空气板式换热器九篇

2024-09-11

空气板式换热器篇1

大庆石化1#常减压装置2010年8月设计, 2012年8月建成投产, 该装置处理量为6500 kt/a。余热回收采用高温热管和低温热管, 烟气300℃进高温热管预热器, 经高温热管预热器换热后温度降到220℃, 进低温热管预热器, 温度降至140℃排到大气 (图1) 。

原来使用的低温热管式空气预热器, 在一年多生产使用过程中, 出现了许多问题, 一是由于热管式换热器使用的材料为碳钢, 因此很快就出现了腐蚀泄漏现象, 最严重的时候7、8个月就出现腐蚀泄漏, 而使设备损坏;二是低温热管结构为垂直重力式, 积灰不易清掉。他们在检修时使用低压水和蒸汽清洗, 根本无法清掉, 而且在检修过程中易造成翅片倾倒压扁、损坏, 检修难度较大。如果把翅片管单根清理灰尘, 再进行翅片修复, 工作量很大;三是换热效果不好, 热效率不高, 一般在90.5%左右。为了减轻烟气对空气预热器的腐蚀, 生产上采取提高排烟温度, 把低温预热器出口排烟温度提高到160~170℃, 这样虽然减轻了设备腐蚀, 但也降低了加热炉热效率, 损失了大量热量。2013年10月, 决定将低温热管式空气预热器更换为双面双翅片铸造板式空气预热器, 以便解决上述问题。

二、腐蚀原因分析

1. 腐蚀情况检测

2013年3月对低温热管预热器检查时发现腐蚀泄漏, 对该设备进行了检修, 打开设备后看到在管束翅片上积累了大量灰尘, 清除灰尘后发现管束比较严重, 腐蚀形式主要是坑蚀减薄, 并有大量的褐绿色的腐蚀产物, 其中还夹杂淡黄色的物质, 经化验分析主要成分为Fe SO4, Fe2 (SO4) 3, S, C还有少量的Fe S, 氮化物及含有铜、钒、磷、铬等化合物。

2. 腐蚀原理

该腐蚀是典型的高温烟气露点腐蚀。加热炉的燃料主要来自本装置自产的热渣油, 热渣油中的硫及硫化物含量为0.12%, 它们在燃烧时大部分生成SO2, SO3, 干的SO3对设备几乎不发生腐蚀, 但当它与烟气中的蒸汽结合形成硫酸蒸汽时, 却大大提高了烟气的露点, 在低温热管预热器的露点部位发生凝结, 严重腐蚀设备。

研究表明, 高温烟气硫酸露点腐蚀与普通的硫酸腐蚀有本质的区别。普通的硫酸腐蚀为硫酸与金属表面的铁反应生成Fe SO4。高温烟气硫酸露点腐蚀首先也是生成Fe SO4, 但Fe SO4在烟灰沉积物催化作用下与烟气中的SO2和O2进一步反应生成Fe2 (SO4) 3, 而Fe2 (SO4) 3对SO2向SO3的转化过程有催化作用。当p H<3时, Fe2 (SO4) 3本身也对金属腐蚀生成Fe SO4, 形成Fe SO4→Fe2 (SO4) 3→Fe SO4的腐蚀循环, 大大加速了腐蚀进程。

低温热管预热器烟气入口温度220℃, 出口温度140℃, 经测定烟气的露点温度为137℃, 而排烟温度高于露点温度, 但由于烟气在流动过程中存在偏流现象, 使各个部位的露点温度有所不同, 同时再有积灰因素的影响, 有的部位温度达到露点温度以下, 于是产生了露点腐蚀。

加热炉虽然以热渣油为主要原料, 但同时也以高压瓦斯为辅助燃料, 高压瓦斯中含有H2S, 部分H2S没有充分燃烧, 便随烟气进入空气预热器, 在那里与燃烧后产生的SO2反应, 析出单质S, 由于该处温度较低, 单质S没有与其他物质反应, 便以单质形式存在。

3. 挂片试验

在低温热管预热器的入口和出口安装挂片, 材料为316L、18-8钢、304钢、20#钢、铸铁, 经过4个月取出, 腐蚀情况见表1。

由表1可以看出, 在低温热管预热器的出入口处, 铸铁没有受到任何腐蚀, 而其他材料挂片均有不同腐蚀, 在出口处腐蚀速率较大, 尤其碳钢腐蚀速率非常快。因此, 在低温预热器上使用碳钢管和不锈钢是不适宜的。

三、双面双翅片铸造板式预热器应用情况

1. 低温热管预热器改造

2013年10月把低温热管式预热器改成双面双翅片铸造板式预热器, 这种预热器由溧阳恒祥特钢机械制造有限公司设计、生产, 属于专利产品。它是由多片铸造传热片以不同方式组合成单管程或多管程的整体, 每块传热板都是铸造而成, 片与片之间由螺栓连接, 为防止高温烟气对螺栓的腐蚀, 有螺栓一侧的介质为空气, 详细结构见图2~图5。

因为每个部件都是双面翅片, 烟气和空气都要流经翅片, 一方面增大了换热面积, 另一方面气流会发生湍流现象, 强化了换热效果, 因此可大幅降低排烟温度, 提高加热炉效率。为节省投资, 只是在烟气的低温段 (220~140℃) 使用了双面双翅片铸造板式空气预热器, 因为这段出现的露点腐蚀特别严重, 高温段 (320~220℃) 仍利用原来的管式空气预热器, 因为这段几乎没有露点腐蚀。

2. 双面翅片铸造板式预热器应用效果

2013年10月利用装置检修期间, 完成此项目改造并投入使用, 到目前运行14个月, 在节能和防腐蚀方面效果显著。

(1) 加热炉热效率。改造后, 加热炉排烟温度由160℃降到135℃, 在此温度下, 对常减压装置的常压炉和减压炉进行标定, 然后利用反平衡法可以计算出热炉热效率, 见式 (1) 。改造前后标定的常压炉和减压炉数据及计算效率见表2。

