管式散热器

管式散热器（精选九篇）

管式散热器 篇1

缠绕管换热器是一种高效换热设备, 广泛用于工业深冷, 集团公司使用的深冷氢回收装置11E001再生预热器即为缠绕管式换热器, 其特殊的结构和苛刻的工作条件给检修带来很大困难。换热器采用法国液空公司的专利技术, 为双联管缠绕结构, 分别走净化后的尾气和富氢气。换热管在芯筒与外壳之间的空间内按螺旋线形分层缠绕、相互间隔, 缠绕方向及流向相反, 层间以2mm厚20mm宽的铝带隔开;两种气体分别在上下共8个管箱内进入、汇合。燃料气走中间芯筒。换热器的结构和流程见图1。

整台换热器结构紧凑, 单位容积传热面积比较大, 每立方米传热面积为58.82m2, 同时, 传热强度大, 传热系数高, 流体在螺旋管内流动会形成二次环流, 强化了换热效果, 相当于同体积换热器换热效果的近10倍。换热器各部分所用材料见表1。

二、泄漏情况的确定

1. 事故的发现

设备在正常工艺操作下, 负荷为22km2/h, 入冷箱尾气含氢为62%, 出冷箱燃料气含氢为16%~20%。当运行中燃料含氢突然升高, 且确定HV11002、TV11006处于关闭状态无泄漏, 即可初步确认高压侧管子泄漏。此次泄漏事故中, 燃料气中氢的含量达到40%。进一步证实判断方法的正确性。

2. 泄漏系统确认

割下相关连接管线以及上、下所有管箱, 分别将尾气、氢以及燃料气出入口总管法兰盲死, 使设备与系统隔离。在壳侧接仪表空气 (0.5MPa) , 观察观察各系统压力表指示, 如果某系统有压力形成则证明该系统存在泄漏。此次泄露为氢系统泄露

3. 泄漏位置确认

在氢系统相应管箱管口抹肥皂水试漏, 将冒泡的管子做标记。之后在上管箱做记号的管中分别注水, 下管箱中有水流出的管口即为其对应下管口, 并判断该管泄漏;如果某标记上管口未发现对应的下管口, 则判断该管为断管。经试压确认, 这次此次泄露为氢系统泄露。共8根。

三、检修方案

1. 管箱解体

缠绕管换热器内部管路复杂, 易堵塞, 难疏通, 解体管箱时要避免杂质进入甚至堵管。管箱的解体最好使用砂轮切割, 但为了加快施工进度采用了碳弧气刨。需要注意的是气刨作业时不能直接切透, 否则容易造成换热管堵。应先使用碳弧气刨切薄, 然后使用砂轮机切透, 最后修磨。修磨工作可以在车床上进行, 气刨层要完全切除, 避免碳含量增加;坡口25°平整, 以利焊接。

2. 坏管处理方案

因为此类换热器换热管材料为AL+9%Ni, 过热将有很大的收缩变形, 加上低温高压的环境, 所以堵管工作不宜焊接, 可采用螺纹配合胶连接。

检修采取的胶为环氧类低温粘接专用胶, 有三种组分, 按质量比A∶B∶C=5∶1∶0.2配制。不同温度所需固化时间为60℃为8h, 100℃为2h, 130℃为1h。现场采用130℃环境固化1h, 需要用碘钨灯来烘烤辅助固化。

3. 堵管作业

将漏管和断管管端磨平, 钻孔攻丝, 以丝堵涂密封胶将两端堵死, 适当加热加速固化。这种处理方法仅减小了介质的流通面积, 对换热影响不大。

4. 换热管试漏

堵管工作完成后, 密封上下所有管箱。在壳程用氮气加压至490k Pa, 保压6h。尾气和氢系统中压力表指示为0时, 表明修复良好。一旦未达到要求, 应打开箱管盖板, 进一步查漏修复。

5. 回装及上下管箱和相关管线焊接

管箱承受-196℃低温和10MPa的高压, 对焊缝的低温韧性要求很高, 必须严格控制焊缝中的杂质含量。焊接前需要对焊口100mm范围内使用丙酮清洗, 并采用保护性能好的氩弧焊焊接。管箱材料为德国DIN标准1.4404, 对应美国AISI标准316L, 焊丝应选用ER316L。为使焊缝得到有效的保护, 采取间隙式接头, 并在背后垫316L衬环的方法使焊缝得到充分保护。用塞尺检查时, 衬环与管箱内壁的间隙应<0.5mm。

修复工作完成后, 应按工艺要求对各组件回装焊接。管道的焊接与管箱相同。焊后100%射线探伤, 所有焊缝均须达Ⅱ级以上。相关焊口尺寸见图2。

四、高压试验及修复效果

1. 准备工作

所有阀门、安全阀经检查调试合格, 安装复位。试压用接管、阀门, 应严格检查, 压力表采用PN15680KPa, 1.5级表, 气源为干燥洁净氮气。

2. 试压标准

试压严格按设备试压曲线进行, 压力以每30min、980k Pa缓缓上升, 每升高980k Pa, 保压30min, 并用肥皂水检查各个泄漏点及各焊接处, 如有泄漏做好标记。达到给定压力值11370k P后, 保压6h, 压力每小时降2940k Pa以下, 为密封合格。

换热器自2008年7月大修后, 设备运行状态良好, 氢回收率达到80%, 接近设计值90%, 检修工作达到了预期目的。

摘要：缠绕管式换热器检修方案, 包括管箱解体、坏管处理、堵管作业、换热管试漏、回装及上下管箱和相关管线焊接。

南昌大学食品列管式换热器设计书 篇2

设计题目：列管式换热器的设计

班级：

设计者：

学号：

设计时间：2013 年 5 月 12 日~19 日

指导老师： 食品工程原理课程设计

目录

1.1 概述.............................................................................................................................................3

1.2 换热器的结构与类型..................................................................................................................3

1.2.1 列管式换热器的基本构型与流体行程.....................................................................................4

1.2.2 列管式换热器的类型.................................................................................................................5

1.3 列管式换热器的主要部件...........................................................................................................7

1.3.1 换热管.........................................................................................................................................7

1.3.2 管板.............................................................................................................................................9

1.3.3 封头、管箱、分程隔板.............................................................................................................9

1.3.4 折流挡板的选用.......................................................................................................................10

1.3.5 其他主要部件...........................................................................................................................10

1.4 固定管板式换热器的优点.........................................................................................................11

1.5 确定设计方案............................................................................................................................12

1.5.1 选择换热器的类型...................................................................................................................12

1.5.2 流体流动途径的选择...............................................................................................................12

1.6 传热过程工艺计算....................................................................................................................13

1.6.1 冷热流体的物理性质...............................................................................................................13

...............................................................................................................14 1.6.2 传热面积的初步计算

1.7 核算...........................................................................................................................................16

