计算流体力学在CO2激光器换热器设计中的应用

王文进，王又青，赵 恒，胡 逸，赵 江

(华中科技大学光学与电子信息学院，武汉430074)

引 言

由于激光加工技术相对于传统加工工艺具有无法比拟的优势，所以在工业加工中得到了广泛的应用。为了满足工业加工要求的进一步提升，激光器就要向更高功率、长时间稳定运行的方向发展［1-2］。高功率工业激光器结构复杂、价格昂贵，这在一定程度上限制了它的推广和应用。目前CO2激光器在技术和价格上都占有优势，是工业高功率激光光源的最佳选择。本课题旨在为轴快流CO2激光器气体循环系统热交换部件的设计提供一种高效的方法。

目前，轴快流CO2激光器的转化效率可以达到25%左右，也就是说有75%的电能转化为气体的热能，工作气体通过放电区后温度会升高150K左右。气体温度的升高会导致激光器放电不稳定和输出功率的下降。所以，需要热交换系统把放电产生的废热带走，以保证工作气体在进入放电区域时保持常温状态［3-4］。

作者针对传统轴快流CO2激光器热交换设计采用的经验公式法计算繁琐、灵活性低、需要较多的工程经验等缺点［5］，提出使用流体动力学方法设计轴快流CO2激光器的换热器的方案，并设计了管布结构的4kW轴快流CO2激光器换热器，其能满足激光器连续稳定运行的要求。

1 激光器换热器的设计要求

Fig.1 Gas circulation diagram of the laser system

4kW轴快流CO2激光器的流道结构如图1所示。工作气体是由摩尔比为r(CO2)∶r(N2)∶r(He)=5∶29∶66的混合气体，工作压强为10.4kPa。工作气体由风机经副换热器进入放电管，经过放电的高温气体再由主换热器进入风机。工作气体在风机中流动时会和叶轮产生摩擦并且体积被压缩，在这个过程中会产生附加热量。工作气体放电过程中产生的热量和这些附加热量相比要大得多，所以本文中以主换热器为例，介绍计算流体动力学方法在轴快流CO2激光器换热器设计中的应用。

轴快流CO2激光器热平衡方程为［6-7］:

式中，P1为工作气体放电后产生的热量，P2为注入电功率，P3为激光输出功率，P3=P2η，η为激光器的电光效率。为了使设计的换热器留有余量，η取值为20%。文中的激光器选用 Leybold公司的S3500风机，体积流量可达 4000m3/h。298K，10.4kPa时混合气体的密度ρ=0.049kg/m3，计算得气体的质量流量M=0.0545kg/s，工作气体的定压比热容cp=1949kJ/(kg·K)。4kW轴快流激光器按照20%的电光效率来计算，工作气体经过放电区域后会产生16kW的热量，气体温度的上升值为ΔT=150.3K。4kW轴快流CO2激光器中有两个对称的主换热器，所以设计的每一台主换热器的换热量需要达到8kW左右。

根据轴快流CO2激光器换热器结构紧凑、换热效率高、气体流阻小的要求，4kW轴快流CO2激光器选用的是矩形翅片管式换热器，如图2所示。

Fig.2 Finned-tube refrigeration heat exchanger

矩形翅片管式换热器的气体阻力计算的经验公式为［8］:

式中，n是指气流方向上的管排数，f是摩擦系数，Gmax是最小截面的质量流速。当换热器气体流阻大时会加重风机的负荷，不利于激光器长时间稳定运行。所以换热器的气体流阻必须尽量小。

2 换热器的设计与数值模拟

2．1 换热器模型与边界条件

估算换热面积，5×5管排布置的84片190mm×190mm矩形翅片管能满足4kW轴快流CO2激光器换热器的换热需求，几何模型如图3所示。

Fig.3 Geometric model of heat exchanger

为了简化计算，模型被虚线分割为3个部分，只将虚线内部的区域作为模拟计算区域，将它的两个切割面设定为对称边界。对于翅片使用周期性边界条件，只建立两片翅片之间的区域作为流体的计算区域，将上、下表面设置为周期性边界条件，进出口均采用压力条件。初始条件和边界条件需要用到的物性参量如表1所示。

