热管换热

2024-10-22

热管换热（精选6篇）

热管换热篇1

1 引言

随着世界经济的不断发展,能源的形式日趋紧张,建筑空调的余热回收也逐渐被人们重视。在众多的余热回收设备中,热管换热器以其在结构上易于实现逆流、小温差时热效率高、占用空间小、易于安装等优点大量应用于建筑空调的余热回收中。作为热管换热器的基本元件热管,国内外已从理论和实验上做了广泛深入的研究,这些研究主要集中在热管的工作极限以及热管的工质充注、安装倾角、不同工质对传热效率的影响上,而对应用于建筑空调的热管换热器与其他类型的换热器相比,热效率高在什么地方分析的文章很少,有些学者甚至认为热管的导热性与相同的金属比较,要高几个数量级。这种夸张的比较显然是没有意义的。本文通过分析热管换热器与其他换热器的热阻,从理论上得出热管换热器传热效率高在什么地方。

2 热管换热器的热阻分析

在建筑空调中应用的热管换热器绝大部分为重力热管(又称两相闭式热虹吸管),它用热管这种标准元件进行组装来满足不同的热性能技术参数。热管的工作原理见图1所示,热量从热源到冷源的传递热阻由下列8部分组成(等效热阻示意图见图2):

1)热源与蒸发段外壁的换热热阻R1;

2)蒸发段管壁的导热热阻R2;

3)蒸发段管内沸腾换热热阻R3;

4)蒸发段到冷凝段工质流动换热热阻R4;

5)冷凝段管内凝结换热热阻R5;

6)冷凝段管壁导热热阻R6;

7)冷源与凝结段外壁的换热热阻R7;

8)热管管壁轴向导热热阻R8。

对于热管管壁的轴向导热,由于管壁很薄且热管轴向较长,其导热热阻与其他环节相比要大得多,因此,热管管壁轴向导热热阻R8可忽略不计[1]。蒸发段到冷凝段工质流动换热热阻R7数量级大约在10-7次方,R3、R5数量级大约在10-3次方。它们与热阻R1、R2相比是小量[2],在计算过程中可以忽略不计。

因此,热管整体热阻可简化表示为:

式中,α1、α2分别为冷热源与热管管壁对流传热系数,W/(m2·K);λ为热管管壁导热系数,W/(m·K);δ为热管壁厚,m。

对于建筑空调余热回收使用的热管换热器,由于冷热源全为空气,空气流速也近似相等,可认为α1=α2。因此

以直径9mm,壁厚1mm的铜管作为热管为例,热空气定性温度为30℃,冷空气定性温度为20℃,风速取2.5m/s。经计算可知,α1约为52.75(W/m2·K),因此热管热阻为

3 热管换热器与板式、管式换热器的热阻比较

根据传热学的知识,对流、导热是板式换热器热量传递的基本方式。其总热阻可表示为:

用在建筑空调余热回收中的板式换热器,也可近似认为α1=α2。因此

以1mm厚的锯齿翅片型板式换热器为例,热空气定性温度为30℃,冷空气定性温度为20℃,风速取2.5m/s。经计算可知约为73.34W/(m2·K),因此热管热阻为

通过以上计算比较说明,热管换热器与板式换热器一样,影响其热传效率的主要因素为外部对流换热热阻,若热管换热器采用光滑管时,用在建筑空调余热回收上显示不出优越性。

但热管换热器的吸热和放热段都在外表面,这样可以在其表面方便地增加翅片以达到强化换热的目的,而对于板式或管式换热器虽然也可以在外表面增加翅片扩大换热面积,但是内部受工艺限制很难做到[3],现假定热管换热器的肋化效率为η,忽略热管管壁的导热热阻,则加上翅片后的热管热阻为:

对于管式换热器,忽略热管管壁的导热热阻,同样假定外表面肋化效率为η,则加上翅片后的热阻为:

由于η>1,因此,无论管式换热器肋化效率有多大,其传热效率最多增大一倍,而热管换热器从理论上传热效率可以提高η倍(一般η>>1)。由于热管换热器与其他换热器相比较大,根据传热学基本公式Q=KFΔt可知,热管换热器可以在小温差下传递相同的热量。

对于建筑空调余热回收用的热管换热器,在合理的工作介质和热管倾角范围内,热管内部的传热极限要大于外界输入的热量,因此,如何强化热管与外界传热是此换热器设计的关键。

4 结论

通过以上分析可知,热管换热器与其他换热器相比,热效率高的原因主要在于其肋化效率远大于其他类型的换热器,由于热管的特殊结构,可方便地扩展吸热和放热面积,因此,在传递相同热量的情况下,热管换热器可以在小温差下运行,最大限度地回收余热。对于建筑空调余热回收使用的热管换热器,如何强化热管与外界传热是提高其效率的关键。

摘要：对热管换热器与其他类型换热器的传热热阻进行分析,从理论上说明热管换热器高效率的原因以及为什么热管能在小温差下进行余热回收。同时,给出提高建筑空调余热回收用的热管换热器的热效率的方法。

关键词：热阻,热效率,强化传热

参考文献

[1]李宗祥,王秀春.节能原理与技术[M].西安:西安交通大学出版社,2004.

[2]吴和英.热虹吸管换热热阻分析[J].中国科技信息,2006(11):308,327.