式中q烟———排烟热损失百分比

q散———炉体散热损失百分比

从表2可以看出, 由于加热炉排烟温度的降低, 烟气的热量得到了较好的回收和利用, 加热炉的热效率得到提高。经试验加热炉的排烟温度可以降到110℃, 但考虑到温度降得太低, 会对其他部件造成一定的腐蚀, 因此排烟温度一般控制在135℃以上。

(2) 双面双翅片铸造板式预热器腐蚀情况。经14个月运行后, 利用检修期间打开设备检查部件腐蚀情况, 由于吹灰器吹灰效果不好, 发现翅片上堆积了较多烟灰, 用蒸汽或低温水很容易就清除掉积灰, 露出翅片本体, 经详细检查没有发现腐蚀现象, 只是表面略黑, 这是由于渣油没完全燃烧而形成的烟垢附着在上面的结果。

四、结论

通过对加热炉排烟系统低温空气预热器腐蚀原因分析, 知道此处的腐蚀为高温烟气露点腐蚀, 对空气预热器的材料要求较高, 普通的碳钢和不锈钢都不能很好解决该处的腐蚀问题, 而应用双面双翅片铸造板式预热器, 便可很好地解决烟气露点腐蚀问题, 降低了清灰难度, 加热炉热效率提高。

摘要：常减压装置高温烟气排烟系统的露点腐蚀机理, 双面双翅片铸造板式预热器结构特点及应用情况。应用表明, 使用双面双翅片铸造板式预热器可有效抵制高温烟气露点腐蚀, 延长设备使用寿命, 提高加热炉热效率。

空气板式换热器篇2

1 系统简介

如图1所示, 每台机组RRI/SEC系统由2列组成, 互为备用。每列又由2台水泵、2台热交换器、若干阀门和管道组成。循环水过滤系统 (CFI) 的主要功能是为应急生水系统 (SEC) 提供过滤后的海水。SEC从CFI系统取水, 然后与冷却水系统 (RRI) 进行热量交换。板式换热器的热工参数如表1所示。

2 影响换热器压差的因素

2.1 设备运行问题

设备运行问题主要有以下几个:①设备堵塞。当海水中泥沙含量高, 管线安装后吹扫不彻底或有异物进入管道时, 设备流道堵塞, 使得流道截面积减小, 从而使设备压降值升高。②测量仪表出现问题。当测量仪表出现问题时, 测量数值出现偏差, 致使压差出现测量误差。③受物性参数差异的影响。介质温度会对介质的黏度产生影响。当介质温度降低时, 其黏度就会增大, 从而在相同的流速下压降值升高。④测量部分包括管线等的沿程损失。提供的流体计算的阻力值只是板式换热器本身, 而如果测量部分包括管线等的沿程损失, 则压差值就会偏大。

2.2 设备制造问题

常见的设备制造问题主要有以下2个:①流道截面积变化。板片的流道截面积与波纹深度、波纹节距和板片宽度有关。流道截面积越大, 流体速度越小, 流体阻力就越小, 压差也就越小。②板片角孔尺寸偏差。当板片的角孔尺寸存在偏差时, 流动阻力就会发生变化, 角孔的压降就会偏离设计值。

2.3 设计问题

在板式换热器压降设计计算的过程中, 如果相关阻力计算公式、参数选择、设计余量设计等不合适, 就会造成换热器的运行阻力超过设计值。板式换热器压降包括角孔压降和板间压降两部分。

2.3.1 角孔压降设计计算

角孔压降是流体流过角孔流道时为克服其流动阻力而形成的压降, 其计算公式为:

式 (1) 中:f为摩擦系数;n为一个程中的通道数。

2.3.2 板间压降设计计算

板间压降是流体从角孔进入板间通道, 然后又从另一个角孔出来, 为克服其阻力而形成的压降, 其计算公式为:

式 (2) 中:f为摩擦系数;L为流道长度。

3 原因分析

3.1 设备问题检查

对换热器板片的结构尺寸进行测量, 并与原设计值及设计结构进行对比, 排除了设备制造方面对压降值偏大的影响。

对设备进行检查, 未发现内部有污物。现场使用的压差变送器均已校验, 且在校验合格期内, 可以排除设备堵塞和测量仪表对压降的影响。

由于给定海水温度为30.2℃, 而实际温度为26.2℃, 对此进行了温度差异的压降计算, 结果见表2.

通过两种温度下的计算对比, 可以确定温度的差异对换热器的压降影响很小, 可以忽略不计。

3.2 压差测点位置的影响

现场测量仪表测量的压降值包括了板式换热器压降值和管道、弯头、阀门、变径管和软接头等沿程阻力损失值, 而提供的流体阻力计算值只是板式换热器本身。因此, 在对换热器压降测试数据与计算值进行比较时, 需要减去沿程损失部分。根据现场测试的不同流量提供的沿程阻力数据, 我们对测量压降进行了分析和归纳, 得出了如图2所示的单台换热器A列设备压降与流量的关系。

从图2可以看出, 实测压降减去沿程阻力部分所得的值比计算的理论压降还要高。由此得知, 设备外的沿程损失是导致压降偏高的原因之一, 且随着冷却水流量的增加, 实测压降与理论压降间的误差呈增大的趋势。

3.3 设计计算方面

所用的压降计算公式一般是通过实验的测试数据, 并经过数据回归处理后获得的, 其本身就存在一定的误差。

在实际运行时, 换热器的运行条件与实验条件存在差异, 再加上公式中相关参数的选定都有一定的经验性, 因此, 实际压差超过设计值也就可以理解了。

目前, 板式换热器SEC侧实测压降值比设计值偏高约50%, 主要原因有以下两点:①因测点布置位置的原因, 压差测量值中包含了换热器外的部分管道的流动阻力。这部分占偏高值的36%~46%.因此, 在考虑这部分阻力后, 可以适当提高实际测量的换热器压差报警值。②设计计算换热器压差时, 应该对设计误差予以足够的重视, 并考虑裕度系数。