.......................................................................................................................16 1.7.1 传热系数的计算 1.7.2 核算传热面积 A0......................................................................................................................19 1.7.3 核算压力降...............................................................................................................................20 1.6.3 结构设计及计算........................................................14

1.8 主要附属件的选定....................................................................................................................23

1.8.1 接管直径...................................................................................................................................23

1.8.2 封头的选用...............................................................................................................................24

1.8.3 管板的选择...............................................................................................................................24

1.8.4 管板与管子连接.......................................................................................................................25

1.8.5 管箱的选择...............................................................................................................................25

1.8.6 定距管.......................................................................................................................................26

1.8.7 拉杆的选择及数量...................................................................................................................26

1.8.8 各零件的选用...........................................................................................................................27

1.9 主题装置图的绘制（见 A1 图纸）...........................................................................................27

2.0 附表...........................................................................................................................................27

2.1 收获及感想.........................................................................................................错误!未定义书签。

2.2 主要参考文献............................................................................................................................30 / 32

食品工程原理课程设计

《食品工程原理及单元操作》课程设计任务

班级：

姓名：

设计一台用饱和水蒸气（表压 400～500kPa）加热水的列管式固 定管板换热器，水流量为 80（t/h），水温由20℃ 加热到 60℃。

1、设计项目：

①热负荷

②传热面积 ④外壳直径及长度 ⑤接管直径

2.设备图主视图、左视图（部分剖）。0 号、1 号或 A4 纸（4 号）画图 3.设备管口表零部件明细表，标题栏表。

管子排列 外壳及管板厚度 ③⑥2 / 32

食品工程原理课程设计

1.1 概述

在不同温度的流体间传递热能的装置称为热交换器，简称为换热器。在换热器中至少要有两种温度不同的流体，一种流体温度较高，放出热量；另一种流体则温度较低，吸收热量。35％～40％。随着我国工业的不断发展，对能源利用、开发和节约的要求不断提高，因而对换热器的要求也日益加强。换热器的设计、制造、结构改进及传热机理的研究十分活跃，一些新型高效换热器相继问世。

随着换热器在工业生产中的地位和作用不同，换热器的类型也多种多样，不同类型的换热器各有优缺点，性能各异。在换热器设计中，首先应根据工艺要求选择适用的类型，然后计算换热所需传热面积，并确定换热器的结构尺寸。按用途不同可分为：加热器、冷却器、冷凝器、蒸发器、再沸器、深冷器、过热器等。按传热方式的不同可分为：混合式、蓄热式和间壁式，列管式换热器是间壁式换热器的主要类型，也是应用最普遍的一种换热设备。按其结构类型分，有列管式、板面式、版壳式、螺旋板式、板翅式、管翅式等。

列管式换热器发展 较早，设计资料和技术数据较完整，目前在许多国家都已有系列化标准产品。虽然在换热效率、紧凑性材料消耗等方面还不及一些新型换热器，但它具有结构简单、牢固、耐用，适应性强，操作弹性大，成本较低等优点，因此仍是化工、石化、石油炼制等工业中应用最广泛的换热设备。

1.2 换热器的结构与类型 / 32

食品工程原理课程设计

1.2.1 列管式换热器的基本构型与流体行程

列管式换热器主要由壳体、换热管束、管板、封头等部件组成，图 2-1 为它的基本构型，此式为卧式换热器，此外还有立式的。在圆

筒形的壳体内装有换热管束，管束安装固定在壳体内两端的管板上。

封头用螺丝钉与壳体两端的法兰连接，如需检修或清洗，课将封头盖

拆除。

图 2-1 列管式换热器的基本构型

冷热流体在列管式换热器内进行热交换时，一种流体在管束与壳

体间的环隙内流动，其行程称为壳程；另一种流体在换热管内流动，其行程成为管程。如需换热器较大传热面积时，则应排列较多的换热

管束。为提高管程流体流速，强化传热，可将换热管分为若干组，称

为多管程。同样，为提高壳程流体的涡流程度，以提高对流传热系数，强化传热，可在壳体内安装横向式或纵向式的折流挡板。这样，壳程

流体的流速和流向可不断发生改变，使雷诺数在较低时

燃煤锅炉热管式空气预热器技术分析 篇3

【关链词】热管；换热器；空气预热器

锅炉空气预热器所安装的位置，处在锅炉烟道的低温段位置，该预热器实际上就是对于排烟的余热来对于进入到录让内部的助燃空气进行预加热，促使空气在未燃烧的情况下就达到一个良好的燃烧状态下，这对于提升炉膛温度、锅炉热效率、降低燃煤使用量等方面来说，起到了至关重要的作用。该空气预热器本身主要是属于气型换热器。下文主要针对燃煤锅炉热管式空气预热器技术进行了全面详细的分析。

1.传统列管式空气预热器存在的问题

在运行的过程中，列管式预热器是具体工作原理主要是热气从管道内部纵向通过之后，空气会从管道的外部通过，在这期间，热气和空气直接通过管壁来达到换热的目的，进而实现了针对空气进行加热处理的目。在实际使用的过程中，预热器运行期间存在着以下几个方面的问题：

1.1漏风

当管子在长期使用的过程中被烟尘所磨穿或者被严重腐蚀之后，就会出现漏风的情况，这直接导致大量的空气流入到烟气之中，对于整个锅炉本身的安全性、经济性来说，带来了直接影响。

l）使送风引风机负荷加大，电耗加大。

2）由于烟气中混人空气，使得烟温降低，空气预热效果降低，锅炉效率下降，燃煤量增加。

3）当漏风严重时，燃烧所需空气量不够，影响锅炉出力，进而影响生产。

1.2腐蚀

由于烟气本身是直接在管内进行流动，并且持续不断的向外传热，这也就导致烟气管道的每个管子方向的管壁温度有着一定的差异性。如此一来，部分管子始终处在最大腐蚀温度条件之下，长时间之后必然导致管壁穿孔现象出现。

1.3黏性堵灰

工作在烟道低温段的空气预热器堵灰与腐蚀是密切相关的。在酸露点以下工作的管子由于硫酸结露，产生翁灰现象。传统列管式空气预热器由于每根管子两端的管壁温度差别大，很难避开酸露点，致使腐蚀严重，黏性堵灰也很严重且清理很困难。

2.热管式空气预热器技术分析

2.1热管技术发展概况

1968年，美国第1次成功地将热管技术应用于航天器及高空航空器热控制。20世纪80年代初，美国又制造出第1只低成本热管，使热管技术从“天”上转到“地”上，热管制造成本的降低，使该技术应用范围迅速扩大。中国从20世纪70年代开始进行用于航空航天领域的热管技术的理论研究和试验，并日益广泛地用于节能换热等领域。

