集热器结构（精选9篇）
集热器结构 篇1
1 原整体背板集热器的结构限制和缺陷
(1) 背板必须用冷冲压模具进行拉伸、切边、折边和侧冲孔加工, 这种大型拉伸工件的制作, 不仅需要投资昂贵的模具费用, 还需要再投资大型设备, 市场风险很大, 使绝大多数生产太阳能集热器的企业望而却步。
(2) 用传统冷冲压方式制作槽式整体背板, 需要通过拉伸、切边、折边和侧冲孔等多工序完成, 生产成本高。
(3) 用冷冲压方式拉伸大型工件, 极容易出现拉伸破裂现象, 合格率相当低。
(4) 用传统冷冲压方式制作槽式整体背板, 一套模具只能生产一种规格, 设备的利用率低下。
2 槽式整体背板新型结构的改进
为克服现有技术的不足, 本实用新型发明的目的在于提供一种槽式整体背板集热器结构, 通过优化产品结构, 以降低生产成本, 便于制造和提高产品质量。
(1) 玻璃的装配采用高强度玻璃粘合剂粘接法, 既在边框与玻璃的装配结合部位涂上玻璃粘合剂, 把玻璃直接平贴在已装配好其他部件的边框上, 再在玻璃周边打上固定胶, 密封防渗漏效果将得到充分保证, 玻璃周边丝印黑色装饰边, 外形美观大方。
(2) 把边框的下半部分设计成一个圆弧形嵌入式凹槽边, 尾部边框与背板的连接设计成搭边 (或咬合边) 式结构, 方便背板的焊接和装配。经过焊接成形的槽式整体背板, 结构紧凑, 强度高, 密封性好, 适应性强, 可以根据要求组装成多种规格的嵌入式整体背板集热器, 不需要投资大量的模具和设备费用。
3 槽式整体背板的加工工艺
(1) 边框采用四根特制铝合金型材, 边框两端切成45°斜角, 拼缝处用焊接的方式拼接成四边形边框, 底部再焊接一张薄铝板, 形成一个完整的槽式整体背。
(2) 用铝合金型材焊接拼装槽式整体背板, 与保温岩棉、玻璃和吸热板芯等部件组合, 制作嵌入式整体背板集热器, 其功能和样式具有外形美观大方, 结构紧凑合理, 制造工艺简便, 投资少, 见效快, 生产效率高, 可明显降低产品的材料成本和生产成本, 经济效益好的特点, 具有广泛的推广价值。
4 新型槽式整体背板集热器的优点
(1) 用传统冷冲压方式制作槽式整体背板, 需要拉伸、切边、折边和侧冲孔等多工序生产完成, 生产成本高;而本发明只需要把特制铝型材边框两端切角后, 进行拼装焊接既可, 工序简单, 用人少, 生产成本低。
(2) 用冷冲压方式深拉伸大型工件, 极容易出现拉伸破裂现象, 一般做不到100%的合格率。用本发明制作槽式整体背板, 可操作性强, 质量有保障, 产品合格率高。
(3) 边框上框条的设计, 还可以在四角安装角码, 对边框四角进行定位和加固, 更有利于四角的拼缝和焊接。
(4) 为了保证该发明专利的顺利实施, 我们设计了用于生产该类型槽式整体背板的专用焊接设备和工装。焊接设备采用交直流TIG弧焊机, 配合双轴数控定位系统和定位工装, 自动完成边框与背板的焊接, 四角可选择手工或设备自动焊接两种方式, 由于该设备及工装可以根据要求进行调节定位, 故可以焊接组装多种规格的槽式整体背板, 操作简便, 焊缝平整光滑, 质量可靠。解决了用传统冷冲压方式制作槽式整体背板, 一套模具只能生产一种规格的槽式整体背板的弊端, 大大地提高了设备的利用率, 提高了经济效益。
(5) 如果为了降低产品的材料成本, 还可以选用镀锌板或铝塑板及其它材料替换边框底部的铝板, 经过铆接或沾接的方式拼装成槽式整体背板, 可明显提高产品的性价比。
5 新型槽式整体背板集热器的实际应用
本实用新型把边框1 上框条以下部分设计成一个圆弧形嵌入式凹槽边, 尾部边框与背板5 的连接设计成搭边式结构, 方便背板5 的焊接和装配。经过焊接成形的槽式整体背板, 结构紧凑, 强度高, 密封性好, 适应性强, 可以根据要求组装成多种规格的嵌入式整体背板集热器, 不需要投资大量的模具和设备费用。
6 总结语
新型槽式整体背板集热器发明专利主张的用四根特制铝合金边框和一张铝板拼装焊接制作的槽式整体背板及加工工艺, 具有制造工艺简便, 投资少, 见效快, 生产效率高, 可明显降低投资成本和生产成本, 经济效益好的特点, 与通用的保温岩棉、玻璃和吸热板芯等部件组合, 可制作多种规格的嵌入式整体背板集热器, 具有广阔的发展前景和推广价值。
集热器结构 篇2
平板型太阳能集热器产业发展论坛
征文通知
各有关单位：
“平板太阳能集热器产业发展论坛”暨“平板太阳能集热器专业委员会”成立大会于2010年12月11～12日在广州市举行。论坛主题是：中国平板太阳能集热器产业发展，主要内容为：①平板太阳能集热技术的国外发展现状、②平板太阳能集热器的市场需求、③平板太阳能集热器关键技术与科技创新、④平板太阳能集热器产业、产品结构、⑤平板太阳能集热器产业发展的制约因素与解决途径、⑥平板太阳能集热技术的工程应用、⑦平板太阳能集热器加工工艺及自动化设备。
就上述七项内容，请广大参会单位与个人积极撰写论文（3000～5000字及200字的概述），并遴选优秀者在会上讲演。请于11月15日之前将排好版的稿件发至邮箱huoz@263.net，便于出版论文集。
联系人：联盟办公室 吕丹***
集热器结构 篇3
【关键词】绕管式换热器 结构形式特点 未来发展趋势
一、绕管式换热器的结构形式特点
（一）结构构成原理