4 结束语

综上所述, 板式换热器在运行过程中难免会出现一些问题。通过分析板式换热器压差问题, 我们认为该换热器压差高的原因是压差测点布置不当或存在设计误差。笔者建议, 可以适当提高换热器的压差报警值, 对设计误差予以足够的重视, 并考虑一定的裕度系数。此外, 对于可能出现的板式换热器压差升高的异常情况, 笔者建议相关管理人员制订应急处理预案, 加强对操作人员的培训和演练, 防患于未然, 确保出现紧急情况时做到正确处理, 从而提升板式换热器的运行效果。

摘要：板式换热器凭借诸多优势成为了食品、冶金、石油化工等领域的主导换热设备。在作业期间, 如果换热器出现压差升高报警问题, 则会影响设备的正常运作, 严重威胁机组的安全运行。主要分析了板式换热器压差的影响因素及压差升高的原因, 以期为此类问题的防治研究提供支持。

关键词：板式换热器,压差升高,SEC流量,影响因素

参考文献

[1]寇大成.重整焊接板式换热器压差升高原因和处理[J].广州化工, 2013 (16) .

板式换热器性能分析篇3

关键词：板式换热器；换热性能；分析研究

引言

板式换热器于60年代开始在我国出现，现在板式换热器作为一种高效换热器，被广泛应用于石油化工、空调制冷、能源工程、机械制造等领域。目前我国也意识到板式换热器在相关行业的重要作用，对板式换热器的研究越来越深入，包括金属薄片的厚度、材质、导热性，使用过程外界环境的影响，金属薄片表面流道的形状，还有传质阻力等等。

1.板式换热器的构造、换热原理和特征

1.1 板式换热器的构造及换热原理

板式换热器是主要由一层一层具有波纹形表面的金属薄板叠加而成，除此之外还包括密封胶垫、压紧板、夹紧螺栓、加紧螺母、上下导杆、前支柱等。金属薄板间流道截面错综复杂，流体沿着板间的狭小流道流动，速度和方向不断改变，极易引发湍流，破坏边界层，减少液膜热阻，提高了传热系数，降低传质阻力，这也是评价板式换热器性能好坏的主要方面。随着板式换热器的广泛应用，板式换热器的形式越来越多样化，表1展示了常见的一些板式换热器的分类情况。

板式换热器的零部件形式种类比较少，内部之间可以通用，这也是其独特的优势。金属板薄片一层一层叠加，板与板之间形成流域，冷热流体按照表面不同波纹形成的流道流通，通过金属板薄片换热。当前最为常见的换热预测经验公式都是先要通过基本的参数测量，包括温度、压力、流量。计算出整体对流换热系数，然后得到努赛尔数的经验公式：Nu=CRenPrm。下面给出了一些常见的板式换热器传热性能的预测公式：

Nu=0.374Re0.668Pr0.333（uf/uw）0.14

适用范围：当量直径为4-10mm，介质为水，流动形式为湍流，流体粘度为10-100kg/（m×s）。

Nu=0.78Re0.5Pr1/3

适用范围：波纹角度为60度的水平波纹板式换热器，雷诺数Re的范围是50-20000.

Nu=0.036Re0.8Pr0.33（uf/uw）0.14 （de/Lp）0.054

适用范围：平直波纹板式换热器，板式换热器长度大于当量直径60倍。

1.2 板式换热器的特点

板式换热器因其流道的特殊性，也使其自身独具特色，也正是这些特点提高了传热系数，降低了传质阻力，强化了传热效果，相对于其他形式的换热器有很多优点。以下对板式换热器的优缺点进行了分析。

板式换热器通常具备热损失小、换热效率高、体积小，质量轻、维护比较方便等优点。与此同时，板式换热器的成本价格较低，能够为大多数使用厂家所接受，进而应用范围比较广。一般情况也可达3000-4000W/m2K，是管壳式换热器的3-5倍，甚至有些情况下可达6000W/m2K。而且板式换热器所用金属板薄片厚度一般是0.6-0.8mm，但换热效果却一点不差。此外，设备耐温可达180℃，耐压2MPa，耐腐蚀性较强，在低品位热能回收方面经济效益比较大，尤其是它可以通过增加隔板的数目来实现多种介质换热。这些优点都为板式换热器赢得了较大市场。

但不可否认的是，由于当前技术和某些条件的限制，板式换热器的使用仍存在一些缺点。比如，耐高温和耐压性并不是很强，对于一些超高温或复杂流体不能使用；由于金属板薄片厚度小，流道狭小，大颗粒物质无法通过等，相信随着研发的不断深入，这些问题必将迎刃而解。

2.板式换热器的应用现状及探究进展

2.1 板式换热器的应用现状

随着板式换热器的广泛应用，近年来，其技术逐渐成熟，我国目前使用比较广泛的板式换热器大都采用人字形金属板薄片。并且，从目前的使用效果来看，人字形波纹金属板薄片在传热特征和流体阻力方面的性能也优于其他两种。

2.2 板式换热器的探究进展

板型参数对换热和流体的影响已经成为这些年来板式换热器的热点和重点问题之一，其中包括对多种板式换热器传热特性和流体阻力数据分析研究；对不同板型的努赛尔数和摩擦系数的实验研究及分析，在原有的经验式基础上加以修正，使其预测的精确度更高；板间镶嵌螺钉之间高度、横纵距离等参数的研究等等。此外，传质阻力大也是影响换热性能的一个重要因素，对于传质阻力的探究范围也越来越广泛，流体流动分布不均会导致换热性能下降，传质阻力增大。