2.2热管工作原理

热管的典型结构见图1，它由管壳、毛细多孔材料（吸液芯）和蒸气腔（蒸气通道）所组成。从传热状况看，热管沿轴向可分为蒸发段、绝热段、冷凝段3部分。工作时，蒸发段因受热而使毛细材料中的工作液体（工作介质）蒸发，蒸气流向冷凝段，在这里受到冷却使蒸气凝结成液体，液体再沿多孔材料靠毛细力的作用流回蒸发段。如此循环，热量由热管的一端传至另一端。由于汽化潜热大，所以在极小的温差下就能把大量的热量从热管的蒸发段传至冷凝段。热管几乎是在等温状态下传递热量，导热速度快。实验表明，1根长为0.6m、直径为13mm、质量为0.34kg的热管，在10℃工作温度下输送20W的能量，其温降仅为0.5℃。而输送同等能量的同样长的实心铜棒质量为0.7kg，两端温差竟高达70℃。绝热段作为蒸气通道的不工作部分不承担传热任务，而是为了分开冷、热源并使热管能适应某种布置方式而设置的比叼。

当热管在地面上应用时，只要将热管倾斜放置，加热段在下，冷却段在上，便可利用重力来帮助凝液回流，这样对吸液芯的要求大大降低。当热管与水平方向倾角达到某值时，就可以不加吸液芯，完全依靠重力回流液体，这种热管称为重力热管（或称热虹吸管）。重力热管结构简单，制造容易，成本低，适用于节能工程中。

2.3热管式空气预热器技术特点

1）热管式空气预热器能彻底解决漏风问题。

依据热管换热器本身的具体运行原理以及工作方式来看，采取热管方案的形式，能够切实有效的解决其中所呈现出的漏风问题。而之所以能够起到良好效果，就是由于在实际工作运行期间其中的冷热介质之间被严格的隔开，即便是在这一过程中热管本身被烟气所磨穿，那么也仅仅只能够导致热管失效的现象出现，但另外一端的热管在这期间会依然处在一个完好的狀态之下，避免了外部空气进入到管道内部影响烟气的可能性，所以，该方案有效的解决了漏风问题。

2）热管方案可以减轻腐蚀及控制腐蚀。

热管本身是等温传热效应，也就是管道壁上各个不同的部分温度基本是相等的，如此以来便可以通过让热管只在酸露点以上工作的形式降低腐蚀现象。在壁温自身的温度超出酸露点10℃的情况下，可以有效的防止热面出现受腐蚀的情况。而对于本身处在低温段之下空气预热器来说，可以采取针对设计参数进行调整的方式，来促使在最大腐蚀温度之下的热管管壁温度能够提升，防止最大腐蚀温度对于管壁带来的强烈腐蚀效果，保证热管的腐蚀速度能够处在0.2mm/a。如果说能够使用厚度为2.5mm壁厚的热管，那么在热管方案的保护之下，其工作寿命至少能够保持在10a左右。

3）热管方案的使用，能够最大限度的缓解轻积灰以及堵灰现象，并且在有需要的情况下还可以直接采取避免堵灰的措施。而在该方案本身实际执行的过程中，可以促使热管本身的管壁温度超出酸露点，也就是达到了避免松散性积灰现象出现的目的。

4）热管式空气预热器换热效率高，空气预热效果好，节煤，并且工作稳定性好。

3.结语

综上所述，热管式空气预热器在和列管式空气预热器进行比较之后，能够明显的发现，热管式预热器所呈现出的优势有预热温度高、节省燃料、寿命较长等。特别是热管式预热器能够良好的解决传统预热器的漏风问题、腐蚀问题等，经济效益提升效果极为明显。因此，应当要对于燃煤锅炉热管式空气预热器技术加以广泛的应用，这对于我国的热能供给行业起到极大推动作用。

参考文献

[1]张海峰，唐平.一种气-液翅片管式热管换热器的研制[J].科技信息，2011（10）

[2]苑明舫.换热器运行稳健度的蒙特卡罗评价方法[J].化工装备技术，1999（02）

翅片管式换热器除霜方式探讨 篇4

总结相关研究结果可以得到如下结论:1) 在结霜初期传热系数逐渐增大, 这可归结为霜开始形成时表面粗糙度增大, 使传热面积增大, 同时气流扰动增强。2) 随着霜层逐渐增厚, 热阻随之增大, 传热系数减小。3) 传热系数受相对湿度影响较大, 相对湿度高, 则传热系数大。当霜层增厚时, 传热系数减小。

1常用除霜方法

1) 人工除霜。操作人员手拿清除工具直接在蒸发器的表面上去除凝霜的方法称人工除霜, 一般适用于大型冷藏库。人工除霜的特点是落霜不融化, 在除霜过程中蒸发器也可照样正常工作, 基本不影响库房温度的恒定, 所以最适合于冻结物冷藏间的排管除霜。但融霜时人员要进入库内操作, 工作条件较差, 且要增加人员发热耗冷量和人工费用。

2) 水冲霜。将喷水管装于蒸发器的上方, 除霜时通过喷水管向霜层表面均匀喷射带有一定压力的水, 这种除箱方法称为水冲霜。水冲霜方法只能用于冷风机的除霜, 一般和热气融霜结合应用, 单独使用时只适合于冷风机结霜速度慢、霜层比较薄的情况, 水冲霜的优点是除霜操作简单且易于实现自动控制, 缺点是电耗水耗较大, 除霜成本较高。

3) 热气融霜。由于目前多数食品冷库用氨制冷系统, 所以热气融霜又称热氨融霜。该方法是把蒸发器作为冷凝器使用, 利用四通阀实现转化。融霜前必须排除蒸发器里原有的低温制冷剂液体, 因此热氨融霜的制冷系统需要设置排液设施来承接融霜前蒸发器内的残液和融霜过程中热气凝成的液体。

4) 电热融霜。电热除霜是用电加热提供化霜热, 多用在翅片管式冷风机上, 适合于小型制冷装置或单个库房。电热元件附在翅片上, 为了防止融化后的霜水在排出库房之前再次结冰, 还必须在接水盘和排水管上系绕带状加热器, 融化后的霜水应及时排到库外。电热除霜具有系统简单、除霜完全、实现控制简单的优点, 在小型装置上广泛采用。主要缺点是耗能, 单纯用电热来融化霜层的除霜方法是所有方法中能耗代价最高的。在大中型冷库的制冷系统中一般很少使用纯热电融霜的方法。

5) 压缩空气除霜。连续冻结式食品速冻装置在工作期间的中途除霜 (一般用热气融霜+水冲霜) 会严重影响装置的生产能力, 浪费生产资料和提高生产成本 (因为除霜期间生产工人要原地待命) 。无霜式速冻装置的问世解决了“中途除霜”的各种弊端。这种速冻装置采用压缩空气巡回式喷射蒸发器表面, 随时清除蒸发器表面的微小凝霜, 使蒸发器表面始终保持“无霜”的状态。这是一种针对特殊生产工艺的除霜方法, 它的优势在于保证制冷系统的连续工作, 从而提高装置的日产量。但由于需要压缩空气, 融霜过程也是比较耗电的, 另外装置的价格昂贵也是一大缺点。