[3]沈天发.热管传热效率为啥高[J].华东电力,1992(5):16-18.

热管换热篇2

环形热管作为热管的一种,具有优良的传热性能,传统的环形热管(LHP)是一种两相的高效传热装置,1972年由前苏联乌拉尔科技学院Gerasimov和Maydanik发明并申请专利的[1],起初是空间技术的产物,近年来开始应用于其它行业,如文献[2-3]提及的应用在房间除湿以及冰蓄冷系统、热回收与结合表冷器送风的空调系统。

图1所示是本文研究所采用的环形热管,采用了无高差、无吸液芯的设计,它利用气液相之间产生的饱和压力差来进行驱动运行,利用工质的蒸发和冷凝来传递热量。当热量施加到蒸发段上,热量通过蒸发段管壁传递蒸发段内部被工作流体吸收,使其由液体变成气体,然后通过蒸汽管线到达冷凝段,通过冷凝段气体将热量排放,使工作流体由气体通过冷凝过程变为液体,经过冷凝段管线流回蒸发段,开始下一个工作循环。

随着热管理论的成熟与计算机技术的高速发展,计算流体力学与计算传热学的发展与大型CFD软件的迅速发展,许多学者对热管的传热过程进行了模拟探讨[4,5,6]。从原理上讲,各种热管的模拟原理并无特大区别,但由于所具有的结构的不同,使热管的建模方法各有所不同。热管内的热量传递是靠热管内工作介质蒸发和冷凝的相变过程耦合在一起的,两相传热过程极其复杂。流体作为冷却剂在管内受热逐渐从单相过冷状态升温、沸腾、形成汽液两相流、直至形成过热蒸汽。因此热管的模拟是相当困难的。完整的两相热力学模拟加上完整的流体力学可以从理论上解决模拟情况,只是采用它们做热管系统级模拟实际的操作还是很麻烦,毕竟在热管自身的设计过程中厂商也只是采用简化的方法[7]。

传统热管模拟存在的难题主要有:(1)热管内的热量传递是靠相变变化来进行的,但目前的大部分模拟软件尚不具备此功能;(2)热管管内的吸液芯部分简化也有待研究,一般的办法是忽略其作用并把它简化成某一源项。目前的研究中,台湾的部分学者通过使用KIVA-3程序通过多孔介质模型或者省略吸液芯设置对热管内部的流场、温度场以及换热进行了大量研究。目前来说,美国NASA的热流分析软件SINDA/FLUINT的软件在热管的系统模拟中的优越性已经得到验证,但此款软件价格昂贵,并且在国内使用的较少,限制了更多学者利用其对热管的模拟研究,但不失为可考虑的一种途径。而国内的学者研究多数采用的是CFD软件来进行,但也通常没有考虑到耦合相变作用,因此,鉴于热管相变的模拟尚处于摸索阶段,目前尚无统一可行方法,因此本文研究中,为了模拟相变过程,以为将来的进一步研究打下基础,把环形热管的相变模拟研究集中于蒸发段的模拟研究,而从实际结果发现,此种简化虽使环形热管不完整,但从环形热管蒸发段得出的相变过程与结果合理且与理论吻合得较好。

2 采用的数学模型

本文模拟过程采用的是两相流的混合(mixture)模型,mixture模型考虑了界面传递特性以及两相间的扩散作用和脉动作用,并使用了滑移速度的概念,允许相以不同的速度运动,可以用于模拟各相有不同速度的多相流。由于热管的整体运行过程中存在着液相以及气相,因此把数学模型分为整体以及液相与气相交界处,假设热管运行过程中忽略了辐射的影响,管内运动为层流运动,整体的过程遵循连续性方程、动量方程以及能量方程。二维模型表达式如下:

连续性方程

动量方程

能量方程

式(1)~(4)中:ρ为工质的密度,kg·m-3;μ为工质的动力粘性系数,kg·m-1·s-1;Cp为工质的定压比热,J·kg-1·K-1;λ为工质的导热系数,W·m-2·K-1;u、v为x、y方向速度,m/s;T为工质温度,℃;p为工质压力,Pa。

虽然液体的蒸发是什么温度下都能进行,但在温度低的时候,它的现象是非常不明显的,而且不容易进行分析,因此在这里假定了一个用于计算的蒸发进行时的温度Tvap。当液体温度Tp大于Tvap时,蒸发过程开始,达到沸腾温度Tbp前,液体进行的是蒸发传热。而温度达到Tbp后,就转为沸腾传热过程。公式(5)~(8)是Fluent提供的蒸发沸腾的模型。

当流体温度上升超过蒸发温度时:Tp>Tvap蒸发过程开始,直到在流体完全蒸发完前:即mp>(1-fv,o)mp,o。蒸发速率方程为:

而当流体温度继续上升达到沸点温度:Tp>Tbp沸腾过程开始,直到在流体完全沸腾完前:即mp>(1-fv,o)mp,o。沸腾速率方程变为:

而对于液相与气相的转换,在液相与气相交界处则为:公式(7)表示交界面的液相和气相的剪切力相等,并且公式(8)表示通过的热量相等。

式(5)~(8)中:mp为液体当前质量,kg;fv,o为液体的蒸发沸腾比例;mp,o为液体初始质量,kg;为蒸发沸腾速度,kg/s;hfg为汽化潜热,J/kg;k∞气相导热率,W/m·k。