Table 1 Physical parameters used for numerical calculation［8-9］

2．2 热交换过程与流场分析

因为5×5的管布结构不严格对称，所以计算出的换热量会略小于实际值，但是对内部流场分布(如图4所示)的影响不大。

Fig.4 Flow field distribution inside the heat exchanger with 5×5 tube arrangementa—pressure distribution b—temperature distribution

由压强分布云图(见图4a)可以看出，从换热器进口到出口，压强呈平滑分层波纹状且递次减小，在进口和出口处压降较大，经过每一排换热管时压强产生较大的变化，在横向方向上，也就是垂直于气体流动方向上，压强变化不明显。可见，换热管排数越多，压降越大;换热管列数，对换热器的流道阻力影响不大;这与计算换热器流阻的经验公式(2)式是一致的。

由温度云图(见图4b)只能看出，翅片表面的温度变化呈分层变化、均匀递减的趋势。选取换热器中心线为分析对象如图5所示。从图中可以看出工作气体进口温度为446K，沿着中心线方向上，温度呈递减趋势。当工作气体绕流过圆管时会产生绕流脱体现象，因此此处的温度变化趋势呈现一个小阶梯;然后，温度分布又呈平滑下降趋势。由换热器中心温度曲线可见，第2段温度下降比较明显，而第5段温度几乎没有变化，说明在第5段时工作气体的温度与冷却水达到了平衡，两者之间没有热量的交换［10］。

Fig.5 Temperature curve at centerline of heat exchanger with 5×5 tube arrangement

2．3 优化设计

由以上分析可知，换热器的最后一排水管没有起到换热的作用，并且增大了换热设备的气体流阻。所以可以移去最后一排铜管以提高换热效率，降低气体流阻;在垂直气流方向上增加一列铜管以保证换热器的换热量，将换热器优化为4×6的管排布置、228mm×152mm矩形翅片结构。优化后的换热器结构的流场分布与中心线上的温度变化曲线如图6所示。

Fig.6 Flow field and temperature curve at centerline of heat exchanger with 4×6 tube arrangementa—pressure distribution b—temperature curve at centerline of heat exchanger

从图6可以看出，优化后的结构的出口压强相较于之前管布结构(见图4a)要大100Pa左右，优化后换热器中心线处的温度分布曲线有4个明显的阶梯状分布，并且均有比较明显的温度变化。由于前排管使气体产生了扰动增强了气体分子的无规则运动，提高了换热效率，所以第2段和第3段的温差要略大于第1段。出口处由于气体温度与换热管内水温逐渐达到平衡，因此温差较小。这说明改进后的换热器结构压力损失减小并且冷却水管得到了充分的利用换热效率得到提高。所以在4kW轴快流CO2激光器设计选择此方案作为换热设备。

2．4 经验公式结果对比与实验验证

由经验公式可计算出换热器铜管、矩形翅片的换热系数，得到换热器的整体换热系数，然后根据换热器面积和具体管布结构计算出换热器的换热量和气体流阻［11］。由计算流体力学软件的报告功能可以得到进口和出口的压强值、流阻以及热负荷分别为 10394.523Pa，10240Pa，154.523Pa，8888.53W。由经验公式法算出的换热器流阻和热负荷分别为154Pa，8915.2W。由上面的数据可知，计算流体力学软件模拟出的结果与经验公式计算出的结果非常吻合。将通过计算流体动力学法设计出的换热器安装至4kW轴快流CO2激光器，连续运行48h后激光器各项参量如图7所示。

Fig.7 Operation monitoring interface of CP4000 laser used heat exchanger with 4×6 tube arrangement

由以上分析可知，计算流体动力学法是一种准确、高效的设计轴快流CO2激光器换热设备的新方法。

3 小结

使用计算流体动力学法可以得到轴快流CO2激光器热交换设备内部流场的详细分布，通过分析温度场、压力场的分布情况可以对换热设备的结构进行灵活的调整，以满足激光器的工作需求。计算流体动力学法同样适用于其它采用冷热对流热交换的气体激光器，在今后的热交换器设计中只要根据气体配比、换热量需求就可以根据此方法对换热器进行设计。

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