近些年来不少学者还通过局部组合通道内的可视化及传热机理研究方法对板式换热器换热性能和流体阻力进行了推断[1]；采用计算流体力学手段对板式换热器进行数值模拟，与实验有机结合在一起进行研究探索，这种方法不仅经济效益高、成本低、还节约时间，为板式换热器的研究开辟了新天地。

2.3 板式换热器换热性能的优化设计

结合数学和计算机的使用，对换热器进行自动化程度更高的优化设计，可以将换热器的投资成本节省10%-20%[2]。一般包括：根据实际要求确定目标；确定当目标函数取最大值或最小值时，变量的约束条件；根据输入值和输出结果，确定变量符合的关系式；将上述关系式进行精简；利用计算机采用最优化数学方法，求出上述关系式中的最优解，可以有效地强化传热性能，提高传热效果。

3.结束语

2010年，我国换热器的市场需求达到了500亿左右[3]。此外在航空航天、电子半导体、风力发电、能源开发等领域也越来越需要更精密化、更科技化、更专业化的换热器，板式换热器作为一种具备众多优点的换热器，将会发挥越来越大的作用，展望板式换热器的未来发展，相信它会有无穷的潜力等待开发。

参考文献：

[1]赵晓文，苏俊林.板式换热器的研究现状及进展[J].冶金能源，2011，30（1）.

板式换热器的应用篇4

板式换热器广泛应用于以下各行业：

a.制冷：用作冷凝器和蒸发器。

b.暖通空调：配合锅炉使用的中间换热器、高层建筑中间换热器等。

c.化学工业：纯碱工业，合成氨，酒精发酵，树脂合成冷却等。

d.冶金工业：铝酸盐母液加热或冷却，炼钢工艺冷却等。

e.机械工业：各种淬火液冷却，减速器润滑油冷却等。

f.电力工业：高压变压器油冷却，发电机轴承油冷却等。

g.造纸工业：漂白工艺热回收，加热洗浆液等。

h.纺织工业：粘胶丝碱水溶液冷却，沸腾硝化纤维冷却等。

i.食品工业：果汁灭菌冷却，动植物油加热冷却等。

j.油脂工艺：皂基常压干燥，加热或冷却各种工艺用液。

k.集中供热：热电厂废热区域供暖，加热洗澡用水。

l.其他：石油、医药、船舶、海水淡化、地热利用。

天津市鼎大模具有限公司位于西青区杨柳青镇，成立于2009年，是一家以设计制造板式换热器板片模具和板式换热器橡胶垫模具的新型民营企业。

公司主要供应压型模系列，橡胶模系列，冲模系列产品，经营范围涉及板式换热器，板片，胶垫，板片模具及胶垫模具。公司有大型数控机床数台，专业数控操作及编程人员数十名，为高效优质设备的生产提供了保障。此外，我们已与国内外众多优秀的工厂及贸易公司建立了长期稳定合作关系，年营业额达5000万余元，产品远销海内外。

我们拥有专业的开发设计团队，具备新产品开发设计能力，可以向用户提供前期咨询、板型及产品设计，计算选型软件的编制，人员的培训到换热器制造等全方位的服务，确保产品能够满足客户的各种实际需求。

板式换热器在电厂中的应用研究篇5

换热器又称热交换器, 是将部分热量从热流体传递给冷流体的设备, 可实现工艺过程对介质的特定温度需求, 它广泛应用于电力、化工、石油、动力等工业领域, 并在国家生产建设中占有重要地位[1]。换热器的形式多种多样, 根据换热器的结构进行分类, 常见的换热器包括了管壳式换热器、板式换热器、波纹管式换热器、螺旋板式换热器等。其中工业领域应用最为广泛的应属传统的管壳换热器, 它具有结构简单、制造容易、封闭性好的特点, 但该型换热器也同时具有换热效果差、体积庞大、不易吊装与运输等缺点, 非常不利于电厂装置的集约化、小型化发展趋势。板式换热器则不同, 它是由一系列具有波纹状的金属片叠装而成的新型高效换热器, 具有换热效率高、热损失小、结构紧凑、拆卸方便、板片品种多、使用范围广等特点[2,3]。近年来, 板式换热器技术也日趋成熟, 其在电厂及相关领域的应用也不断深入, 为电厂工程节约了建设工期及运营成本。

目前, 关于板式换热器的设计、运行还主要依靠试验研究, 本文主要通过板式换热器的工作原理、材料结构、传热计算原理及常见问题的处理方案, 结合典型应用案例分析板式换热器在电厂领域的实际应用。

1 结构及工作原理

板式换热器根据使用装配形式主要为悬挂式。悬挂式结构由波纹板片、密封垫、固定压紧板、中间板、活动压紧板、支架、上下定位导杆、压紧螺栓等主要零件组成。常见的波纹板在板面上有四个角孔, 板面之间通过密封垫片以隔离冷热侧流体, 相邻板片根据冷热流体的逆向流动特性制造出具有反方向的人字波纹沟槽 (见图1) , 介质在沟槽内流动时形成湍流, 从而获得较高的传热效率。

2 传热计算

板式换热器的设计计算常用方法有对数传热温差法、ε—NTU法及热混合设计法, 但在实际计算中对数传热温差法应用较为广泛, 其主要通过计算K及Δt对换热量进行计算。

2.1 板式换热器的传热系数计算式[4]

其中, h1, h2分别为热、冷侧的表面传热系数;δs, λs分别为板片厚度及板片导热系数;δd, λd分别为污垢厚度及污垢导热系数。

2.2 对流换热特征数方程

考虑液体粘度变化不大, 因而可在板式换热器中采用的Sieder-Tate对流换热特征数方程为:

其中, Nu为努塞尔数, Nu=hd/λ;Re为雷诺数, Re=ud/γ, u为流体流速, m/s, γ为流体运动粘度, m2/s;Pr为普朗特数, Pr=γ/a, a为热扩散率, m2/s;μ和μw分别为对应流体特征温度和板片壁温下的流体动力粘度, Pa·s;C, m, n, P分别为系数和指数。