3 模拟过程与分析

3.1 边界条件选择与分析

本文Fluent使用二维非稳态的mixture来模拟单根环形热管蒸发段的情况,管径为9.52mm,高度为500mm,通过理论计算与实验结果[8,9]可以得知,单根环形热管运行时,管外热流密度在1000~2500W/m2之间,蒸发段的进口速度在0.05m/s左右,各类边界选择与网格划分如图2所示。

进口:velocity-inlet类边界设定温度和速度

出口:outflow类边界设为自由出流

管壁:wall类边界设为第二类热边界条件,给定热流密度的值

本文先模拟了环型热管蒸发段2000W/m2、60%充液率下管内的情况,再对比了同热流密度下20%、40%、80%充液率下的情况;接着横向对比了1000、1500、2500W/m2下充液率都为60%下的情况;最后通过分析不同管径、热管高度下的情况。

3.2 模拟结果分析

(1)2000W/m2、60%充液率的模拟情况

通过比较热流密度2000W/m2、60%充液率情况下,通过详细的视频动画可以看出,由于受到管壁的热量加热,使工质温度上升直至超过沸点,因此液体开始沸腾而转化为气相,相变过程最先在气液交界处发生,一开始相变过程发生得较为缓慢,但随着气相比例的逐渐增大并向上漂升,相变速度逐渐增大,最后逐渐达到稳态,稳态的管内情况如图3所示。而由图4可以看出出口速度、出口温度与壁面平均温度的迭代过程,都是经过一段急剧变化后最终达到平稳,与实际情况较吻合,从出口干度迭代图可以看出,发生初期出口干度逐渐变小,到达最低点后上升,经过一段时间达到稳定后保持在0.9左右,而温度分布是整根热管沿向上方向温度升高,而且接近管外侧的温度更高。速度分布与温度分布类似,也是往上速度越大,管外侧的速度越大,但热管底部由于相变进行与重力作用导致的不稳定,上升力不能大于重力,会发生部分回流现象。而通过与图3中的理论换热分布对比可以得知气相、温度与速度分布都较吻合,说明了模拟过程的准确度。

(2)不同热流密度、60%充液率下的对比

通过比较热流密度同为2000W/m2的情况时不同充液率情况可以发现,壁面温度分布曲线也相差不大,只是达到平衡的时间不同,不同充液率下最终出口平均速度和干度变化不大,但充液率60%情况下,出口速度相对其它充液率稍为更高,也间接说明,此充液率下热管的运行更为良好,与前面所提的最佳充液率也吻合,这也和文献[10]所得的实验结果相吻合,说明充液率的大小影响着热管的运行的良好。由于各参数分布曲线过于类似,在此不再列出。

再通过比较1000、1500、2500W/m2热流密度下充液率都为60%的各参数的结果情况,可以得出,各参数变化曲线相对类似,但通过比较数值,可知热流密度越大,出口干度越大,越接近1,出口平均温度也越高,壁温变化曲线类似,但热流密度越大,壁温越高越高,而出口平均速度则变化不大。因此可以得知,对出口速度影响更大的是热管的结构因素,如热管纵向高度、管径等。

(3)对不同管径、热管高度下的对比

通过进一步对同样热流密度下,不同管径、热管高度的数值模拟分析,可以得出,热管管径越小与高度越高,以上所提及的出口干度、温度、速度以及壁面温度参数就越理想,因为管径越小,管内的换热空间小,较有利管壁面的传热与相变传递的潜热能充分进行,而高度越高,也使在垂直距离上相变换热过程更充分,因此在设计允许的情况下,热管的设计原则应以细长为主。

4 小结

本文通过Fluent软件对环形热管蒸发段的管内相变换热过程进行了数值模拟研究,得出了管内相变换热过程与管外热流密度的关系和管内的充液率以及管径与高度的关系。研究结果可为进一步的热管优化工作提供基础。数值模拟结果还表明:

(1)环形热管蒸发段的出口温度、出口干度与壁面温度与热流密度关系最紧密,充液率的大小影响着管内的顺利运行,而出口速度则与热流密度与充液率关系不大,经进一步的研究,与管径与热管高度联系得更为紧密;

(2)从模拟的参数来看,热管的热流密度越大、管径越小、高度越高,管内的运行就更有利,也就更有利于热管传热。

摘要：通过采用Fluent软件提供的蒸发沸腾模型与自定义函数程序(UDF),对无吸液芯、无高度差的环形热管蒸发段的管内相变换热过程进行了模拟分析,得出了管内相变换热过程与管外热流密度的关系,并进一步地对不同管径、高度的情况进行了对比分析。

关键词：环形热管,模拟,FLUENT软件,热流密度

参考文献

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热管换热篇3

1 工艺设计

用水为热管工质。管壳材料为20g锅炉无缝钢管,翅片材料为低碳钢,翅片与管壳连接方式为高频焊接。热管参数为:光管外径,do=0.032m热管全长l=2m,热管内径di=0.027m,翅片高度Lf=0.015m,翅片厚度δf=0.012m,翅片间距Sf=4mm,翅片节距δ′f=δf+Sf=5.2mm,每米热管长的翅片数为192片/m。换热管子排列形式为等边三角形排列。横向管子中心距St=0.067m,S1=St=0.067m。