缠绕管式换热器（Spiral Wounded Heat Exchanger）相对于普通的列管式换热器具有不可比拟的优势，其适用的温度范围广，适应热冲击，能够自身消除热应力，紧凑度非常高，由于自身具有特殊的构造，使得其流场充分发展，不存在流动死区，其中最特别的是，通过设置多股管程（壳程单股），能够在一台设备内满足多股流体的同时换热。绕管式换热器是在芯筒与外筒之间的空间内将传热管按螺旋线形式交替缠绕而成的，相邻两层螺旋状传热管的螺旋方向是相反的，并采用具有特殊形状的定距件，使之能够保持一定的间距。
缠绕管可以采用单根绕制而成，也可采用两根或者多根组焊后一起然后绕制而成。管内可以通过一种的称为单通道型绕管式换热器；也可分别通过几种不同的介质，而每种介质所通过的传热管最后均汇集在各自的管板上，构成的换热器称为多通道型缠绕管式换热器。区别于平常所用的直管式换热器，绕管式换热器的优势是，不仅仅换热管加长了，有足够的流程使物料在其中流通和热交换，同时保持流体在壳程内的压力平衡，平均了热能分布，这样在实际的使用中，大大地提高了换热效率与传热能力。
（二）技术特色绕管式换热器的三大技术特色
技术特色绕管式换热器的三大技术特色或者说是技术精髓为：精准的换热管间距、合理的管层数量以及层间距、全自动化的机器人焊接流程。
1、精准的换热管间距不锈钢管材因为其材质的特殊性而导致了在弯曲或者缠绕的时候很难具有塑性，为实现所有换热管的间距都是统一的这一技术要求带来了很大的困难，这就要求我们在加工时需要完备的技术和丰富的经验，而正是原装进口的高精度设备和顶尖的缠绕工艺为我们机械的生产提供了基础。
2、合理的管层数量以及层间距在换热管束缠绕时，每层相对的管径都在发生着变化，盘绕角度又要保持一致，要保证每根换热管的长度基本相同确实是很难做到的。而设计师设计出了每层换热管不同数量，以及合理的层间距就完美地攻克了这一难题，同时也解决了复杂换热条件下的流道要求。
3、全自动化的机器人焊接流程在设备生产的过程当中，采用全自动化的机器人焊接，以保证所有焊点尤其是在管板焊接都实现了标准统一，安全性能极高。
（三）绕管式换热器应用于工程的主要优点
1、结构紧凑，单位容积具有较大的传热面积。对管径8～12mm的传热管，每立方米容积的传热面积可达100～170平方米。
2、可同时进行多种介质的传热。
3、管内的操作压力高，目前国外最高操作压力可达2000多MPa。
4、传热管的热膨胀可自行进行补偿。
5、换热器容易实现大型化发展。
二、应用情况
国内主要应用领域目前，绕管式换热器在我国主要应用于化肥合成氨装置（美国德士古工艺）中甲醇洗工段，在全国共有近20套此类装置，每套装置中有6台绕管式换热器。在国内，绕管换热器主要应用在同时处理多种介质、在小温差下需要传递较大热量且管内介质操作压力较高的地方，如制氧等低温过程中使用的换热设备等。除此以外，在其他领域应用也很多，例如，蒸馏回流系统，浓缩系统，精馏系统，尾气余热回收系统，中药提取系统，高温瞬时灭菌系统，CIP清洗系统，民用暖通系统，工艺物料的加热和冷却等等。正常换热器的使用寿命大概为12年至20年左右，一般情况下企业可以根据实际情况和使用寿命期限来有计划的进行调试或者更换。如果管理不到位机器就很容易出现故障，那样会给企业带来很大的经济损失。
在国外，绕管式换热器被广泛应用于大型空气分离装置的过冷器及液化器（如，液体氧、液体氨装置）。林德公司曾在合成氨甲醇洗系统中推出的绕管式换热器系列设备就充分发挥了该种换热器的实际作用。
三、绕管式换热器的应用趋势
（一）绕管式换热器的大型化趋势
由于绕管式换热器结构的特殊性，它的封头虽然很小，但是管子可以长达数百米，目前已开发制造了一些大型的绕管式换热器。随着装置的大型化趋势不断发展，要求绕管换热器也要不断增大。但是目前普通列管式换热器由于管子的限制，是无法把换热器做大的。
（二）绕管换热器的高温化趋势
绕管式换热器必备的性能就是高效的换热性能，但其目前基本上只应用于深冷装置。从2001年开始，合肥通用所等企业开始专注研究能够应用于高温场合的绕管式换热器，并且，于2002年在镇海炼化投入使用，这种换热器所采用的是CrMo钢耐高温材料。经过几年运行，该换热器的性能能够完全达到使用要求，而且质量也很可靠。这种产品的成功应用大大拓宽了绕管式换热器的应用领域，使其可以从低温应用领域转向高温应用领域。如果介质允许，在炼油行业也是可以应用绕管式换热器的。
（三）绕管式换热器的高压化趋势
目前，绕管式换热器多应用于壳程压力高而管程压力低的地方，一般壳程压力能够达到15.0MPa，但是管程压力普遍小于5.0MPa。由于绕管式换热器的结构特点为：管板小，壳程压力大，两端入口封头较小，所以该结构能克服一般的高压换热器的缺点。普通高压换热器一般都是采用浮头式或者U形管式，当压力提高时，不仅加大了壳体厚度，而且还会大幅度提高法兰的强度等级。而绕管式换热器却可以利用其加长的长度来增大面积，而且两端的小管板也使得连接的法兰减小，这样会将制作工艺简单化。目前，国内某些单位正在研究用绕管式换热器逐步替代炼油行业中的一些高压换热器，如，加氢裂化和重整装置等。
结语：