考虑流体温度与板片壁温相差不大时, 通常可近似认为μ=μw;当流体被加热时指数n取0.4, 当流体被冷却时指数n取0.3, 根据文献[5], 上述特征数方程可以分别写为:

热侧:

冷侧:

2.3 当量直径

其中, w为板间流道宽度;b为板间流道平均间隙。

2.4 逆流平均传热温差

其中, Δtmax和Δtmin分别为逆流换热时冷热量流体端部温差的最大值和最小值。

3 电厂应用实例

以电厂某放热水池的冷却为计算实例, 根据表1的三类冷却需求, 分别计算所选择板式换热器的实际换热能力。选用某厂BR1.1型板式换热器, 其板片采用了Z6CND17-12不锈钢, 换热面积为212 m2, 板片间距为0.003 6 m, 板片厚度为0.000 7 m, 总板片数量为193块。根据传热系数及对数传热温差方法的计算结果如表2所示。从试验结果可以得出, 当水池处于3种运行工况时, 换热器皆能满足所产生的热负荷。

4 板式换热器常见问题

板式换热器作为电厂中热交换设备, 在使用过程中也会产生各类缺陷及问题, 现对主要问题的原因及处理措施汇总如下:

1) 接管法兰部位的渗漏。原因分析:法兰螺栓松动;密封垫错位、损坏;法兰密封垫不在有效密封区域。处理措施:检查并紧固螺栓;拆下法兰及密封垫, 检查并进行替换安装。

2) 换热板片间的渗漏。原因分析:压紧板间距过小;密封垫破损, 换热板片因腐蚀破损。处理措施:调整压紧板间距, 提高压紧系数;更换密封垫片;若板片存在穿孔破损, 则更换板片。

3) 换热板片与压紧板之间的泄漏。原因分析:密封垫松动或破损;换热板片出现裂纹;换热板片与压紧板之间存在异物。处理措施:调整或更换密封垫;更换同类型换热板片;清除异物并加紧力矩。

4) 串液现象, 即冷热介质混合。原因分析:密封垫错位或破损;换热板片产生裂纹及孔眼。处理措施:调整及更换密封垫;对换热板片进行打压试验检查, 必要时更换板片。

5) 传热效果下降明显。原因分析:与设备连接的阀门没有全开;板式换热器内部堵塞;板片结垢导致压降增大, 传热性能降低。处理措施:调节阀门开度;对换热器内部进行反冲洗, 必要时拆解换热器;拆解板片, 进行高压冲洗及研磨处理。

5 结语

1) 简述了板式换热器的主要特点、结构及工作原理。

2) 描述了板式换热器传热计算的主要计算方法以及计算特征方程式, 并以电厂某放热水池在不同工况下的放热特性作为计算实例进行传热计算, 结果表明所选的板式换热器能够满足热负荷要求。

3) 分析板式换热器在电厂应用过程中产生的常见问题, 并提出各类问题的原因分析及缺陷处理措施。

参考文献

[1]赵晓文.板式换热器的研究现状及进展[J].冶金能源, 2011, 30 (11) :52-55.

[2]钱颂文.换热器设计手册[M].北京:化学工业出版社, 2002.

[3]祁玉红.三种常用换热器的比较[J].青海大学学报 (自然科学版) , 2006, 24 (6) :60-62.

[4]郑瑞芸.板式换热器在变流量工况下的相对传热系数分析[J].暖通空调HV&AC, 2010, 40 (10) :85-88.

空气板式换热器篇6

对于板式换热器研究的试验和数值分析, 马学虎等[1]分析实验数据, 运用理论系统地分析了影响特定结构板式换热器流动与换热的三个重要波纹板片参数:波纹夹角、波纹高度和波纹节距。蔡毅等[2]建立了与特定结构波纹板片实际结构尺寸完全相同的冷热双流道物理模型, 比较准确的反应换热器内流体的流动与换热特性。徐志明[3]等通过数值模拟对BR0.015F型换热器进行流体的流动和传热分析, 得出两侧流动非常不均匀, 单侧能出现明显传热“死区”的结论。何雅玲等[4]从能量方程式为计算依据, 着重分析了速度场和压力场的协同性, 为板式换热器的更好换热提供了理论支持。

1 换热器数值计算模型

物理模型参考东北电力大学热能实验室BR0.015F型板式换热器结构尺寸, 建立逆向流动双通道物理模型。物理结构形式如表1:

数值计算采用RNG k-ε 湍流模型, 此模型的理论模拟基础为通用形式的能量控制方程式。入口采用速度入口条件, 其数值由试验计算得出, 温度采用物理试验所测数据;出口采用压力出口条件, 其出口表压为试验计算得出。冷热流道接触面设为换热面, 其余各面设为绝热边界条件。

数值模拟软件采用FLUENT, 网格划分利用FLUENT前置软件Gambit, 将模型分割为进出口, 在两端采用网格加密, 其余换热区域尽量采用六面体网格划分, 在贴壁区域和物理扩散区域采用四面体网格划分, 可以较好满足计算精度。

2 计算结果和场协同原理分析

2.1 传热计算结果分析

在Re=70~950 范围内, 特定结构板片的努赛尔特数随着波纹倾斜角度的增加不断增加, 波纹倾斜角度在72 度之前, 摩擦阻力系数随角度增加不断增加, 到达72 度之后基本保持平稳, 与W.W.Focke的试验结果一致。

2.2. 速度场与温度场协同分析

波纹倾斜角 δ=30°之前, 平均协同角随Re数的增大逐渐减小, 说明场和温度场的协同性逐渐变好。在倾斜角δ=30°时矢量模平均角均得出速度场与温度梯度场的协同性达到极值的结果。

