙不当

此有可能造成如图8所示出风在轮毂边或与风筒间形成短循环（当然风叶与轮毂间之间隙太大亦有所可能），如图12所示之情形，使风机出口之风量虽有足够，但有可能高达20%以上之无效性，因此真正通过散热填充材之风量并不如预期的多，此可由入风口段及出风口段量测其通过风量即可证明之。

另，风机马达之消耗功率因无效性而增加，入风口段通过风量虽不足，但马达负载已接近满载（此情况并非所须者），无法再调整风叶角度以增加其扬送风量，否则即造成过载。

3.风叶设计不当

由于风叶安装角度不良，无法发挥扬送风量的功能，如图9所示之情形有可能因如图13所示之安装角度（θ）调整不对而发生此种现象（有可能仅发生在某区段里），当然原始风叶翼型设计不正确亦有能造成（若此则无法再进行任何调整动作，有些角度过量调整亦会导致此种情形，因此不可一昧者以为一再调整安装角度即可增加其扬送风量，关于此点必须要求原设计或制造厂商提供该风叶之技术数据以供判断，一般设计或制造厂商提供所提供之数据，大都为p-Q线或kW-Q线等之选用数据，最好能要求可提供安装或设置时之出入风筒段的几何规定）。

风叶安装角度不良亦有可能造成短循环现象，图9所示速度较低者即是可能发生之处。

4.联塔组合时造成通过风量不一所致

如图14所示者，中间两台因只有二面入风，因每个风机不可能有相同之特性，加之入截面不足，有可能使中间两台之扬送风量不足及通过风量分布不均，无法有效进行良适之热交换，而造成冷却能力不足。

此情形下不是要调整水量，便是要增加风量（中间两台之扬送风量将不同于外侧者，而外侧者亦不同于单台者，单台者四面入风理应较均匀些），当然有可能依然达不道预期的效果。

5.入风百叶设计不佳

大部分之冷却水塔于入口处均有加装入风百叶，一者为防止水液飞溅，另者增加导风作用，但许多情况所设计之入风百叶不但没有达到导风作用，相对地却增加其风通过之阻力；

同时绝大部分之入风百叶所倾斜的角度均相同，是一不理想的设计，此亦会影响散热填充材中间部分的入风均匀性。

6.淋水密度不均或循环水量太大

通常在冷却水由塔顶落入散热填充材时均经过一散水装置，以分散并使均匀洒落在散热填充材中，当然能使冷却水液呈雾滴状以增加与通过空气之接触面积最为理想。

然往往因供给水压、散水头分布、喷雾角度、散水头与散热填充材间之距离等设计、选用、安装等问题，无法发挥预期之散洒效果；

更有甚者产生柱状流、壁（侧）流、过厚之膜状流等现象，尤其是循环水量设计不当时，致使与通过空气无法有效接触，造成无效旁流（此尚与散热填充材形状及装填等有关）。

7.冷却水与通过空气在散热填充材之停滞时间（Holdingtime）不足

此问题一般经常出现于冷却水温降要求较高的场合，尤其是超过6或7℃以上者，于设计之初须先行判断，使用场合有此要求者必须增加散热填充材之高度（层数），以提高冷却水或通过空气在散热填充材之停滞时间，当然也无须一昧地增加以免增大冷却水或空气之通过压损，此则涉及最佳

如塔周边应保有一定之空间距离，塔与塔之间的布置[2]，塔顶出风有否风切产生（如置于楼顶女儿墙边者、或经常性季风方向、有隧道风产生处等情形者），发生热回风或短循环现象等塔周边环境所引起的问题，都有可能形成冷却水塔冷却能力不足之原因。

以上所提及之问题虽部分可利用近代计算流力（Computationalfluiddynamics，CFD）之数值模拟方法，解求及模拟一些流场分布问题，但实际不如数值模拟时之假设条件那么理想，仍有相当的差异，因此未有更进一步的解决方法之前，实质上应如何注意与克服是相当重要的课题。

补充说明1－冷却水塔出风口量测范例

測試結果：

一、以出風口為基底（參附圖1及附表1等之數值）

1.出風口平均風速：

5.7m/s

2.出風口平均總面積：

4.68m2

3.總出風量：

1,599m3/min

二、以入風口為基底（參附圖2及附表2等之數值）

1.入風口平均風速：

6.1m/s

2.入風口平均總面積：

14.58m2

5,336m3/min

注：

附图及附表等之数值系如图14所示之第二室者，此室仅有二侧入风，若为最外侧者其风量应会大些。

补充说明2－冷却水塔设计用经常性数据

冷却水塔系一相当典型与传统之热交换设备，但因其过程兼具有质传现象（为一相变化过程），因此在设计计算上经常须藉助一些经验性数据以补弥之，一般应用设计中经常性的参考数据大致有

1.各热交换设备所须冷却水塔负荷值，如下附表3者。

装置种类

冷却水塔负荷值

装置种类

火力发电设备

冷却水塔负荷值

往复式制冷机

3,750kcal/Ton.h

1,000kW/h

2,700kcal/Ton.h

离心式制冷机

5,000kW/h

2,000kcal/Ton.h

吸收式制冷机

8,200kcal/Ton.h

10,000kW/h

1,750kcal/Ton.h

蒸汽喷注式制冷机

8,2000kcal/Ton.h

狄赛尔引擎

700kcal/Ton.h

2.冷冻空调用冷却水塔出入水温差（△tw）通常约设计在5.5∼6.5℃，而设计之外气湿球温度与冷却水塔出水温度一般约在3℃以下。

3.冷却水塔之气水比（λ＝L/G）一般约在0.7∼1.5间，此值之多寡与出入水温差（△tw）有关，其取值大致如下附表4所示。

入水温差，℃

3

5

10

15

气水比，λ

0.3~0.7

0.5~0.9

0.9~1.2

1.2~2.1

4.冷却水塔之横截面积选定，此可由下二值之比较来取决之。

（1）L/A值较使介于2,500∼17,000kg/m2；

至于h值在冷却范围小且渐近温差大时取大值，反之冷却范围大而渐近温差小时则取小值。

（2）G/AG值较经济实用者取值约9,500kg'

/m2；

h，塔内风速在2.5m/s以上。

（3）一般工业用冷却水塔之L/A值约在7,000∼10,000kg/m2；

h，空调用约在10,000∼12,000kg/m2.h。

5.冷却水塔风压损值取决：

（1）空调用逆向流型者约10mmAq，直交流型者约6∼8mmAq。

（2）工业用大型冷却水塔约在10∼16mmAq或以上。