2除霜能耗

2.1蒸发器除霜时输入的总热量

其中, Q1为霜层溶解成0℃的水所需的热量;Q2为蒸发器、水盘、金属框架升温的加热量;Q3为蒸发器盘管内残存制冷剂工质的吸热量;Q4为对周围环境的加热量。

从达到良好的除霜效果和节能的角度考虑, 除了Q1是必要的, Q2, Q3, Q4的值应越小越好。因为当库房投入正常运行时, 这部分的热量必须要消耗制冷量来抵消, 这将付出不必要的能耗。为了降低这部分附加能耗, 可以采取一系列相应的措施。

2.2除霜效率η

除霜效率η为霜层融化成0℃的水所需热量Q1与除霜时所需的总热量Q的比值, 即:。电热融霜是由盘管的外部加热, 而热气融霜可以从霜层内部加热, 霜容易从冷却表面脱落, 所以实际上融霜的热量比理论值小得多。同时, 霜层融化由内到外, 在融霜初期没有水蒸气向蒸发器外逸出。只有当霜融化脱落后, 肋管上的热才向外辐射, 但此时除霜阶段也趋于结束, 因此与库内及周围围护结构的换热量少, 其除霜效率比较高, 热气除霜操作复杂, 只适用于制冷剂直接蒸发系统。

2.3霜的融化热Q1

其中, Gf为欲被融化的霜层重量, kg, 可根据蒸发器的外表面积、霜层厚度和霜层的平均密度计算得到;Cpf为霜层的平均比热;tf为霜层的平均温度, 根据情况在蒸发温度和冷库温度之间取值;rf为霜的融化热。

3新型三对称大直径圆孔翅片管式蒸发器的结霜实验

3.1新型翅片的节能情况

经过反复实验的比较, 三对称圆孔翅片的强化传热效果最好, 主要表现在:1) 与平翅片相比较, 制冷量最大提高了16.87%, 平均提高了9.1%。2) 翅片表面传热系数与矩形平翅片相比, 最大提高了80.15%, 最小提高了49.66%, 平均提高了64.29%。3) 能效比COP值最大提高30.16%, 最小提高14.95%, 平均提高22.93%。

3.2实验目的

通过结霜实验, 掌握新型翅片管式换热器的结霜特征。针对其特征对电热除霜方式进行改进。即研究电热除霜管的布置方式及其布置位置, 提出高效的除霜方法, 这种方法既要节省电能, 又要有利于换热。

3.3新型翅片管式换热器结霜情况

实验中, 三对称圆孔翅片管式蒸发器的结霜一开始是沿基管的表面向管的径向方向增厚, 同时基管表面的结霜量明显厚于翅片表面, 原因如下:制冷剂是下进上出的, 下部基管与节流阀相连接, 从节流阀流出的氟利昂含气量较低, 制冷能力更强;再则由于重力的作用, 凝结水从翅片的顶部往下流, 汇集到底部上。

压缩机运行3 h后, 翅片管上的结霜量明显增大, 基管中间部分的空气流道有明显的堵塞现象, 这部分翅片表面积满了霜, 基管上的霜已相互连在一起。另外翅片管表面霜层分布非常不规则。压缩机运行5.5 h后停止时, 整个气流通道2/3面积积满了霜, 换热效果已严重恶化, 同时蒸发器的阻力也很大, 必须进行除霜。这时, 蒸发器底部的翅片管表面的结霜量明显比其他地方厚, 而且越靠近铜管翅片上的霜层越厚。另外由于圆孔对气流的扰动, 翅片管中心部位翅片的积霜量也明显增多。整个翅片管的中心和底部部位已被霜层堵塞。

4结语

实验中, 制冷换热器由三排翅片管组成。运行结束后, 第一排翅片已结满了霜;第二排翅片结了很少量的霜;第三排翅片未结霜。针对这一结霜特征, 电热除霜管只布置在第一排翅片上, 而第二、三排翅片因只结了很少量的霜或不结霜而不用布置除霜管。在布置除霜管时, 可以采用特定的布置方式, 使得除霜管在起到除霜作用的同时还能强化换热效果, 进一步提高制冷系统能效比。由于除霜管是针对了制冷换热器的结霜特征进行布置的, 只在第一排翅片布置即可节约全部布置2/3的电能。在接下来的试验中, 我们将对换热器的结霜规律进行进一步总结, 根据结霜的规律提出具体的电热除霜管布置方式。结合结霜和除霜特征, 找出最佳除霜点, 进行合理配置, 从而提高电热除霜的效率。

参考文献

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[9]童军茂.冷风机自动除霜控制方法分析[J].制冷技术, 1994 (4) :36-39.

列管式换热器管束泄漏快捷查找方法 篇5

一、常见堵漏方法利弊分析

对于AES或BES封头式换热器, 常用移位抽芯堵漏和在位不抽芯堵漏两种方法。移位抽芯堵漏是把换热器管束拆下, 装入专用的打压筒体内, 注水加压检漏。该方法的缺点是打压筒体制作费用高、工作量大、耗费工时, 不便于及时恢复装置生产作业, 在实际设备检修中一般不采纳。常用在位不抽芯检漏方法。

1. 注胶堵漏法

该方法是通过拆下列管式换热器的管箱盲板, 找到泄漏的管束, 然后用长度比换热器管束到浮头长30~40 mm, 直径小2~3 mm的金属杆从管箱端插入到管束的浮头端, 再用注胶枪向泄漏管束逐步倒退注胶, 直至管束的漏点完全密封, 最后用堵头将泄漏管束两端密封固定, 这种方法缺点是漏点查找慢, 封堵材料成本较高。

2. 假帽试压圈堵漏法

该方法是将浮头管板与壳体法兰之间加以密封, 只露出浮头管板的换热管口侧, 就可以对壳程注水加压、查找管束漏点。这种方法需制作密封筒体结构, 筒体包括打压法兰、短筒、填料函和填料压盖。该方法缺点是密封筒体制作费用高、制作周期长、闲置率高, 还需现场组对焊接, 不能满足低成本和快速恢复生产的需要。

二、新检漏堵漏法

介绍一种能够快速查找漏点的新方法, 该方法能够快速查找泄漏的管束, 具有成本低廉、查找快捷、施工周期短等特点, 在生产现场获得广泛运用。

1. 施工步骤

(1) 拆卸与清洗。拆卸管箱盲板和内外浮头, 用高压水枪对管束和管板表面进行冲洗, 确保管束和管板表面清洁无污物。根据管束内径提前加工堵头, 用于泄漏管束的封堵, 可以为整个作业节省时间。为保证焊接质量, 要求堵头的材料与管束一致。