2.3 速度场与压力场协同分析

速度场与压力梯度场夹角平均值 θm与Re的关系, 随着波纹倾斜角 δ 的增大, 其 θm值随着数的增加而减小, 且减小的趋势逐渐变缓, 速度场和压力场的协同性逐渐变差, 压力梯度的作功能力下降, 产生的压降增大, 表明场协同角 θ 同样适用于湍流流动。

2.4 速度场与速度梯度场协同分析

通过二维平行通道层流换热边界层动量守恒方程推导出欧拉数Eu与无因次速度与速度梯度的点积的关系式。认为速度场与速度梯度场的夹角 α 越大, 则点积U·ΔU越小, 欧拉数Eu越小, 速度场与速度梯度场的协同越差, 流体的流动阻力越小。

3 计算方法验证

本文采用BR0. 015 F型特定结构板式换热器实验数据对计算模型进行验证, 大量的试验数据表明, 模拟数据与试验计算结果误差值均在2% 到6% 之间, 说明计算模型能够反映换热器内部流体换热情况, 本文所述计算模拟结果是准确的, 可以为更多的相似物理结构换热器进行理论指导。

4 结论

(1) 在湍流情况下, 速度场、速度梯度场、压力梯度场协同原理同样适用。

(2) 速度与压力梯度场的协同原理以及速度与速度梯度的协同原理都可以阐释流动阻力的变化机理与趋势, 当倾斜角 δ>72°时, 速度与压力梯度场协同原理能够更真实的反映流动阻力的变化。

(3) 倾斜角 δ=80°时, 速度场、温度梯度场协同较好;倾斜角δ=30°时, 速度场、压力梯度场协同较好。

摘要：对BR0.015F型特定结构板式换热器实验研究的基础上, 运用数值模拟方法和多场协同原理, 对板式换热器的流动和传热性能进行了分析。计算结果表明:速度场、速度梯度场、压力梯度场协同原理同样适用于湍流情况;速度和压力梯度的夹角与速度和速度梯度的夹角都可以说明换热器流动阻力的变化趋势。

关键词：多场协同,板式换热器,湍流,数值计算

参考文献

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[3]徐志明, 王月明, 张仲彬.板式换热器性能数值模拟研究[J].动力工程学报, 2011, 3 (01) :198-202.

空气板式换热器篇7

关键词：余热回收,板式换热器,动态特性,Modelica,仿真

低温热能是指品位相对较低的热能,一般温度低于200℃,其种类繁多,包括各种工业废热、太阳能、地热能等。这一类能源总量巨大,有效利用低温能源在节能减排中有巨大潜力[1]。换热器是低温热能利用系统中的重要设备之一。由于这类热源往往是间歇式供应,且温度时有波动,此时,对换热器性能和控制系统的设计与优化,必须考虑其瞬态响应特性[2]。然而,传统的换热器研究往往集中在局部传热速率提高和综合换热性能改善方面,对换热器整体的瞬态响应特性的研究并不多见。一些研究者[3]通过实验测试的方法,对余热回收换热器的瞬态特性进行了研究,但发展换热器动态仿真技术,不仅可以对实验研究进行指导,还可以更为有效地分析和控制换热设备动态特性。

相比单相换热器,涉及蒸发和冷凝等相变过程的两相换热器的动态仿真技术更具挑战性。Willatzen等[4]针对蒸汽压缩制冷循环中的蒸发器和冷凝器,采用移动边界模型建立其工质侧的瞬态响应模型,并基于该模型研究了系统启动和停闭时两相换热器的动态性能;Satyam Bendapudi[5]针对离心式冷水机组相变过程分别建立了移动边界模型与有限体积模型,并对两种仿真模型的计算结果进行了比较。他们的研究结果表明,尽管移动边界模型计算速度较快,但在两相区计算的精度不及有限体积模型;魏东红等[6,7,8]基于Dymola/Modelica仿真平台,对余热回收蒸发器以及整个有机朗肯循环系统建立了瞬态仿真模型,其仿真模拟结果与实验结果的对比表明,二者的误差不超过4%。

本文在前面学者研究的基础上,采用有限体积法建立了板式换热器动态仿真模型,并基于一种新型的编程语言Modelica开发了仿真程序。由于单相区和两相区传热特性存在较大差异,有限体积法虽然精度较高但容易发散。本文在合理假设的基础上对仿真程序进行了一系列处理以提高程序收敛性,包括压力损失集成处理和换热系数过渡模型等。

1 换热器建模及仿真

1.1 换热器的数学模型

蒸发器和冷凝器是余热回收系统的关键部件,其模型的准确与否直接影响到系统模型的优劣。建立这类相变换热器动态模型主要有两种方法:有限体积法和移动边界法。移动边界建模核心在于动态地捕捉换热器中不同相态的区域长度信息,针对各个换热分区建立集总程序,具有阶次低、适于控制设计等特点。有限体积法则是离散化模型常用的一种方法,该方法首先需将研究对象分割为多个相等的控制容积,然后针对每个控制容积建立有限体积模型。两种模型相比而言,移动边界模型模拟速度更快,但在处理启动和变负荷工况时不太稳定;有限体积具有较高的精度,但需要有精确的传热和压降关系式,并进行提高收敛性的技术处理。

本文选用有限体积模型,作以下假设:

(1)忽略板对环境的散热;

(2)忽略平板沿宽度方向以及厚度方向的导热,只考虑径向导热;

(3)不考虑密封片或者垫圈的换热,假设换热只发生在流体与平板的换热区域内。

换热器离散化模型如图1所示。带星号的为节点参数,不带星号的为换热单元参数。下标sf表示热流体,w表示壁面,f则表示循环工质。

针对每个换热单元i,其换热面积Ai、流体体积Vi、间壁质量Mw,i分别定义如下

式中A———换热器总面积;

V———换热器总体积;