高温气体(水蒸汽和二氧化碳的混合物):进口温度325℃,出口温度200℃。高温气体中CO2和H2O的体积比为1:2, 质量比为44:18×2=11:9。

该温度下当CO2和H2O按1:2体积混合时的定压比热容 $\bar{C_{p}^{h}} = 45.15$ kJ/(kmol·K)=0.52kJ/(kg·℃)。

该温度下混合气体中组分的物性参数见表1。

该高温混合气体的物性参数的计算结果是:导热系数λ $_{f}^{h}$ =2.86×10-2W/(m·℃),黏度μ $_{f}^{h}$ =7.52×10-5Pa·s,密度ρ $_{f}^{h}$ =17.6×10-5kg/m3,普朗特常数P $_{r f}^{h}$ =0.818。

高温混合气体放出热量1588.9kW。考虑烟气侧的3%热损热管传至冷流体侧的热量为1588.9×(1%~3%)=1541kW。考虑冷侧的3%热损冷流体实际获得热量为1541×(1%~3%)=1494.8kW。

冷流体——水的199.5℃物性参数是:

密度ρ $_{f}^{c}$ =7.60kg/m3

导热系数λ $_{f}^{c}$ =0.0324W/(m·℃)

黏度μ $_{f}^{c}$ =16.18×10-5Pa·s

普朗特常数P $_{r}^{c}$ =0.98

对数平均温差51.56℃

设冷热侧面积相等,热管几何尺寸及翅片参数亦相等,并取迎风面风速为2.5m/s,烟气侧迎风面积A $_{e x}^{h}$ =0.56m2,取空气侧迎风面积A $_{e x}^{c}$ =A $_{e x}^{h}$ =0.56m2。采用热管长3m,并取热侧与冷侧长相等。迎面横向管子中心距ST=0.067m。因而迎面管排的管子数B取为9根。实际迎风面宽度:9×0.067=0.603m。

实际标准迎风面风速:WN

W $_{Ν}^{h}$ =2.3m/s,W $_{Ν}^{c}$ =11.9m/s

实际迎风面积A=0.603m2, 总传热系数:

UH=287.3W/(m2·℃)

加热侧总传热面积A $_{Η}^{h}$ =104m2,所需热管数n取108根。排管后确定换热器直径为760mm,选取筒体直径为800mm。

通过换热器的压力降:ΔP

热侧:ΔPh=2335Pa

冷侧:ΔPc=5407Pa

2 结构设计

热管管子材料为20号锅炉无缝钢。

封头厚度为3mm,经校核满足要求。上封头,依据设计温度199.5℃,设计压力1.1MPa,选用低合金钢,采用标准椭圆形封头,名义厚度为5mm。下封头,依据设计温度262.5℃,设计压力1.3MPa,采用标准椭圆形封头,名义厚度为。有效厚度:δe=δn-C2=5-1.5=3.5mm。经校核上下封头均满足要求。

垫片:采用不锈钢缠绕垫,密封面采用榫槽密封面,垫片内径d=850mm,外径D=900mm,压紧力作用中心圆直径882mm。螺栓:规格M36mm,数量n=7个,螺栓中心圆直径1009mm。

热管与管板的连接方式:管孔开槽胀接,许用拉脱力[q]=4MPa,壳程侧管板结构开槽深度3mm,管箱采用JB4703-92法兰A800-2.5即PN2.5,DN800长径对焊凹密封面法兰外径1094mm,螺栓中心圆直径1010mm,颈部大端厚26mm,颈部小端厚16mm,垫片采用JB-4706-92 垫片:铁包石棉垫片ø865,垫片接触宽度N=(865-825)/2=20mm。

保温层:厚度为6mm,辅助材料选用石油沥青油毡,采用350号油毡。

裙座外径Dob=900mm,裙座外径Dib=500mm,所选螺栓M30,Do=46mm,Di=26.2mm。设计出的换热器见图1。

3 结语

热管换热器从余热资源吸收余热,且吸热的温度范围可以从常温到工业余热资源的1000℃。热管有等温性好,壁面温度高,耐腐蚀的特点,同时有了不易积灰的特点,松软的灰很容易清灰。按照热管换热器来更新改造烟草公司现有流程中普通的换热器,可以克服现有的换热器热效率低、不耐腐蚀的缺点。上面所提出的设计方法和设计结构可以为设计人员和相关单位参考。

摘要：简介了烟草干燥系统里热管换热器的热效率提高的意义和必要性。以烟草干燥系统工艺换热器的设计为背景,选择热管换热器结构,进行了热力计算、压力降计算和结构设计计算。热管换热器的设计方案可以为烟草干燥系统工艺换热器的更新改造提供一种新的思路。

关键词：烟草干燥,热管,换热器

参考文献

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热管换热篇4

1 热管的原理以及特性

热管是由不同的零件组成的一个封闭系统。这些零件包括管壳、吸液芯等。管壳在一般情况下都是由金属构成的, 并且在管壳的两端会分别焊接端盖, 在其内部也会装有由多孔性物质所组成的管芯, 但是应该注意的是, 如果热管属于重力式的, 那么在其内部就不会存在管芯的设计。将工质注入进管内后, 将其进行密封的处理。随着物理变化的发生, 会发生热传递的现象, 管内的工质会转化为蒸气的形式而被挥发掉, 从而将管中的压力移向另一边, 增加了另一边的压力, 当蒸气与吸热芯表面相接触时, 会产生放热的现象, 由此循环往复的进行着, 工质就是在这一过程中将产生的热量逐渐传导给冷的一段, 这就是热管的工作原理。