(2) 干燥管束。用带压干燥的工厂风或仪表风对每根管束的内表面进行吹扫风干, 直到管束内无水渍并达到干燥为止。否则管束中的余水会造成泄漏管束的错误判断。

(3) 管束封堵。内浮头侧的管束用胶泥或合适的橡胶塞进行封堵, 封堵情况如图1所示。管束封堵后, 安装内浮头和外浮头, 对壳程进行试压。值得注意的是, 在塞胶泥的时候, 要让胶泥深入管内50 mm左右, 然后用力让胶泥与管板紧密贴合, 防止胶泥脱落。

(4) 试压检漏。确认胶泥封堵完成后, 安装内外浮头, 从设备低点处往壳程注水, 在壳程高点排气, 注水过程不能太快, 否则不利于排气。确认壳程灌满水后, 用试压泵加压。压力为设备工作压力的1.5倍, 同时观察管箱侧的管束和管板情况, 确认是否有水流出。在有水流出的管子做好标记。为一次性试出所有裂纹穿孔的缺陷管束, 稳压时间可适当延长。升压过程如图2所示。

2. 堵管作业

泄漏管束确认后, 将壳程里的水排出。拆除浮头端的内外浮头, 查看内浮头端的胶泥是否有被冲掉或出现松动的现象。如果有这种情况, 则标记为泄漏管束。将标记的管束两端用堵头焊接封堵。

(1) 焊接前准备。将管束内余水用干燥空气吹干以免影响焊接质量, 对焊接部位进行除锈并用砂纸打磨出金属光泽。如果介质含硫, 则用丙酮对焊接部位周围进行清洗。加工如图3所示堵头, 堵头材料与管束材料应一致。为保证可焊性, D1尺寸应比管束内径小0~0.1 mm, 保证堵头能放入管束内并且与管板平齐, D2尺寸比管束内径小1~1.5 mm即可, 长15~20 mm。

(2) 将堵头放入管束内, 保证堵头与管板平齐或略微凸出, 以方便焊接。

(3) 焊接控制。以20#钢为例, 为避免焊接过程中在热影响区出现裂纹, 采用控制焊接参数、焊后缓冷等方法。焊缝冷却后用磁粉探伤废热方法进行检测, 观察是否出现焊接热裂纹。焊材选择和焊接参数如表1所示。图4为堵头焊接过程, 焊后效果如图5所示。堵管作业完成, 待焊缝冷却后按试压程序再次升压检漏, 直到将泄漏管束全部找出并封堵为止。

三、效果及成本

此种查漏堵漏方法不需要其他特殊机具和设备, 胶泥采用小学生教学用材料, 成本低廉, 易于获得。该方法已经非常成熟, 可快速找出泄漏管束进而封堵并使换热器投入正常生产使用, 能够成功解决了列管式换热器管束泄漏问题, 从而保障装置短时间内恢复生产。通过多年的实践, 经过该方法处理后, 设备没有出现过复漏现象。

四、结语

高压U形管式换热器管箱设计 篇6

1 设计方案

1.1 管箱密封结构选取

平封头在压力容器中使用广泛, 特别用于压力较高直径较小的高压容器。其密封结构有:金属平垫密封、双锥密封、八角垫和椭圆垫密封、卡箍紧固结构密封等。其中双锥密封的使用范围:设计温度0-400℃;设计压力:6.4-35 MPa;内直径400-3200mm。本设备设计参数与此条件吻合, 因此本设备管箱密封采用双锥密封。

双锥密封设计主要根据在预紧状态主螺栓载荷Wa和操作状态主螺栓载荷的Wp, 为主螺栓的设计提供依据, 并根据主螺栓载荷, 为和密封结构相关的零部件的设计提供依据。

1.2 主螺栓设计

双锥环的结构尺寸按下式计算:

式中双锥环中点处的弯曲应力σm=50MPa-100MPa

另外也可根据GB150.3-2011附录C.6双锥环的系列结构尺寸选取设计压力35 Mpa系列, 其中考虑到管板与壳程法兰的连接尺寸以及设备的经济合理, 制造维修方便等原因, 选取封口内径Di=800mm, A=76mm, B=31mm, C=38mm, D1=760mm, α=30°。

预紧状态时, 在螺栓预紧力的作用下, 平封头有趋势向筒体端部靠拢, 即向下移动, 因而除在双锥环锥面上引起的正压力G0外, 在上下锥面上还分别作用向下、向上平行于锥面的摩擦力F=G0tanr, r为金属软垫片的材料和平封头或筒体端部材料之间的摩擦角。正压力G0的大小应使锥面上达到足够的、该金属软垫片材料的预紧密封比压y值。作用在锥面上的正压力G0和摩擦力F的合力为Q0, Q0的轴向分量即为主螺栓所加的预紧载荷Qa。

由于高压容器的主螺栓、螺母承受容器顶盖的轴向力和密封力, 负荷很大。为了使每个螺栓的螺纹所分担的载荷尽可能的均匀并降低应力集中, 因而取螺栓的数量为偶数 (一般为4的倍数) 。螺栓的数值n一般先假设, 如果选用的n值多, 则垫片承压均匀, 有利于密封, 所需要的螺栓直径也越小;但是n值过多, 导致螺栓间距减小, 上紧装置空间不够。根据已确定的设备内径调整取值, 这里选n=16, 再根据主螺栓的最小直径的计算公式, 求得主螺栓的最小直径。

1.3 筒体端部法兰设计

双锥垫密封采用针对受轴向载荷 (包括偏心载荷) 的端部法兰的强度计算方法3/4巴赫法, 即把端部法兰沿纵向剖开, 所受的轴向载荷在纵向剖面构成弯矩, 引起沿端部法兰轴向分布的弯曲应力, 将此弯曲应力限制在材料的许用应力以下。

1.4 平封头设计

用于高压的平封头, 其δD比值一般超过了0.2, 不能按照平板理论导出的结果进行分析。目前对于双锥密封的平盖, 采用弹性理论的小挠度薄板进行推导的计算方法, 以最大弯曲应力为失效条件来计算平盖厚度, 并根据材料力学, 将平盖简化为以直径断面为截面的方法, 对平盖纵向断面的弯曲应力及薄弱周向截面的弯曲和剪切应力进行校核, 俗称Bach法。

预紧状态时的计算厚度和操作状态时的计算厚度取最大值, 加上腐蚀裕量, 得到设计厚度, 圆整后得到平封头的名义厚度, 然后根据双锥结构的尺寸, 确定h1值。最后校核纵向断面得弯曲应力。

1.5 管板设计

这种U形管换热器管箱结构特殊, 因管程压力高, 管板和管箱筒体采用焊接连接, 且没有兼做法兰的延长部分。考虑可抽芯更换的需要, 管板和壳程间采用法兰连接。这种结构在GB151-1999中未明确管板的计算方法。对于此种U形管换热器管板, 由于只有一块管板, 管束可自由伸缩, 形成弹性基础, 所以既没有管束的弹性支撑又没有管壳程之间由于温差引起的载荷作用, 因此可视为一个受管孔开孔削弱的圆平板。

我们可用GB150.3-2011按照第5.9章表5-9, 选取序号11所示平盖, 在此平盖计算基础上附加考虑壳程法兰的法兰力矩的作用。它的受力可简化为受管程高压作用的简支圆平板, 并在板边缘作用有两个均布力矩的计算模型。这两个力矩一个是管箱筒体在管程高压作用时由边界效应引起的力矩, 一个是壳程法兰的法兰力矩。这两个力矩引起的变形与管程高压作用引起的变形刚好相反, 所以保守的考虑管板只受管程高压作用。

2 结语

通过以上对高压U形管式换热器管箱主要受压元件结构和强度的设计, 可以看出, 高压设备设计计算也是建立在简单的力学基础上的, 其关键在于载荷分析和力学模型的建立, 做好这两点, 设计起来才能得心应手。

参考文献

[1]中华人民共和国国家质量监督检验检疫总局、中国国家标准化管理委员会发布GB 150.1-GB 150.4-2011《压力容器》.