总之，随着科技的不但发展，高新技术的应用会越来越多，越来越深入，绕管式换热器是一种新型高效换热器，它的优势是不言而喻的，在日后的生产制造过程中它一定会有更广阔的应用空间，它的发挥的作用会越来越大。
【参考文献】
[1]张贤安，陈永东，王健良 缠绕式换热器的工程应用.大氮肥，2004，27（1）：9～11
[2]陈永东.我国换热器的技术进展.第二届全国换热器学术会议论文集.2002
[3]都跃良.首台15CrMo缠绕管式换热器的制造.化工机械，2004，31（3）：165～166
[4]都跃良，陈永东，张贤安.大型多股流绕管换热器的制造.压力容器，21（6）：26～29
集热器结构 篇4
平板型集热器结构简单,使用方便,但由于热损失较大,在寒冷地区的应用受季节性限制。在太阳能平板集热器中设置蜂窝能有效减少热损,以提高其效率。蜂窝结构的热性能相当复杂,对于抑制辐射和对流,不同形状和尺寸的蜂窝,其性能各不相同,这些性能相互影响相互关联,用理论方法进行解决,难度很大,而直接通过试验在平板太阳能集热器上比较各种蜂窝的性能,不仅试验成本高,检测复杂,而且困难较大。本文采用FLUENT商业软件,在不同温差下、不同高宽比条件下,对水平放置的平板型集热器中蜂窝结构热性能做了数值模拟研究。
2 物理模型与数值方法
2.1 物理模型
图1为百叶形蜂窝与方形蜂窝的几何模型。取空气作为蜂窝内流体介质,集热器面积为1 000 mm×1 000 mm,蜂窝孔径H,蜂窝高度L,集热器倾角Φ,蜂窝高宽比A=L/H,蜂窝顶部与底部温度分别为Tc,Th。
模拟过程中所作假设及简化:1) 蜂窝顶部与底部为恒温;2)不考虑玻璃及蜂窝壁对红外辐射的吸收;3)采用Boussinesq假设,即动量方程中的浮力项的密度为ρ=ρ0(1-βΔT),其中ΔT=T-T0,T0为参考温度,T0=(Tc+Th)/2,β为热膨胀系数,β=1/T ,其它各项中的密度均视为常数。该假设可在小温差下的自然对流中减少计算量,加速计算收敛;4)由于蜂窝结构对称,因此相邻蜂窝间可认为不存在换热,蜂窝壁为绝热,可只针对一个蜂窝结构做研究。
2.2 数值方法
利用GAMBIT对蜂窝进行网格剖分,采用非均分网格,壁面处加密。在FLUENT软件中,使用3V分离求解器求解控制方程组,采用DO模型求解辐射方程。压力项用普通格式、压力插值方案选择Body Force Weighted格式;压力-速度耦合方程用SIMPLE算法;动量、能量方程选择二阶迎风格式,并选用合适的亚松弛因子。
3 模拟结果及分析
本文模拟了ΔT=10℃、20℃、30℃、40℃、50℃五个温差下,蜂窝热性能随高宽比A的变化情况。考虑到蜂窝辐射与对流耦合换热,因此在模拟中加入了辐射模型。
3.1 不同高宽比对百叶形蜂窝热性能的影响
高宽比A=L/H,保持L=60 mm不变,通过改变H来改变高宽比A。图3的b、c,图4的c、d和图5的c、d分别表示温差均为20℃情况下不同高宽比A=6、1.5和1时模拟计算的温度场图和流速流场图。通过对比,在相同温差下,随着A的减小等温线图变得更加扭曲,且其最大流速也随A的减小而增大,由此说明在温差一定的情况下,A越小(H越大)抑制对流的作用越差,模拟的数据也证明了这一点,见图2。图2为百叶形蜂窝热性能模拟曲线,在集热器倾角为0°,温差为10℃,30℃和50℃的条件下,对流换热系数hc随H(高宽比A)的变化曲线,从图2可以看出,在H≤40 mm(A≥1.5)时,hc随H的增大(A的减小)迅速增大,当H≥40 mm(A≤1.5)后,增长趋于平缓。因此,对于L=60 mm的百叶形蜂窝,当蜂窝孔径H≤40 mm时,可有效的抑制对流,当H≥40 mm时,几乎失去了抑制对流的功效。
3.2 百叶形蜂窝与方形蜂窝热性能比较
通过数值模拟计算,在Th取323 K,相同温差,相同高宽比的条件下,对百叶形蜂窝和方形蜂窝的温度场、流速流场作了对比。图3,图4和图5分别为方形蜂窝和百叶形蜂窝在倾角为0°,温差为20℃时,相同高宽比下的温度场图和速度流场图。
从图3可以看出,在H=10 mm(A=6)的情况下,百叶形蜂窝等温线弯曲,且其最高流速达到4.45×10-2 m/s,没有形成大的涡旋,只在蜂窝顶部形成一个小的涡旋,说明对流不强烈。方形蜂窝温度场图几乎呈平行直线,对流基本被完全抑制。
从图4中可以看出,H=40 mm(A=1.5)时,方形蜂窝和百叶形蜂窝温度场均呈现明显的S型,且二者的最大流流速分别5.65×10-2 m/s和5.86×10-2 m/s,说明内部均发生了较强的对流作用。
从图5中可以看出,H=60 mm(A=1)时,方形蜂窝与百叶形蜂窝均产生了大的涡旋,二者的最大流速分别为6.39×10-2 m/s和6.46×10-2 m/s,最大流速相差很小,且二者的温度场极其相似,说明二者的对流换热强度相当。
通过温度场图和流场图对比,在H=10 mm(A=6)时,方形蜂窝抑制对流的作用远远高于百叶形蜂窝,而当H=40 mm(A=1.5)时,方形蜂窝仍优于百叶形蜂窝,但其优势已经变得很弱,当H达到60 mm(A=1)后,二者的差距几乎为零。
图6为百叶形蜂窝和方形蜂窝,在集热器倾角为0°,温差为20℃的情况下,对流换热系数hc随H(高宽比A)的变化曲线。通过对比两条曲线可知,当H较小时,方形蜂窝抑制对流的效果明显优于百叶形蜂窝结构,但随着H的增大,这种优势在大幅减弱,与通过流场和温度场图对比得出结论一致。而且当H≥40 mm后,方形蜂窝也几乎失去了抑制对流作用的功效。