Mw———换热器总重量;

n———离散单元数目。

基于状态参数压力p和焓h建立一维有限体积模型的控制方程如下

循环工质的质量守恒

循环工质的能量守恒方程

管壁面的能量守恒方程

式中ρ———流体的密度;

t———时间;

qsf———壁面与热流体交换热量;

qf———工质与壁面交换热量。

二者可分别采用下面两式计算

上式中U表示综合换热系数/W·m-2·K-1

1.2 换热系数选取

对于管内湍流强制对流换热,在单相区(气相区、液相区)的换热系数采用如下的无量纲关系式进行计算

(m=0.5-0.8,n一般设定为1/3)

式中m、n———依据板式换热器的结构与管内的流动形式不同而设定的,本研究中m=0.7;热流体侧C=0.101,气相区C=0.063,液相区C=1.29[11];

d———当量直径;

λ———流体(水,R245fa)的导热系数。

对于管内的两相流换热,采用Hsieh关系式[12]进行计算

式中Bo———沸腾数;

kl———通过式(7)求出的液相对流换热系数。

忽略壁面导热热阻后,表面换热系数与综合换热系数关系如下

对于热流体侧而言,由于没有发生相变,因而设定其表面换热系数为一个定值。对于工质侧而言,要根据工质所处的状态(液相、两相、气相)来选择不同的换热系数。为了防止换热系数计算过程产生不连续的情况,引入一个计算裕度ΔX=0.05。工质侧的换热系数计算公式如下

其中,hl、hv和h分别为饱和液、饱和蒸汽和两相流的焓值。

1.3 换热器中压力损失

对于换热器内的压力损失,原则上是要对每个换热单元进行压力损失计算,考虑到压力变化的响应速度要远远快于换热器中其他参数变化的,因而在换热单元的控制方程中不予以考虑,认为换热器内部压力是一致的。这种简化处理方法的优点是模型求解不易发散。为确保仿真结果的准确性,采用一个阀门部件模型来模拟实际换热器压力损失,将其设置在流体密度较低的换热器最后一段。压力损失与质量流率的关系如下

其中A是等效的阀门截面积。

2 换热器的测试模型

根据上一节描述的换热器数学模型,建立的换热器仿真模型,模型的构成分为冷热流体两侧以及壁面,Sf_in以及Sf_out是二次流体的进出口,Wf_in和Wf_out是制冷剂的进出口。本文热流体选用的是水,而制冷剂选取的是R245fa(五氟丙烷)。由换热器的基本模型与二次流体以及制冷剂入口、出口模型组合,建立起换热器的测试模型,如图2所示。

3 换热器的仿真模型

本研究主要着重于带有相变的换热器动态特性的研究,换热器内的工质一般都为制冷剂,这里仿真水-R245fa(五氟丙烷)换热器的工作性能,换热器的总换热面积3.078 m2,内部体积为0.005 m3,水的物性我们只需要用到其密度ρH2O=1 000 kg/m3以及比热容CH2O=4 200 J/(kg·K),R245fa的物性调用Modelica.Media标准库的数据。换热器的管壁比热系数=503 J/(kg·K),壁面的质量为13 kg。

3.1 换热器模型验证

为了验证换热器模型的正确性,先进行稳态的仿真。热源水温度选取为200℃,质量流率为0.1kg/s;工质的进口温度选取为10℃,质量流率为0.25 kg/s,离散单元数为50,仿真50 s内换热器冷热流体温度分布,如图3所示。从图中我们可以看出,热流体的温度从180℃降低到40℃,工质则由初始的20℃升高到130℃。图中制冷剂的温度变化曲线有一段处于水平状态,此时工质处于两相区,两相段结束过后有一个较短的过热区域。沿传热方向,热流体温度降低,在工质发生相变的区域,热流体温度变化较为明显,这是由于制冷剂的相变而导致的,在经历了两相区过后,热流体温度变化又趋于稳定,这与理论计算基本吻合。

稳态验证证明了换热器模型准确性,进一步来研究换热器模型离散程度也就是节点数对模拟结果的影响。图4所示的是在相同的初始条件(温度阶跃上升30℃)下,取n=10,30,50,100时制冷剂出口的温度变化。从模拟结果可以看出,节点数为10时结果误差较大;n=50时计算结果较n=30时更准确,而且模型的稳定性更好,震荡较少;同时在模拟计算的过程中,节点数越多需要的时间越长。因而在后面的模型模拟中,统一选取节点数50来进行模拟结算。

在进行了模型的稳态验证基础上,改变热流体的进口温度,研究其动态情况的准确性。本研究是针对用于余热回收利用的换热器动态仿真模拟,而这种热源的温度往往是不稳定的,这里选取回收内燃机废气所得热水的温度[14]作为热源温度。图5是换热器工质的出口温度与热流体进口温度的对比图,从图中可以看到工质出口的温度与热流体的温度变化趋势是一致的,这一点进一步的验证了换热器动态模型的正确性。通过观察图形还可以发现,相对热流体温度变化而言工质出口温度变化有一个较小的延迟,这在实际情况下是存在的,因而也是合理的。

图6所示的是换热器压力损失随时间变化关系,在0~300 s的时间内,压力损失与热源温度的变化并不是一致的,这是由于设定压力损失的初始值0.2 bar小于实际的压力损失,因而有一个慢慢增大的过程,300 s之后压力损失的变化趋势保持与热水温度变化同步了。

3.2 动态特性仿真计算

在对换热器模型进行了验证后,进一步研究换热器的动态性能。改变热流体温度,使其按正弦规律周期性变化,模拟结果如图7所示,从图中可以看出换热器的出口温度在工作状态稳定之后也呈现正弦变化且周期与热流体变化周期相同,但是相位和幅度不同。

改变热流体温度,使其在50 s的时候阶跃升高,模拟结果如图8所示。从图中可以看出温度变化量不同时,相应换热器的出口温度响应时间也有区别,变化量为10℃时,出口温度到了60 s才有明显反应而变化量为20℃和30℃时,换热器出口温度立刻有了响应;而且恢复到稳定状态的时间也是不同的,变化量为10℃的上升时间最短。