[2]国家质量技术监督局发布GB 151-1999《管壳式换热器》.

管式散热器 篇7

管式空气预热器主要用于200 MW及以下锅炉, 在我公司有大量的应用。堵灰和低温腐蚀是空气预热器中的两个密切相关的问题。空气预热器的积灰和低温腐蚀是影响锅炉运行安全性, 经济性的主要原因之一, 并引起了人们的普遍关注[1]。特别是我公司设计的燃用新疆准东地区有严重沾污性和结渣性能的煤种锅炉, 在管式空气预热器尾部堵灰现象严重, 严重影响锅炉的正常运行。空气预热器受热面堵灰与烟气露点密切相关。当管壁温低于酸露点时, 酸液凝结, 引起灰垢粘附, 导致加热元件通道堵塞, 积灰加剧腐蚀。堵灰还与空气预热器类型、结构, 及其空气动力场、温度场, 吹灰装置布置等有关。以某电厂200MW四角切圆煤粉炉立式管式空气预热器为研究对象, 根据其结构参数, 设计参数和运行参数, 利用CFD数值模拟软件对空气预热器内的湍流流动, 传热进行了三维数值模拟, 得出管式空气预热器管壁温度和速度分布。通过与酸露点的比较, 能够较为准确地判断积灰的区域, 为运行检修和优化整改提供有效依据。

1 数学模型和计算方法

流体力学基本方程组包括连续性方程、运动方程、组分质量守恒方程、能量方程、本构方程、状态方程及通用形式守恒方程。其通用形式为[2]

undefined (1)

式中, 第一项为瞬变项或时间项, 第二项为对流项, 第三项为扩散项, Γφ为对应于变量φ的扩散系数, 末项Sφ为函数φ的源项。各方程在通用方程中的对应关系, 见表1。

2 立式管式空气预热器模型

计算采用的锅炉为我公司设计燃用新疆地域准东煤600 t/h、高温高压参数、自然循环、四角切圆燃烧方式、平衡通风、固态排渣、全钢悬吊π型结构、带紧身封闭的燃煤锅炉。该锅炉尾部烟道在省煤器出口分为一二次风烟道, 一二次风烟道分为左右两个烟气通道。在一次风烟道末级空气预热器出口设置调节挡板调节一二次风烟道的烟气流量。一次风烟道截面为1 050 mm×7 716 mm, 二次烟道截面为3 260 mm×10 258 mm。在设计煤种100%BMCR工况下, 一次风侧烟气份额为23.5%, 一次风侧空气份额为27% 。设计空气进风温度为30 ℃, 二次风设计出口风温为254 ℃, 二次风设计出口风温为305 ℃。

2.1 几何模型简化

为计算空预器管子壁温, 建立一纵列空预计管子模型, 见图1。其中A为高温烟气入口, D为烟气出口, C为冷空气入口, B为热空气出口。

a, 一次风空预器 b, 二次风空预器

2.2 介质特性数据

按照《锅炉机组热力计算标准方法》98版, 上述设计煤种的酸露点为90.5 ℃。湍流选择标准k-ε模型, 采用壁面函数法处理边界层。根据烟气成分计算所采用的空气和烟气的比热[3]见图2。

2.3 边界设置

一次风侧烟气份额按0.235, 一次风侧空气份额按0.27分别烟气和空气施加入口速度, 见表2。在烟道出口处设定为相对0Pa压力出口边界。

3 计算结果与讨论

3.1 管子壁温

a, 一次风; b, 二次风

燃烧设计煤种在100%BMCR工况下一二次风管子壁面温度见图3。末级管箱管子壁面温度低于酸露点的区域见图4.a和4.b, 在不考虑自清灰的作用下, 显示区域会结露, 这些区域会沾灰。一次风入口处低于酸露点的高度约为1.4 m, 二次风入口处低于酸露点高度约为3 m, 二次风最低壁面温度比一次风约6 ℃;壁温低于60 ℃的管子数量见图4.e和4.f, 一次风侧为9排, 二次风侧为15排;低于70 ℃的管子数量, 一次风侧为20排。二次风侧为34排, 这说明二次风侧积灰程度高于一次风侧。

3.2 烟气出口温度

在设计煤种100%BMCR工况下, 一次风侧烟气出口温度为110.6 ℃, 二次风侧烟气出口温度为110.5 ℃, 出口烟气温度沿深度关系见图5。

3.3 管箱压降

在设计煤种100%BMCR工况下, 各级空预器的烟气侧压降见表3。

4 整改方案分析

考察在100%BMCR工况下封堵部分管子的方案, 假设封堵50%二次风侧末级空预器管子, 壁面温度结果见图6。可见壁面温度并没有比原有方案增加了10 ℃。低于露点的管子数量为29排, 较原结构64排减少了35排, 空气出口温度为287 ℃, 较原结构减少了5 ℃。

5 结语

一、二次风末级空预器管箱在入口段因管壁温度低于酸露点会导致烟气中的硫酸冷凝在管壁并与烟气中的矿物质反应生成难以清除的积灰, 就积灰的严重程度, 二次风末级管箱由于高度为3.5 m, 管内积灰的长度和范围比一次风严重。

封堵空预器管子的方案, 能够有效减少易于结露积灰的区域, 增加了排烟损失, 但是烟气速度的提高提升了管子的自清灰能力, 很大程度减缓了管子内部积灰的速度。

6 建议

依据积灰的机理, 建议采取以下措施:提升二次风入口温度;严格控制燃料的水分, 在锅炉内部出现泄露后要及时停炉, 以防止尾部受热面因水分过多降低烟气露点而造成大面积的堵灰;加强运行调控, 组织好炉内的燃烧, 以降低硫化物的生成量;加强低于酸露点区域的吹扫;提升排烟温度。

摘要：堵灰和低温腐蚀是空气预热器中两个密切相关的问题。对某管式空气预热器进行了三维数值模拟, 得出管式空气预热器管壁温度和速度分布。通过与酸露点的比较, 能够较为准确地判断积灰的区域, 为运行检修和优化整改提供有效依据。

关键词：管式空气预热器,堵灰,结露,准东煤,壁温,数值模拟

参考文献

[1]岑可法.锅炉和热交换器的积灰、结渣、磨损和腐蚀的防止原理与计算[M].北京:科学出版社, 1994.