在集热器倾角为0°,温差为50℃时,孔径H=10 mm的方形蜂窝能保证蜂窝总换热系数(包括对流与辐射)ht在2 W/m2以下,hc在1 W/m2以下;对于H=10 mm的百叶形蜂窝能保证ht在5 W/m2以下,hc在3 W/m2以下。二者与利用Hollands等用空气作实验研究得到的Nu—Ra的关系式,对流换热系数hc—Nu关系式以及两板间辐射换热系数计算式,分别见式(1)、式(2)、式(3),联合计算得到的无蜂窝平板集热器的总热损系数ht=8.2相比可知,H=10 mm的方形蜂窝和百叶形蜂窝在抑制热损失方面效果明显,且方形蜂窝抑制热损又优于百叶形蜂窝。
式中:“+”指数表示方括号的值为正时,此项有意义,若方括号中的值为负,则用零来代替。Ra为瑞利数,β为集热器倾角。
式中 λ——空气导热系数。
式中 σ——斯蒂芬-玻耳兹曼常数;
εh,εc——分别为上下盖板的发射率,二者均取0.85。
4 结论
本文用数值模拟方法研究了蜂窝内部的自然对流、换热特性,并且得到了不同物理、几何条件对蜂窝热性能的影响。主要结论如下:
(1)百叶形蜂窝和方形蜂窝能有效抑制平板集热器顶部热损失,方形蜂窝在抑制对流作用上优于百叶形蜂窝,但随着高宽比A的减小,这种优势在逐渐减弱。
(2)在蜂窝顶部与底部温差ΔT≤50℃的条件下,对于高度为60 mm的百叶形蜂窝和方形蜂窝,当蜂窝孔径H≥40 mm后,几乎失去抑制对流热损失的功效。
(3)通过模拟发现,在温差和蜂窝高度一定的条件下,蜂窝孔径H越小,抑制对流的效果越好,但势必会增加蜂窝的生产成本,因此建议生产者和设计者根据收益和成本综合考虑,来选择合适的蜂窝孔径H。
参考文献
(1)陈则韶,陈熹,葛新石.关于平板集热器的最佳间距和蜂窝结构热性能的实验研究(J).太阳能学报,1991,12(12):109-114.
(2)张鹤飞.太阳能热利用原理与计算机模拟(M).西安:西北工业大学出版社,2004.
(3)Hollands K G T,Unny T R,Raithby G D,Konicek L.FreeConvection Heat Transfer Across Vertical Fluid Layers(J).Journal ofHeat Transfer,1976,98.
(4)李平,张立平,戴巧利.太阳能空气集热器中蜂窝结构的试验对比研究(J).节能技术,2008,26(147):75-78.
(5)何伟,季杰,张爱凤,程洪波.百叶窗形蜂窝构件窗的热性能理论研究(J).太阳能学报,2004,25(4):465-472.
(6)李业发,杨远佳,王贵兵.不同深径比的透明蜂窝热性能实验研究(J).新能源,1999,21(6):1-4.
(7)张立平,段清彬.倾斜TIM太阳能空气集热器的数值模拟(J).节能技术,2007,25(142).
旋风预热器结构性能的研究 篇5
在新型干法预分解窑系统中, 旋风预热器是烧成系统重要的设备之一, 其性能的好坏直接关系到整个预分解系统的技术经济指标, 旋风预热器的性能指标主要包括分离效率和压力损失, 影响性能的主要因素包括结构参数和操作参数。笔者进行了大量冷态模拟试验来研究旋风筒本身的结构参数对其性能的影响。
旋风预热器的结构参数包括旋风筒的结构型式、筒体直径、柱体和锥体高度、蜗壳形状、进口形状及大小、内筒型式和直径及插入深度、锥体型式及角度等, 当然进口导流装置、出口整流装置也对旋风筒的性能产生一定的影响。这里的冷态模拟试验研究, 主要以三心大蜗壳型 (以下简称为F型) 预热器为研究对象, 辅以斜顶型 (以下简称为P型) 和二心大蜗壳型 (以下简称为K型) 预热器, 根据旋风预热器本身结构参数的变化, 通过测量不同风速不同浓度下旋风预热器的阻力特性和分离效率, 来研究其结构性能的关系, 从而找出其技术规律性。
2 冷态试验系统
根据试验研究需要, 冷模实验室基本上做到了机械给料、精确计量和收尘环保, 特别是在数据采集上实现了自动化, 由计算机统一进行数据采集和预处理。
旋风预热器冷模试验的系统流程见图1。
设计与研究
3 旋风预热器结构性能的研究
由于冷模试验工作量大, 处理数据多, 且影响关系复杂, 为简化试验结果, 这里只是以具有代表性的性能参数——不同风速下的平均空载阻力系数ζk、不同料粉浓度下的平均带料阻力系数ζy以及在进口风速为18m/s时的分离效率η (18) 为研究分析依据。
3.1 操作参数对旋风预热器性能的影响
影响旋风预热器的性能特点除旋风筒本身的结构参数外, 其外部使用环境即系统操作参数也是相当重要的。在新型干法预分解窑尾系统中, 系统操作参数主要体现在系统风量、料粉浓度、颗粒级配、温度压力等方面, 这些方面因素表现在冷模试验中主要为旋风筒进口风速、料粉浓度及颗粒级配。由于本次冷模试验的生料粉采用天津某水泥厂的实际生产所用生料, 其颗粒级配不会存在太大偏差, 再者生料的颗粒级配也不是能任意改变的, 所以这里冷模试验只讨论旋风预热器进口风速及料粉浓度对其性能的影响。
3.1.1 旋风筒进口风速