了解了热管的工作原理后, 我们可以总结出热管所具有的特性, 也就是具有较高的热传导效率, 这也是热管最大的优势所在。因为热管内具有较小的电阻, 我们又称热管为超导体。同时, 因为热管是封闭的构造, 因此在实际的工作中, 我们不需要向管中加入工作液, 在长时间的使用过程中也不必担心会出现损坏, 因为热管具有持久耐用的特点。随着时代的发展, 热管不仅仅应用在工业的生产活动中, 同时也广泛应用在其他的生产活动中, 这是热管的重要发展成果之一。下面, 我们以工业生产中的应用为例, 进行具体的阐述, 使人们更加了解热管的应用, 最终为促进社会的发展做出贡献。

2 热管换热器的工业应用实例

2.1 锅炉改造的基本情况

在实际的工作中, 热管的应用较为广泛, 其中主要还是应用在工业的生产活动中。在这一过程中, 我们以某化工公司的粉煤蒸汽锅炉为例, 进行具体的分析。该化工公司在进行生产的活动中, 长期使用粉煤蒸汽锅炉, 已经运行了8 年之久。在这一装置中, 我们主要采用了列管式换热器对烟道的尾气进行吸热处理, 这样有助于空气的进入, 起到助燃的效果, 使锅炉内的煤炭得到充分的燃烧, 从而起到提升锅炉燃烧效率的作用, 同时也能有效的降低煤炭的使用量, 因此具有一定的推广意义。但是在锅炉运行地过程中, 并没有达到完美无缺的地步, 其中依然是存在一定的缺陷是需要我们处理的。

首先, 通常情况下, 锅炉内的温度不能得到有效的提升是造成锅炉燃烧效率不高的主要原因, 在达到320℃后, 温度就很难得到进一步的提高, 所以需要消耗大量的煤炭资源, 造成一定的浪费。与此同时, 热风的温度也是需要进行严格的控制的, 如果热风的温度过低, 不仅会造成煤粉在后期无法得到充分的燃烧, 同时还会导致达不到指定的着火温度, 进而影响到锅炉的运行。

其次, 在烟道尾气进行排放的过程中, 温度始终难以得到有效的提升也是我们经常遇到的问题, 这就会导致热能无法达到正常的使用效率。锅炉在运行的过程中, 首先要对成本进行应有的控制, 因此提高燃烧效率是必要的举措, 充分地使用管道的余热能够将锅炉的运行成本得到有效的降低。在这种情况下, 我们就需要对锅炉所产生的余热进行有效的改造, 具体的改造方案应该遵循提高热传导效率的原则进行, 所以我们采用以下的方案进行改造。

首先将锅炉的尾部进行置换, 提高可用的空间, 安装热管空气预热器, 这一装置的运行主要是为了对烟气的热量进行有效的吸收, 以达到降低排放温度的效果。同时, 利用热管的优势, 将通过热管中的空气进行初级的预热, 在将温度进行第一次的提升后, 再进行第二次温度的提升, 最终达到50℃的效果, 这样一来, 装置的使用效率就会得到有效的提升, 同时也达到了降低成本的目的。

改造后, 整体框架保持不变。为适应热管换热器的布置, 将原烟道下灰管下移, 烟道气排出道和空气风道适当改变并尽量维持原烟道、空气道的特性。热管换热器分4 组, 采用与水平倾斜13°后并排放置在近空气风道的一侧。在原锅炉基础钢柱上架设横梁以支承热管装置, 并适当增加支梁和挡板以固定热管换热器, 同时封闭烟气道和空气道。

2.2 改造特点

热管空气预热器中所用热管为普通型、碳钢+水、热虹吸管 (重力热管) 式。为使热管装置持续高效、经济运行, 改造设计时综合考虑了装置的积灰、串风、阻力及使用寿命等问题, 具备下列特点。

2.2.1 注意避免露点现象

因为烟道气温度在170℃左右, 属于低温余热回收, 热管换热器工作时, 易出现凝露现象, 使换热管腐蚀, 导致换热管积灰。为此在改造设计中将每组换热器沿烟气流向分为2 个区, 通过调节热管表面翅片和翅片间距, 使每一区内热管的加热段和冷却段换热面积达到合适比值, 以控制热管壁温在工作状态下高于露点, 防止产生凝露现象。这样既达到了低温余热回收目的, 又避开灰堵现象, 从而延长热管装置寿命。

2.2.2 着重解决积灰问题

热管换热器设计不合理容易造成灰堵, 一方面影响换热效果, 另一方面会增加烟气道阻力, 从而相应增加风机功耗。为此, 在设计中除采取上述措施避免换热器在露点温度下工作外, 适当加大烟气流速, 使流速达到8m/s, 以便在合适的阻力范围内达到自清灰的目的。此外, 采用表面光滑的镍基钎焊翅片热管, 也为不积灰创造了有利条件。