[2]龙天渝.计算流体力学[M].重庆:重庆大学出版社, 1957.

管式散热器 篇8

1 结构与性能特点

1.1 结构特点

相比传统列管式换热管束, SECESPOL换热器每一根换热管均以螺旋结构按一定规律均匀缠绕在壳体内。这种结构一方面延长了换热管长度, 换热充分;另一方面极大地改变了流体的流动状态, 增强了湍流效果, 强化了传热。同时, 螺旋缠绕弹性管束设计, 可有效消除换热器湍流抖振、热应力等各种应力, 实现应力自消除。图1为SECESPOL换热器局部剖面图。

1.2 性能特点

1.2.1 高效换热、节能

螺旋管式换热器层与层之间换热管反向缠绕, 这种独特的缠绕结构设计, 极大地改变了流体的流动状态, 在壳体内形成强烈的湍流效果, 由于管内螺旋流动的强化作用, 使得管程的传热膜系数也得到增加, 进而提高综合换热系数。在汽水交换如蒸汽加热水的工况下, 常规的管壳式换热器换热系数k值一般最高为6 000 w/ (m2·℃) 。SECESPOL换热器其换热系数k值可高达14 000 w/ (m2·℃) , 是常规管壳式换热器的3倍以上。

又因其独特的螺旋缠绕结构, 换热管束伸展开其长度为壳体长度的4～6倍, 加热时可使热媒在换热管内停留时间长, 冷凝时也能使被冷却介质冷却得更加充分, 无须经过二次换热, 保证了热量的充分交换, 提高了能源的利用率, 节省了能源。

螺纹弹性管直径有8 mm、10 mm、12 mm 3种, 壁厚只有0.6 mm。

1.2.2 独特的100°连接

换热器同端两法兰中心轴夹角采用100°连接, 可以使换热器全部参与换热, 不留死角;使流体自动冲刷管路, 降低堵塞倾向, 对流体起到缓冲作用, 降低噪音。

因其独特的100°连接和螺旋螺纹结构、独特的表面处理工艺以及两侧介质的逆流换热, 所以具有了流速高 (汽水换热过程中, 壳程水侧设计流速可高达5.5 m/s) 、温度梯度小、污垢系数小的特点。

内部结构设计时考虑了声共鸣许用准则 (Eisinger准则和Bevins准则) , 有效抑制了声驻波震动现象, 最大限度地降低了运行噪音, 换热器可在低噪音状态下运行。

1.2.3 耐高温、高压

SECESPOL换热器的换热管束和壳体全采用不锈钢材质, 具有统一的膨胀系数, 不会由于压力和温度不稳定而引起换热器的变形。换热器耐高温、高压, 无需加装减温减压装置, 最高耐温400℃, 耐压2.0 MPa。

利用欧文 (OWEN) 湍流抖振频率准则原理, 采用换热管束最小间隙设计, 螺旋缠绕弹性管束方式有效消除了湍流抖振热应力现象, 延长了换热器的使用寿命。

1.2.4 结构紧凑, 体积小

螺旋缠绕方式结构紧凑, 满足相同热负荷的工况时, SECESPOL换热器体积只有传统管壳式换热器的1/10左右, 占地面积小, 节省空间。同时也因为体积小、重量轻, 更加便于安装、拆卸, 减少了安装费用。

1.2.5 结垢倾向低, 维护方便

由于SECESPOL换热器的管程缠绕设计, 管内流体以螺旋方式通过, 降低了壁面附着的可能性以及结垢倾向, 壳程流体逆流横向交叉通过绕管, 在相邻管之间、层与层之间不断地分离和汇合, 使壳体流体的湍流度加强, 相同的流速下也减少了沉淀的几率, 保证了设备的长周期、高负荷运行。

SECESPOL换热器结垢倾向很低, 但不代表不结垢, 一旦发生结垢现象, 由于设备相对体积小, 清洗也非常简单, 通常是采用化学清洗方法, 用配制的低浓度稀硝酸浸泡2～3 h即可, 维护费用很低。

2 应用

由于SECESPOL换热器先进的换热技术优势, 目前在国内医药原料药溶剂的回收冷凝等领域得到广泛的运用。

东北某大型制药厂原料药工艺常压蒸馏二氯甲烷的应用情况:采用SECESPOL换热器使用25/30℃的常温循环水降温, 而使用传统换热器需要采用二级冷凝, 采用SECESPOL换热器运行过程电机功率与传统换热器相比更小, 因为采用二级冷凝需要增加一台电机, 冷冻机费用为一次性投资, 减少了一次性投资。

山东聊城某药业集团原料药工艺蒸馏甲苯工艺的应用情况:原工艺甲苯蒸汽从110℃冷凝冷却到45℃, 采用二级冷凝, 一级冷凝器换热面积42 m2, 二级冷却器换热面积28 m2。采用SECESPOL冷凝器后, 选用一台JADX9.88, 换热面积只有10.8 m2, 而冷凝温度比原工艺低了3℃, 实际甲苯的回收率提高了2%。该换热器体积是原设备的1/20, 设备投资减少50%, 安装费用减少80%。

3 结语

SECESPOL螺旋缠绕管式换热器是一种高效换热器, 占地面积小, 在新建装置, 尤其是老装置改扩建中不仅可以有效降低投资, 而且紧凑的螺旋缠绕结构更有利于设备平面布置。螺旋缠绕管式换热器具有换热充分、冷热端差小的特点, 不仅可以节约能源, 而且可以优化系统和流程, 具有良好的节能效果。

摘要：介绍了SECESPOL换热器的结构与性能特点, 同时也介绍了其应用。

管式散热器 篇9

关键词：翅片管式换热器,自然冷量,结构设计,传热性能

引言

换热器是一种能使2 种不同物料之间进行热量传递的节能设备,普遍应用于石油、化工、电力等行业。自然冷量是环境中自然存在的低温差低温热能,大量存在于土壤、空气、江河湖泊及水库中,如何充分利用自然冷量已成为节能减排领域的研究热点。