通常表征旋风筒阻力特性应以其进口风速为计算依据, 从笔者所有的旋风筒冷模试验结果来看, 旋风筒的全压损与进口风速都是以小于2的方次迅速增加, 基本范围在1.5~2.0之间, 并且有随着料粉浓度x的增加而减少的趋势。至于阻力系数, 在进入第二自模化区以后, 基本变化不大, 近似为常数, 但严格地说阻力系数也有随着风速的增加而略有减少的趋势。但为了简化研究手段和研究方法的连贯性, 在理论分析时我们仍然取旋风筒的压损与进口风速是2方次的关系, 把料粉浓度x对它的影响考虑到特征阻力系数中去。
从所有的旋风筒冷模试验结果来看, 旋风筒分离效率与进口风速的规律基本一致, 并且它们之间有很大关系。F型和K型旋风筒在进口风速14~18m/s时其分离效率最高, 当进口风速较低时, 其分离效率随着风速的增加而逐渐增加, 当达到最佳点以后, 随着风速的增加而降低较快, 当进口风速>22m/s时, 通常分离效率均<90%。但P型C1旋风筒的分离效率对风速的适应范围较其它型式要宽得多, 在试验的进口风速12~25m/s范围内其分离效率都维持在比较高的水平。
3.1.2料粉浓度
纵观所有冷模试验结果, 料粉浓度对旋风预热器性能的影响是不容忽视的。料粉浓度对旋风筒阻力系数的影响比较明了, 阻力系数随着料粉浓度的增加而在不同程度上单调降低。但也注意到, 对于F型旋风筒, 旋风筒内筒直径大小对阻力系数的影响尤为明显, 主要表现在F型旋风筒随着内筒直径的增大, 阻力系数对料粉浓度的敏感程度不断下降, 即随着料粉浓度的增加阻力系数降低不明显。
料粉浓度对旋风筒阻力的影响相对比较复杂, 笔者试验结果显示, 对于F型旋风预热器, 在通常情况
3.2 旋风预热器结构参数对其性能的影响
本文主要针对F型旋风预热器进行研究, 着重以下几个方面:内筒插入深度、内筒直径相对大小、高径比以及蜗壳型式 (F、P、K型旋风筒对比研究) 等。
3.2.1旋风筒内筒插入深度
根据冷模试验结果, 作出F型旋风筒内筒插入深度对阻力系数 (包括空载ζk和带料ζy) 和分离效率η (18) (在进口风速约为18m/s时) 的影响关系如图2。
从图2可以看出, F型旋风筒随着内筒插入深度的增加, 其阻力系数和分离效率有着不同程度的增加。在内筒插入深度与进口高度的比值s/a=0.482~0.612范围内, 阻力系数较低且变化不大, 分离效率略有增加, 所以保证一定的分离效率要着重强调降阻的中间级旋风筒s/a应在0.612左右, 且最好不要<0.482 (分离效率降低太多) , 也不要>0.816 (阻力系数增加太大) ;而着重强调分离效率的最上一级旋风筒s/a应在1.02左右, 因为当s/a<1.02时分离效率降低较多, 当s/a>1.02时分离效率增加不大, 但阻力系数有一定程度的增加。
3.2.2内筒直径相对大小
根据冷模试验结果, 作出F型旋风筒内筒直径大小对阻力系数 (包括空载ζk和带料ζy) 和分离效率η (18) (在进口风速约为18m/s时) 的影响关系如图3。
从图3可以看出, F型旋风筒随着内筒直径的扩大, 其阻力系数和分离效率有着不同程度的减小, 在内筒直径d/D<2/3时, 阻力系数快速下降, 当d/D>2/3时, 阻力系数减小缓慢。对于分离效率来说, 内筒直径d/D<0.6时分离效率较高且变化不大, 当d/D>0.6时, 分离效率减小较快。所以保证一定的分离效率要着重强调降阻的中间级旋风筒内筒直径大小, d/D可以在2/3左右, 且最好不要>2/3, 否则阻力系数降低不多而分离效率降低较大;也不要<0.6, 否则阻力系数增加太大;而着重强调分离效率的最上一级旋风筒内筒直径大小, d/D应<0.6, 因为当d/D>0.6时分离效率降低较多。
3.2.3旋风筒高径比
根据冷模试验结果, 作出F型旋风筒高径比对阻力系数 (包括空载ζk和带料ζy) 和分离效率η (18) (在进口风速约为18m/s时) 的影响关系如图4。
从图4可以看出, F型旋风筒随着旋风筒高度的增加, 其阻力系数和分离效率分别有着不同程度的减小和增加, 这一点尤以当旋风筒高径比H/D<2.282时表现更加明显, 但当H/D>2.282时, 阻力系数和分离效率分别随着旋风筒高度的增加而减小和增加缓慢。所以在考虑窑尾塔架高度和一次投资成本的前提下, 最好能够保证旋风筒高径比在2.282左右, 因为过低时分离效率降低, 且阻力系数增加。但过高时由于分离效率和阻力系数分别增加和降低不多, 而旋风筒高度及设备成本却有一定程度的增加。
3.2.4旋风筒蜗壳型式
本次冷模试验除了探讨F型旋风筒的结构变化规律外, 还把F型旋风筒与K型、P型旋风筒进行了对比试验。本文以最上的C1级旋风筒为重点来阐述。
根据上面冷模试验结果, 把F型、K型以及P型的C1旋风筒在空载及带料情况下旋风筒的压损、阻力系数和分离效率与进口风速关系进行纵向比较, 见图5。
从图5可以看出, 对于C1旋风筒, 在空载情况进口风速Vi>12m/s时, P型旋风筒的压损最大, 对进口风速最为敏感;K型旋风筒的压损次之, 但对进口风速的敏感程度最小;三心大蜗壳型旋风筒的压损最小, 对进口风速的敏感程度次之。C1旋风筒的空载阻力系数, 三心大蜗壳型和P型在所有试验风速下变化较小, 而K型随着进口风速的提高有大幅度降低。在空载情况进口风速Vi>14m s时, P型旋风筒的空载阻力系数最大, K型旋风筒次之, F型旋风筒最小 (图6、7、8) 。