2.2.3 保持系统阻力较小

采用全渗层镍基钎焊翅片管热管, 管片焊接率100%, 管排少, 使系统阻力控制在合适范围内。

2.2.4 装置漏风基本为零

冷热介质互窜, 不仅增加鼓、引风机功耗, 严重时还会影响到锅炉正常运行。因此换热器设计时采用热管全焊接工艺, 使之固定在中隔板上, 有效地将烟气和空气隔开, 彻底解决了换热器工作时两种介质互窜问题。

2.3 应用效果

利用热管进行余热回收改造后, 烟气排放温度降至140℃左右, 入炉一次热风温度从330℃提高至370℃左右, 达到了锅炉燃烧时对风温的要求。与此同时, 显著降低了锅炉的煤耗。经测试, 针对锅炉燃用热值为20900k J/kg的本地无烟煤, 在额定负荷 (75t/h) 下运行, 吨蒸汽煤耗从260kg下降至240kg, 按年运行8000h、燃煤价格160元每吨计算, 年经济效益为190 万元, 投资回收期为0.15 年。

3 结束语

由热管元件组成的热管换热器具有传热效率高、结构紧凑、体积小、安装方便及对其它设备无影响、流体阻力小、不需维修和外加动力、有利于控制露点腐蚀等优点。用碳钢作管壳的热管换热器, 一般在一年之内可收回全部投资, 使用寿命七年以上。

参考文献

[1]邢振祥, 郭会敏, 方彬.余热回收的高效节能热管换热器[J].山西能源与节能, 2009 (1) .

[2]邢振祥, 郭会敏, 方彬, 等.余热回收高效节能热管换热器应用与工作介质的研究[J].应用能源技术, 2009 (7) .

热管换热篇5

径向热管由内管、外管及内外管之间的工质组成,其外部装有环形翅片。由径向热管叉排排列组成的径向热管换热器是一种新型高效换热器,具有输热能力大、均温性能优良、传热方向可逆、阻力损失小等优点,尤其是在抗低温露点腐蚀方面具有独特优势,因此径向热管换热器在工业烟气余热回收中得到了广泛的应用。

国内外学者对热管换热器进行了大量研究,Patankar和Spalding[1]提出了分布阻力和多孔介质孔隙率概念,并对管壳式换热器进行数值模拟研究;黄兴华[2]等使用多孔介质模型对实验用管壳式热管换热器壳程单相流动和传热进行了三维数值模拟,得出了壳程流体流动和传热的分布规律;孙世梅、张红[3,4]运用Fluent对径向热管换热器内流体流动和传热进行了模拟研究,较好地说明了采用数值计算方法预测热管换热器传热性能的可行性。

本文采用多孔介质模型对径向热管换热器壳程压力场进行数值模拟,研究入口烟气速度、管间距、翅片高度及间距对壳程压降的影响规律,并对径向热管换热器的结构参数进行优化。

1 数值模拟

1.1 物理模型

以中国铝业某分公司气态悬浮焙烧炉烟气余热回收系统中的径向热管换热器为研究对象,其结构参数如表1所示。

由于径向热管换热器涉及到的热管单元和翅片数目众多,受计算机硬件资源的限制,无法将整个换热器作为计算区域;可根据换热器管排和翅片布置的对称性,选取面1-1、2-2和面3-3、4-4所包围的区域为计算区域,如图1所示。

径向热管外壁上装有环形翅片,使得计算区域的几何结构相当复杂。考虑到计算耗时和计算精度的要求,采用非结构化网格对计算区域进行网格划分。计算区域单根径向热管三维网格图如图2所示。

1.2 数学模型

1.2.1 控制方程组

从本质上说,多孔介质模型就是在动量方程中增加了一个代表动量消耗的源项,根据Darcy-Bricnkman-Forchhermer多孔介质模型[5],进行如下假设:

1)将热管换热器空间视为多孔介质,采用多孔度描述热管元件的存在;

2)采用分布阻力、分布热源考虑管束对流体的阻力和传热作用;

3)假定换热器内的流动和传热是稳定的。

基于以上模型假设,直角坐标系中以体积多孔度表示通用控制方程:

undefined

式中:β—体积多孔度;ρ—流体密度;u、v、w—分别为直角坐标系中x、y、z方向的速度分量;ϕ—因变量;Γ—ϕ的扩散系数;Sϕ—源项。

1.2.2 分布阻力

当流体在管束中流动时,会受到管束施加的形状阻力和壁面摩擦阻力,总称为流体所受的分布阻力。对于管束的分布阻力,根据Al-sanea[6]分布阻力关系式:

Rx=-2fρ|V|uNβ (2)

Ry=-2fρ|V|vNβ (3)

Rz=-2fρ|V|wNβ (4)

式中:N—单位长度内的管排数,对于三角形排列的管束,undefined,其中Pt为热管节距;f—摩擦系数。

摩擦系数f为:

f=[0.23+0.11/(Pt/D-1)1.06]Re-0.15 (5)

式中:D—热管外径。

1.2.3 湍流模型

流体在管束中流动与在管内流动不同,管束分布阻力将对湍动能的产生和耗散带来额外的影响,因此必须对管内的k-ε湍流模型进行修正。Sha[7]等认为管束分布阻力做功将转化为湍动能,由分布阻力引起湍动能的产生率可表示为:

Gk=|Rxu|+|Ryv|+|Rzw| (6)