杨习平[1]等在现有空调机组制冷的基础上,研究了自然冷量综合利用系统,对室外环境冷量加以有效利用,提高了能源利用率。李忠建[2]等进行了土壤直接供冷空调系统的实验研究,系统采用了垂直U型埋管作为土壤换热装置。鹿世化[3]将浅层地下水作为冷源应用于地板供冷,室内有效温度达到27. 6℃。杨涛[4]进行了严寒地区季节性自然冷源土壤蓄冷应用基础研究,建立了哈尔滨地区季节性自然冷源土壤蓄冷现场实验系统。李淑敏[5]对地下冷冻墙制冷系统进行了研究,地下冷冻墙在冻结期采用自然冷源作冷源,配备功率仅需常规制冷机组的25% 。Ampofot F[6]等提出在伦敦使用地下水直接供冷空调系统,该系统与电动制冷相比,运行费用减少70% 。Ozer K[7]等、Onder O[8]等分析了地下水与太阳能相结合的自然冷能热泵的性能。Tablada A[9]将室外自然低温空气作为冷源,可以减少空调制冷系统使用时间。

文中设计的换热器能够充分利用西北地区冬季丰富的自然冷量进行盐水降温,使之转化为井筒冻结所需的冷量,作为井筒冻结辅助冷源,从而达到井筒冻结节能降耗的目的。为了增强换热效果,采用翅片管式换热器,利用Fluent软件对换热器空气侧的温度场、速度场进行了模拟,分析了工质流量变化对传热性能的影响。

1 冷空气直接冷却盐水的翅片管式换热器结构设计

翅片管式换热器采用水平式布置形式和引风式通风方式。换热器设计是一个多因素相互关联、多参数相互影响的复杂设计过程,设计流程如图1所示。

设计原始参数为: 盐水进出口温度分别为- 7℃ ,盐水出口温度- 10℃ ,盐水流量17L / min,空气进口温度- 20℃。

管内盐水换热系数hi,w由式( 1) 计算[10]:

式中: λ1—盐水导热系数; di—管内径; Rei—管内盐水的雷诺数; Pri—盐水普朗特数。

管外空气换热系数ho,a由式( 2) 计算[10]:

式中: ωNF—标准状态下迎风面风速; —校正系数,取ф= 0. 908。

管壁导热热阻rw可由式( 3) 计算[10]:

式中: do—管外径; λ—管壁的导热系数。

盐水空冷器的总传热系数K由式( 4 ) 计算[10]:

式中: ri—盐水污垢热阻。

实际换热量Q可由式( 5) 计算:

式中: F—换热面积; Δtm—有效平均温差。

经过计算,翅片管式换热器的具体结构参数如表1 所示,结构示意图如图2 所示。

2 翅片管式换热器的传热性能分析

翅片管式换热器结构依据环境温度为- 20℃工况设计。为了反映其在环境温度变化时空气侧温度和速度分布,利用Fluent软件对换热器空气侧的温度场和速度场进行数值模拟,划分网格长度为1mm,网格数量为61399 个,如图3 所示。

边界条件设置如下: 入口边界条件采用velocity_inlet入口边界条件类型,空气流速为2. 8m / s,空气进口温度分别为- 15℃和- 25℃; 出口边界条件采用outflow边界条件类型; 壁面边界条件为wall,换热管与空气接触处的壁面设置为定温边界条件,温度设置为盐水的设计定性温度- 8. 5℃,计算过程中各项参数的残差均设置为10- 6。对管翅式热管换热器空气侧进行迭代计算,得到模拟结果,如图4 ~ 图7 所示。

由图4 ~ 图7 可以看出,翅片管式换热器在环境温度为- 25℃和- 15℃时,空气侧的温度场和速度场整体较为均匀。空气自换热器底部进入,温度沿纵向逐渐升高,这主要是由于冷空气吸收了管内热流体的热量; 在靠近环境的左右两侧边界,空气温度比较低,这主要是由于两侧的壁面温度影响了空气的温度。由于换热器采用的是引风机,入口处的空气速度相对较低,进入换热器内部后,由于流通面积变小,空气在靠近箱体壁面的狭长通道内流速逐渐升高,在两竖排管子之间速度呈现周期性升高降低的分布,在横排管子后侧由于管子的阻挡流速降低,甚至由于出现漩涡、回流而导致速度方向相反。可以看出,对于同一种结构,环境温度的变化对空气的温度场和速度场分布影响很小。

3 工质流量变化对传热性能的影响

3. 1 空气流量变化对传热性能的影响

为了分析不同空气流量下总传热系数K和实际换热量Q的变化趋势,分别计算了不同空气流量M1对应的K值和Q值,如图8、图9 所示。

由图8、图9 可知,K随着M1的增加逐渐增大但是增加幅度逐渐变小,Q随着M1的增加先增大后减小。这主要是由于随着M1的增大,虽然总传热系数逐渐增大,但是有效平均温差却逐渐降低,当有效平均温差对Q的影响大于总传热系数的影响时,Q将会呈下降趋势。

3. 2 盐水流量变化对传热性能的影响

为了分析不同盐水流量下总传热系数K和实际换热量Q的变化趋势,分别计算了不同盐水流量M2对应的Q值和K值,如图10、图11 所示。

由图可知,K和Q均随着M2的增加而增大,但是增加幅度逐渐变小。虽然增大M2会提高Q,但是管内流动阻力也会增大,泵的功耗也会增加,因此,在实际运行中应选择合适的M2。

4 结论

设计了能够充分利用西北地区自然冷量的翅片管式换热器,利用Fluent软件对其传热性能进行了分析,得出如下结论:

1) 当环境温度变化时,换热器的空气侧温度场和速度场分布较为均匀。

2) 总传热系数随空气流量的增加逐渐增大但幅度逐渐变小,实际换热量随空气流量的增加先增大后减小。

3) 总传热系数和实际换热量均随盐水流量的增加而增大,但是增加幅度逐渐变小。

参考文献

[1]杨习平,尹斌,南京钰.自然冷源综合利用系统和方法[P].中国专利:ZL200810066814X,2009.

[2]李忠建,郑茂余,王芳.土壤冷源直接供冷空调系统供冷特性的实验研究[J].太阳能学报,2008,28(9):988-992.

[3]鹿世化.浅层地下水作为冷源应用于地板供冷的研究和利用[J].节能,2004,(12):11-13.

[4]杨涛.严寒地区季节性自然冷源土壤蓄冷应用基础研究[D].哈尔滨:哈尔滨工业大学,2009.

[5]李淑敏.基于自然冷源的地下冷冻墙制冷系统研究[D].吉林:吉林大学,2014.

[6]Ampofo F,Maidment G G,Missenden J F.Review of Groundwater Cooling Systems in London[J].Applied Thermal Engineering,2006,26(17-18):2055-2062.

[7]Ozer K,Koray U.Exergetic assessment of direct-expansion solar assisted heat pump systems:Review and modeling[J].Renewable and Sustainable Energy Reviews,2008,12(5):1383-1401.

[8]Onder O,Arif H.A review on the energy and exergy analysis of Solar assisted heat pump systems[J].Renewable and Sustainable Energy Reviews,2007,11(3):482-496.

[9]Tablada A,Troyer F D,Blocken B,et al.On natural ventilation and thermal comfort in compact urban environments-the old havana case[J].Building and Environment,2009,44(9):1943-1958.