C1旋风筒带料后, 在各料粉浓度下, F型和K型旋风筒的压损基本差不多, 但P型旋风筒的压损受料粉浓度的影响较大, 随着料粉浓度的增加, 在进口风速Vi>14m/s时, P型旋风筒的压损由最大变化到最小。旋风筒带料阻力系数, 随着料粉浓度的增加, 也表现出与旋风筒压损基本相同的规律性。
从各种型式C1旋风筒的分离效率曲线来看, P型旋风筒C1级的分离效率与进口风速的关系不大, 且均能维持在很高的水平。F型整体分离效率不是很高, 但也与进口风速的影响不太大。K型在进口风速Vi<18m/s时, 其分离效率也很高, 但在进口风速Vi>18m/s后, 分离效率下降明显。所以K型C1旋风筒应注意控制进口风速。
另外, 从冷模试验过程中可以发现, F型旋风筒的分离效率受系统漏风的影响最大, 对系统漏风比较敏感, 所以F型旋风筒应严格控制系统的漏风。
4 结束语
管板式换热器结构分析及改进 篇6
换热设备是合理利用与节约现有能源、开发新能源的关键设备。当今世界, 现有能源以石油、天然气等为主, 其储量难以满足工业及人们生活日益增长的需要。从上个世纪七十年代能源危机开始, 如何合理利用现有能源及开发新能源己成为世界性的研究课题。在生产中大部分燃烧释放的能量是通过换热设备传递的, 换热器的合理设计、性能改善将直接关系着现有能源的合理利用。同时, 可供开发的新能源如核能、太阳能、地热能等, 要提供给工业及生活使用, 需要大量符合使用要求的各式换热器。
1 管板式换热器结构分析及其特点
1.1 管板式换热器的基本结构
管壳式换热器主要包括固定管板式、浮头式、U形管式、填料函式等结构。根据介质的种类、压力、温度、污垢, 以及管板与壳体的连接方式、换热管的形式与传热条件、造价和维修检查情况等, 结合各种结构形式的特点选择、设计和制造各种管板式换热器。
管板式换热器主要有外壳、管板、管束、封头压盖等部件组成。管板式换热器的结构特点是在壳体中设置有管束, 管束两端用焊接或胀接的方法将管子固定在管板上, 两端管板直接和壳体焊接在一起, 壳程的进出口管直接焊在壳体上, 管板外圆周和封头法兰用螺栓紧固, 管程的进出口管直接和封头焊在一起, 管束内根据换热管的长度设置了若干块折流板。这种换热器管程可以用隔板分成任何程数。
管板式换热器结构简单, 制造成本低, 管程清洗方便, 管程可以分成多程, 壳程也可以分成双程, 规格范围广, 故在工程上广泛应用。管板式换热器的两端管板和壳体制成一体, 当两流体的温度差较大时, 在外壳的适当位置上焊上一个补偿圈 (或膨胀节) 。当壳体和管束热膨胀不同时, 补偿圈发生缓慢的弹性变形来补偿因温差应力引起的热膨胀。
1.2 管板式换热器的特点
管板式换热器的优点有:1) 旁路渗流较小;2) 造价低;3) 无内漏。
缺点有:1) 壳体和管壁的温差较大, 易产生温差力[7];2) 壳程无法清洗, 管子腐蚀后连同壳体报废, 设备寿命较低, 不适用于壳程易结垢场合;3) 壳程清洗困难, 对于较脏或有腐蚀性的介质不宜采用。当膨胀之差较大时, 可在壳体上设置膨胀节, 以减少因管、壳程温差而产生的热应力。
2 管板式换热器的设计改进
根据上述特点, 从壳体厚度的结构设计出发, 为得到满足强度要求的设计方案, 采用了如下改进措施:
1) 换热管同管板连接的焊缝高度从3m m增加至4m m;
2) 将管板厚度从80m m减少至60m m, 同时, 改进设计了管板和壳体连接处局部的结构形式;
3) 管板兼作法兰和壳体连接处增加了筋板结构。
2.1 换热管同管板连接的改进
根据研究的结果, 在有限元模型中, 换热管拉脱力的结果是由杆单元结点的支反力中得到, 因此是比较准确的结果, 可作为拉脱力强度校核的依据。受到换热器设计的约束, 无法通过改变换热管截面的几何尺寸, 以改变其刚度的办法来达到改变换热管拉脱力的效果。同时, 所进行的增加壳体厚度的结构分析中所得出的结论, 将壳体厚度从20m m增加至25m m, 对换热管的拉脱力影响十分有限。因而, 继续增加壳体的厚度并不是十分有效的方法, 而且也不经济。
由此可见, 只有提高换热管的许用拉脱力的标准, 才可使拉脱力的强度校核通过。换热管和管板连接的示意图如图1所示:
这样一来, 换热管的许用拉脱力提高了33%, 不仅使原设计方案下的换热管拉脱力强度校核通过, 也将会使其它改进设计方案中的换热管拉脱力强度校核通过。
2.2 增加筋板的改进
减少管板厚度后, 在两个液压试验工况下, 膨胀节的下部和管板和壳体连接处的应力水平比较高。为降低这些部位的应力水平, 在管板与壳体连接的外边缘处, 每个法兰螺栓孔之间增加一块筋板, 选择合适的筋板形状和尺寸, 筋板的结构图如图2所示:
法兰一圈共52块筋板, 筋板的两边分别与法兰和壳体焊接。因为筋板对管板兼作法兰和壳体起到了巩固加强作用, 因此, 该措施可以有效地降低管板和壳体间在液压试验工况下的应力水平, 同时也增强了管板的刚度, 保证它与管箱筒体之间密封的可靠性。
3 结论