考虑充分发展的管束中的流动,由管束阻力引起耗散率的附加项[8]可表示为:

undefined

式中:c2—常数,取c2=1.92。

1.3 模型设置求解及边界条件

采用稳态、定常模型和PRESTO格式的压力插补格式,速度与压力耦合方式采用基于交错网格的SIMPLE算法,综合考虑精度、收敛性采用二阶迎风格式来离散对流项。将面1-1、2-2和面3-3、4-4设置为对称边界。采用速度入口边界条件,入口湍流采用湍流强度和水力直径公式计算;采用压力出口边界条件;壁面为无滑移边界条件,近壁区利用壁面函数法处理。

入口烟气温度为187.3℃,速度为9.55m/s,烟气成分如表2所示。

2 数值模拟结果分析及模型验证

2.1 静压分布图

图3所示为不同烟气入口速度下换热器静压分布图。由图3可知:随着入口速度的增加,壳程压降增加,管排迎风侧压力高于背风侧,这是由背风侧回流引起的;同时,压降的增加速率也相应增大,这是因为湍流强度随着风速的增大而增强,背风侧流体回流也就愈发明显。越临近翅片,等压线越密集,压降也就越大。不同入口速度下静压分布情况基本相同,压力沿流动方向逐渐降低,且流过每排管的压降近似相等,即换热器壳程静压沿烟气流动方向呈线性分布,而管束引起流动的分段性使得压力分布也具有分段降低的特征。

2.2 模型验证

由于现场不具备测试条件,实地测量热管换热器的压降难以实现,因此采用文献[9]的方法,通过理论计算结果来验证仿真结果的可靠性(见表3)。数值仿真结果和计算结果之间最大误差小于8%,说明文中建立的径向热管换热器模型合理,结果可靠。

3 换热器结构参数对压降的影响

换热器压降的大小是检验换热器设计合理性的一个重要标准,也是选择引送风机设备的依据。压降的大小除与流速相关外,还受换热器结构参数的影响。本文通过改变换热器的翅片高度、翅片间距、热管横向及纵向间距,分析结构参数对换热器压降的影响并对其进行优化。

3.1 翅片高度

图4所示为换热器压降随翅片高度的变化情况。由图4可知:压降随翅片高度的增加近似呈线性增加,当翅片高度由22mm增加至26.5mm时,压降增幅较小;而当翅片高度由26.5mm增加至30mm时,压降增幅变大,这意味着要加高烟囱或增加引风机的运行功率。且翅片高度太大不利于换热器的加工及安装,并影响换热器的吹灰效果。因此,此热管换热器翅片高度不应高于26.5mm。

3.2 翅片间距

图5所示为换热器压降随翅片间距的变化情况。由图5可知:当翅片间距小于6.5mm时,压降随翅片间距的增加近似呈线性下降,当翅片间距大于6.5mm时,其变化曲线趋于水平。即翅片间距小于6.5mm时,随着翅片间距的减小,换热器阻力明显增大,因此选取翅片间距不应小于6.5mm。

3.3 热管横向间距

图6所示为换热器压降随热管横向间距的变化情况。由图6可知:随着热管横向间距增加,压降近似呈线性减小,且降幅明显。热管横向间距由102mm增加到114mm,压降平均减小了105Pa,因此,横向间距对换热器阻力影响显著,其不宜小于108mm。同时,考虑到换热器的紧凑性,横向管间距不宜超过111mm。

3.4 热管纵向间距

图7所示为换热器压降随热管纵向间距的变化情况。由图7可知:不同烟气入口速度下,随着热管纵向间距增加,压降近似呈线性减小。热管纵向间距由110mm增加到130mm,压降平均减小了72Pa,而纵向间距对设备的紧凑性同样有较大的影响。综合上述因素,热管纵向间距宜在120～125mm。

4 结论

1)换热器迎风侧压力高于背风侧,沿烟气流动的方向压力逐渐降低;烟气流过每排管的压降近似相等,且换热器壳程静压沿烟气流动方向呈线性分布。

2)换热器壳程压降随入口烟气速度的增加而增加,且其增加速率也相应增大。

3)从压降角度分析了部分结构参数对径向热管换热器壳程压降的影响规律,并得到其优化参数:翅片高度小于26.5mm,翅片间距大于6.5mm,热管横向间距介于108～111mm,纵向间距介于120～125mm。

参考文献

[1]Patankar S.V,Spalding D.B.Heat exchangers design theo-ry source book[M].Mcgraw-Hill Book Company.1974.

[2]黄兴华,陆震,刘冬暖.换热器壳侧紊流流动特性的数值研究[J].上海交通大学学报,2000,34(9):1191-1194.

[3]孙世梅,张红.热管换热器流动与传热的CFD模拟及试验研究[J].南京工业大学学报(自然科学版),2004,(2):89-91.

[4]孙世梅,张红.热管换热器传热性能及温度场数值模拟研究[J].化工学报,2004,55(3):123-126.

[5]Jacobi A M,Shall R K.Heat transfer surface enhancementthrough the use of longitudinal vortices a review of recentprogress[J].Experimental Thermal and Fluid Science,1995,11(3):295-309.

[6]Al-sanea S,Rhodes N,Tatchell D G,et al.A computermodel for detailed calculation of the flow in power stationcondenser[J].Chem.Eng.Symp.Ser,1983,75(2):70-88.