针对管板式换热器, 分析研究了它的高应力产生原因, 同时对管板厚度改变对应力的影响进行分析, 据此, 改进设计出安全的换热器, 并可以应用于工程实际中。通过改变管板的厚度, 在正常操作工况中力的载荷、温度载荷和全部载荷下, 对结构进行应力分析时发现, 管板厚度增加, 在力的载荷作用下, 管板和壳体连接处的应力水平降低:而在温度载荷和全部载荷的作用下.其规律与前正好相反, 该处的应力水平是升高的, 当进行结构设计时, 需注意这一现象。
摘要：本文概括地介绍了管板式换热器的结构及其特点。根据分析研究结果, 在原换热器结构设计的基础上, 通过分析原来管板式换热器的优缺点, 合理的提出了采用减少管板厚度、在管板兼法兰和壳体间增加筋板等措施, 改进设计了换热器。对该换热器重新进行分析和校核, 该设计完全满足要求, 并可以将其应用于工程实际中。
卧式分离再热器管束支撑结构分析 篇7
汽水分离再热器有卧式和立式两种[1], 这里主要讨论卧式汽水分离再热器。汽水分离再热器的内部包含面积较大的加强筋结构, 它主要是对重量较大的再热器管束结构起支撑作用。需要特别研究何种型式的加强筋结构布置才能更好地对管束结构起到支撑作用, 不至于引起较大的应力集中和变形。下面就以三门核电厂汽水分离再热器的内部加强筋结构为例, 运用ABAQUS有限元软件[2,3], 对其在静止工况和灌水工况两种情况下的应力和变形进行分析[4]。
1 三门核电厂MSR内部支撑结构
三门核电站每台机组共有2个MSR, 每个MSR各由2 个一级再热器和2 个二级再热器、蒸汽室封头、管板、U形传热管和临时筒体组成。MSR完成总装后, 长达31 m, 筒体直径约2.7 m。如图1所示。
MSR的内部支撑结构主要由32根三角型钢、8根L型钢组成框架, 框架上焊接钢板, 与上下圆形壳壁连接, 起到导流和加强的作用, 具体布置如图2所示。
MSR整体载荷如表1所示。
2 MSR模型的简化和建模
MSR内部结构比较复杂, 完全建模会带来很大的麻烦, 另外复杂的结构使其计算的效率也会大大降低, 所以我们在建模时候对结构进行了合理简化, 以达到提高效率并且不影响计算结果的目的。如图3所示, MSR整体对称, 所以建模中只取其中的一半进行建模。再热器管束的数量较多, 我们主要是将整个管束等效成实体结构 (等效前后重量相等) 。对于MSR壳体, 采用的是壳体建模, 内部面积较大的板结构, 与长宽相比, 其厚度较小, 也采用壳体建模。对于起主要加强作用的角钢、L型钢、支座以及加强筋结构都采用实体建模。
3 MSR有限元模型的建立
由于运行时还需要考虑热膨胀效果, 分析类型不同, 所以这里只对另外两种工况 (自重和灌水工况) 进行分析, 运行时的强度再另行计算。
前期的工作在UG中都已完成, 下面的工作就是将模型导入ABAQUS软件中进行计算。这里对MSR的筒体壳体厚度和内部壳体分别进行定义, 筒体为22 mm, 封头为52 mm, 内部壳体厚度为16 mm和10 mm。在需要焊接的部位定义tie连接, 以刚度较好的一面作为主面形成相互作用。
根据表1里面的设备自重, 进行重量的等效, 然后作为重力载荷加载到整个设备上;这里没有考虑其它接管的影响, 边界条件只有底座的约束, 这里由于不考虑热膨胀, 对支座采用的是全约束, 即限制其6个方向的位移。
壳体有限元网格采用的是四边形网格, 对于实体结构除三角型钢采用的是四面体网格外都采用的是六面体结构化网格。网格划分情况如图4所示。
4 MSR内部支撑结构强度的计算
建立好有限元模型后, 我们分自重和灌水两个工况进行分析计算。
1) 自重工况下, 如图5~图6所示。
2) 灌水试验工况下, 如图7~图8所示。
5 结果分析
1) 从表2可以看到, 自重工况下的应力分布, 主要集中在内部支撑结构的不连续位置。最大的应力为40.25MPa, 位于下部支撑板与筒壳的连接处, 而下面正好是支座的位置。这里有较大应力产生的原因, 主要是由于下部支撑板的变形被刚度更大的支座所限制, 进而引起较大的应力。变形主要是由于设备自身的重量引起的, 最大位移为0.29 mm, 在底部平板的中心。
2) 同样, 灌水试验的时候, 设备自重增加, 压力和变形也有所增加, 分别为100.8 MPa和0.6 mm, 产生最大应力和变形的位置都没有变化。综合表2和图5~图8可知, 三门核电站MSR在自重和灌水试验时, 内部支撑结构的应力和变形都在允许范围内, 设备是安全的。
6 结语
通过合理的简化, 使用ABAQUS对三门MSR进行内部支撑载荷计算, 所得结果表明:在自重和灌水工况下内部支撑结构的强度和刚度都满足要求, 设备安全。
摘要：以三门核电厂卧式汽水分离再热器 (简称MSR) 为例, 运用ABAQUS有限元软件, 对其在静止工况和灌水工况两种情况下的应力和变形进行分析。结果显示, 三门核电厂汽水分离再热器内部支撑结构对管束的支撑良好, 应力和变形都很小, 在可控范围内, 可以作为其他汽水分离再热器设计的参考。
关键词：卧式汽水分离再热器,内部支撑,有限元分析
参考文献
[1]臧希年, 申世飞.核电厂系统及设备[M].北京:清华大学出版社, 2003.
[2]石亦平, 周玉蓉.ABAQUS有限元分析实例详解[M].北京:机械工业出版社, 2006.
[3]王勖成, 邵敏.有限单元法基本原理和数值方法[M].2版.北京:清华大学出版社, 1997.