[7]Sha W T,Yang C I,Kao T T,et al.Multidimensional nu-merical modeling of heat exchangers[J].Journal of HeatTransfer,1982,104(3):417-425.

[8]Jones W P,Launder B E.The Prediction of laminarizationwith a two-equation model of turbulence[J].InternationalJournal of Heat and Mass Transfer,1972,15(2):301-314.

热管换热篇6

振荡流热管不仅具有优良的传热性能,还有结构简单、随意弯曲、可采用不同的加热方式和加热位置等优点,较传统热管技术有明显的优势。利用振荡流热管研制出的高效换热器已被证明,完全适用于干燥尾气的余热回收[1]。

中国染整企业总体上与国外相比,单位产品取水量是发达国家的2倍～3倍,能耗为3倍左右[2]。染整行业的能耗占到整个纺织产品链能耗的30%左右,且能源利用效率非常低。热定型机是利用热空气对织物进行干燥和整理并使之定型的装置,也是染整加工中主要的耗能设备之一,在所有的用热设备中热效率最低。根据热平衡测试资料,若热定型机供入热量按100%计量的话,织物定型加工的有效热仅为28.25%,排气损失热59.76%,设备外壁散热9.72%。可见,定型机能源浪费最大[3]。

笔者选择热定型机为研究对象,用振荡流热管替代传统热管进行废气的余热回收,对比分析振荡热管换热器用于染整加工中余热回收的可行性。

1 传统热管在定型机废气余热回收中的应用

热定型机的余热回用通常有补风、助燃和产生热水等3种方式。笔者研究的余热回用方式是第一种,选择的设备为某企业生产的LQDR型定型机余热回收设备,采用直径20 mm,内径15 mm的热管。其工作原理见图1。

定型机排出的高温烟气通过换热器的吸热侧放出热量,再经热管快速传递到换热器的放热侧。新鲜空气通过换热器的放热侧时吸收热量,被加热后的新鲜空气由定型机烘箱内的负压吸入烘箱内,从而实现节能目的。

实验测定,定型机排烟温度为167℃,单台定型机补风总量约为6 500 m3/h,环境温度为25℃,余热回收装置补风温度为126℃,则每小时可回收热量为,

式中,Q为每小时回收热量,kJ;L为烟气流量,m3;ρ为烟气密度,1.295 kg/m3(注烟气的密度采用标况时的数值);Cp为烟气定压比热1.043 k J/(kg·℃)(注烟气的定压比热采用标况时的数值);T进为余热回收器吸热单元前的烟气温度,℃;T出为余热回收器吸热单元后的烟气温度,℃。

2 振荡热管在定型机废气余热回收中的应用

2.1 振荡流热管工作原理

振荡流热管,也称脉动热管,是由Akachi[4]发明的新型热管。

当管径足够小时,在真空下封装在管内的工质形成液、汽相间的柱塞。在加热段,汽泡或汽柱与管壁之间的液膜因受热不断蒸发,导致汽泡膨胀,并推动汽液柱塞流向冷端冷凝收缩,在冷、热端之间形成较大的压差。由于汽液柱塞交错分布,因而在管内产生强烈的往复振荡运动(若在某些直管段上加装部分单向阀,亦可形成单向振荡运动),从而实现高效热传递。

可见,振荡流热管的工作原理与传统热管有很大不同。Nishio[5]的研究结果表明,充有50%的R14b,内径为1.5 mm的玻璃管式振荡流热管,在竖直工作时传输的热流密度可达1 000 W/cm2,明显高于普通吸液芯热管的50 W/cm2,其传热性能大大优于传统热管。

2.2 振荡热管换热器的应用

振荡热管换热器由9组不锈钢自激振荡流热管组成,每根热管总长22 m,有26个弯头,其外径为4 mm,内径为3 mm,管中工作流体的充液率为50%,工作原理见图2[6]。将此换热器用于定型机的余热回收。

2.3 实验测定与计算

实验条件和热管换热器的实验条件基本相同,将振荡热管换热器置于余热回收设备处,收集数据。经实验初步测定,定型机排烟温度为169℃,单台定型机补风总量约为6 500 m3/h,环境温度为25℃,余热回收装置补风温度为134℃。则每小时可回收热量为,

3 节能与经济分析

若定型机余热回收装置运行时间,按每天20 h/d,每年300 d/a计算,可节约燃料的情况见表1。

以燃煤为例(燃煤价按人民币800元/t),则单台传统热管换热器回收热量的效益为255.6 t/a×800元/t=20.45×104元/a;振荡热管换热器回收热量的效益为301.2 t/年×800元/t=24.10×104元/a,增加节能效益分别3.65×104元/a。

以单台定型机(8节烘箱)配8台余热回收设备为例,LQDR余热回收设备单台造价为人民币1.5×104元,单台定型机的余热回收工程总造价约为人民币12.0×104元。振荡热管换热器的余热回收设备单台造价约为人民币2.2×104元,工程总造价约为17.6×104元,约4.82年即可回收初投资。

4 结语

中国染整行业能源消耗量大,能源利用率低,节能潜力巨大。实验表明,振荡热管换热器每小时回收的热能大于传统热管换热器,体现了振荡流热管比传统热管具有更优良的传热性能。振荡热管换热器投资不太高、不耗能又容易维护管理,具有较高的投资收益比,值得在染整行业余热回收中推广应用。

参考文献