螺纹锁紧环换热器结构分析 篇8
而且螺栓很大, 给紧固和拆卸带来很大的困难。近年来加氢裂化装置中经常用到螺纹锁紧环换热器。螺纹锁紧环换热器的优点是密封可靠, 生产维护简便, 能及时排除设备运行中的泄露。相对于大法兰结构还有以下优点:
1.1管箱和壳体是一体的, 消除了法兰型换热器在设备法兰处容易泄露的问题。
1.2去掉了大法兰, 壳程接管能尽量地靠近管板, 避免了法兰型换热器有一段换热管不能有效利用 (死区) 的问题, 增大了有效换热面积。
1.3管束抽出时不必移动管箱和壳体部件, 可以把换热器的接管与管线相焊, 减少泄露点。
螺纹锁紧环的密封结构如图1所示, 从图1可以看出, 管箱上管程密封垫片的压紧力是通过下列零件的传递来实现的:螺纹锁紧环上3的外压圈紧固螺栓2--外压杆5--外压环9--密封盘10压紧外密封垫片11。换热器操作时随时可以紧固外压紧螺栓而消除管程泄露。管程和壳程之间密封垫片的压紧力传递途径是:内压紧固螺栓1--内压杆6--内压圈8--密封盘10--压环12--卡环13--内筒压盖15--内筒16--内密封垫片17。设备运行时若发现管程和壳程串漏可通过上紧内压环螺栓1, 推动内压杆6, 内压环8, 有弹性的密封盘10, 将力传到压环12而推到卡环13再通过内套筒压紧内密封垫片14。可见螺纹锁紧环换热器的维护简单灵活, 在不停车时既可及时消除管壳程之间的泄漏。以减少不必要的停车所带来的损失。
2大螺纹设计是螺纹锁紧环换热器设计的关键之处。大螺纹承受着管程和壳程的综合载荷。
螺纹锁紧环换热器一般采用的是AISI B1.8标准的15/16in的短齿梯形螺纹。该螺纹具有啮合高度大 (不小于6mm) , 抗剪、抗弯能力大的特点。特别适用于螺纹锁紧环换热器。大螺纹的标准公差范围较宽, 因螺纹用在高温的环境下, 如果配合公差不合理, 就有内外螺纹旋合过松或过紧的可能, 严重的情况螺纹可能咬死。因些设计螺纹公差时, 充分考虑螺纹锁紧环和管箱螺纹之间的径向膨胀间隙和其它相关因素。根据制造厂的制造经验和现场设备的使用经验, 确定一个合理的公差值。长期以来, 一直认为螺纹的齿数越多越好, 而根据计算结果, 对于整个端部螺纹来说承压最大是靠近管箱内部的少数齿, 其它的齿承受的力越来越小。因此, 整个端部螺纹每个齿受力不一样, 即力不能均匀地分布在每个齿上, 这也是这种换热器的不足之处。螺纹锁紧环换热器的管板采用压差设计, 按GB151中U形管换热器进行计算即可。这样能使管板的厚度大减薄, 既减少了材料也控制了换热器的体积。值得注意的是在操作过程中管壳程的压差在任何情况下都不能超过设计压差。必要时可在设备的醒目位置设一警示牌, 以提醒工作人员的注意。
螺纹锁紧环换热器管箱的受力不同于一般的受压筒体, 管箱内部承受管程内压, 而管箱端部承受着传递到螺纹上的全部载荷, 管箱端部将产生很大的弯矩, 如果不进行应力校核, 而直接用内压计算筒体壁厚, 会由于刚度的不足, 造成端部变形, 引起主螺纹失效。因此先给定管箱厚度, 计算出管箱端部最小截面的弯矩来校核弯曲应力和轴向拉伸应力。为防止管箱端部变形。管箱筒体厚度应满足计算应力要求并适当取厚, 同时主螺纹的个数也应比实际计算的多取几个。这样就能有效地控制管箱端部变形并保证主螺纹不失效。
卡环限位在管箱的凹槽内, 其作用是装配时通过拧其上的内部螺栓以达到管壳程间的密封, 壳程试压时它还可以起到试压环的作用。由于装配的需要, 卡环设计成分瓣的。卡环的设置虽然给制造带来了复杂性, 但增了实际操作的可靠性。
垫片的选择主要是考虑垫片的密封性和回弹性。管、壳程间的密封垫片有的采用波齿复合垫, 也有的采用W形高强缠绕垫。波齿复合垫是采用特殊结构的金属骨架与柔性石墨复合而成。金属骨架的上下表面有相互错开的特殊形状的同心圆沟槽形成的波齿。金属骨架上下表面复合一层柔性膨胀石墨, 构成整体复合垫片。在一定的预紧力下石墨层与密封面紧密接触而实现密封。同时环形波齿还具有多道密封的作用。早于特殊构造的波齿环就象一道弹性元件。具有压缩回弹性能。柔性石墨作为密封面具有良好的密封性能。工程实践中应用效果良好。
结语
现在慈溪博格曼密封材料公司已攻关研制出耐高温、高压、大直径W形膨胀石墨缠绕垫。它是采用W形不锈钢带和柔性石墨缠绕而成。W形高强缠绕垫片与普通V形缠绕垫片相比具有回弹性强, 稳定性好, 密封性能优越的特点。一般大直径缠绕垫片在制作过程中易散架和翘曲。而W形高强缠绕垫片由于采用W形钢带而增加了与填充料的结合面, 从而增加了垫片的稳定性。垫片在使用过程中与不锈钢件紧贴, 回此W形高强缠绕垫片中的膨胀石墨的S、CL等离子的含量极低, 并在高纯石墨中掺入少量缓蚀材料, 避免石墨材料与金属之间的电位差腐蚀。W形高强缠绕垫片与其它常用的高温高压金属垫相比, 具有制作简单, 密封面要求低、密封可靠等优点。在螺纹锁紧环换热器上有广泛的应用。
摘要：本文介绍了螺纹锁紧环型换热器的工作原理和结构特点, 为螺纹锁紧环型换热器的设计积累经验。
关键词：螺纹锁紧环型换热器,工作原理,结构特点
参考文献
[1]GB151-1999《管壳式换热器》.
[2]GB150-1998《钢制压力容器》.
集热器结构 篇9
我公司生产的1～10t内燃叉车采用水冷式发动机,冷却风扇通过螺栓安装在发动机曲轴前端(与曲轴主轴颈同轴),位于发动机与水散热器之间,曲轴转动时,风扇随之转动。风扇采用排风式吹向水散热器,为了增大风扇的风力,在风扇周围设有聚风罩,聚风罩为整体框架结构,聚风罩周边固定在散热器上。为了提高散热效率,风扇轴向进入聚风罩内约1/3。
2. 存在问题
在检修叉车时,若需将发动机吊出,必须先拆除风扇。由于风扇位于聚风罩内,操作人员的手需伸入聚风罩内,方可拆卸风扇前端螺栓。由于风扇与聚风罩周边的间隙较小,拆卸风扇前端螺栓难度较大,有时需通过掰动风扇叶片来增大拆卸空间,这样容易造成风扇变形甚至损坏,而且存在风扇叶刮伤操作人员的安全隐患,风扇和聚风罩的相对位置如图1所示。
3. 改进方法
为了解决风扇前端固定螺栓难以拆装问题,我们在聚风罩顶部开设天窗,天窗上设置盖板,盖板通过4个螺栓固定在聚风罩上。在检修发动机需要拆装风扇时,先拆掉4个盖板固定螺栓,打开盖板,操作人员的手即可通过天窗伸入聚风罩内部拆装风扇前端的固定螺栓,使风扇拆装变得比较方便。天窗及盖板结构如图2所示。
4. 改进效果