改变热流体流量,使其在50 s的时候阶跃增加,模拟结果如图9所示。与温度阶跃变化结果类似,当变化量较小时,制冷剂出口温度要过一段时间才有变化,变化量大的时候出口温度会较快的作出响应;同时还可以发现,突变量大的时候系统震荡幅度会增大,恢复稳定的所需时间更长。

4 结论

(1)针对用于中低温余热回收利用的换热器进行了静态以及动态模型验证,模拟结果反映有限体积模型可以很好地用于两相换热器的仿真特性研究;

(2)建立的基于有限容积法的蒸发换热器仿真模型,在传热系数和压损计算方面进行了连续性转换处理。仿真计算表明,模型具有良好的强壮性,可以处理温度波动和流量波动;

(3)对于热源温度的正弦波扰动,换热器出口温度的响应频率与入口波动一致,但相位及幅度有一定的变化。在温度、流量存在阶跃扰动的情况下,扰动量越大换热器响应就越快。

参考文献

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空气板式换热器篇8

一、换热器简介

换热器是具有不同温度的流体之间传递热量的设备, 常用于工业生产上进行各种不同的热交换工作, 它主要作用是使热量有温度较高的流体向温度较低的流体传递, 直至使温度降至工业需求点。另外, 换热设备一般也有回收余热、废热以及低品位热能的作用。煤化工业中运用比较多的是固定管板式换热器, 它主要用于煤化工企业粗煤气冷却, 它的典型结构如图1所示:1是折流挡板, 2是管束, 3是壳体, 4是封头, 5是接管, 6是管板。

它的管束连接在管板上, 管板与躯壳焊接。这种换热器虽然结构简单, 但是能够承载较大的压力, 管程清洗非常方便, 管子损坏时便于堵塞和更换;但是它也有自身的缺点, 比如当管束与壳体的温度与材料的线胀系数相差较大时, 管束与壳体就会产生很大的热应力。

二、固定管板式换热器的结构优化

1. 结构设计参数分析

用于粗煤冷却的固定管板式换热器的主要结构设计参数有:设计压力, 它的管程和壳程分别为:0.75Mpa、0.4Mpa;操作压力的管程和壳程为:0.6Mpa、0.3Mpa;设计温度的管程和壳程为:50℃、350℃;换热管温度的管程为146℃;介质的管程和壳程为:冷却水和粗煤气;腐蚀容量的管程和壳程都是2毫升;钢板负偏差的管程和壳程都是0.6毫米;程数的管程和壳程分别为:2、1;焊缝系数的管程和壳程都是0.85。

2. 材料的改进

管板式换热器在材料选择要根据换热器工作过程中的介质与工艺特性来制定, 另外还要考虑此设备制造过程中的材料的焊接工艺性与紧急性, 综合这些特点进行材料的选择, 保障换热器的质量。

3. 管箱封头盖优化设计

一般情况下, 使用厚钢板来制作换热器的盖板, 这种材质制作起来比较困难, 我们使用30毫米的封头板来制作换热器的盖板, 这种材质能有效的减轻盖板的重量, 同时有利于换热器的检修。

4. 进出口改造优化

(1) 接管外延长度

换热器的接管外延长度一般要根据管程和壳程的规格来制定, 在本次设计中计算的壳程接管规格为α210×6.30 mm;管程接管规格是α114.0×3.6 0mm;根据这个规格进行接管外延, 保证接管外延程序的顺利展开。

(2) 接管与筒体、管箱壳体的结构优化

固定管板式换热器的接管、筒体以及管箱壳体的连接方式一般采用同一种方式--插入式焊接。需要注意的是, 这种焊接方式在焊接时不能凸出壳体内表面。

5. 换热器管板与换热管的优化

(1) 管板优化

管板优化在原来管板的基础上做简单的外延, 延长部分兼做法兰, 管板优化后的结构图如图2所示:

(2) 管板与换热段连接接头的优化

本次设计换热器的管板与换热段连接形式用焊接的形式, 在生产过程中, 换热器容易因为应力作用以及长时间的腐蚀作用而产生失效, 致使机械被迫停产。焊接时由于高温, 产热区的附近组织容易出现塑性变形。另外, 换热器在焊接时可能没有严格按照焊接工艺焊接, 容易产生较大的残余应力, 从而腐蚀换热器。

在结构设计上, 要保证冷却水出口处前添加适当的溢流挡板, 使冷却水占满整个管板的空间, 避免空气进入管板而进入而引起腐蚀。换热管与管板的连接需要采用强度焊接贴胀的焊接方式, 这种方式能够有效的消除管与管板孔之间由于进入空气、杂质而引起的腐蚀现象;最后采用液压胀管, 以便增加管板厚度, 保证胀接长度。

在换热器各部件制造过程中, 要严格控制管道的加工技术, 把换热器的折流板与管板叠放在一起统一加工, 使所有的管控同心。焊接时严格按照焊接工艺进行焊接, 注意在焊接过程中, 防止大电流焊接引起的过热而增加残余应力。在焊接时不能有裂纹、气孔出现。为了使管板与管的连接处胀度一致, 采用胀接的方法进行贴胀, 以便使整个应力分布均匀。所有的设备制造完成以后, 进行必要的水压试验, 水压试验合格后进行气密性试验, 至此整个制造过程就完成了。

6. 膨胀节的选型

膨胀节最好选用波形结构进行设计, 另外因为换热管的壳体流速比较大, 所以要在内部设置衬套, 缓解流速。

7. 换热器法兰连接与管板的优化

在固定管板式换热器工艺设计中, 一般采用螺栓连接法兰连接与管板, 这种连接方式是一种密闭性很强的连接方式, 能有效的防止空气进入管子内部而引起腐蚀, 提高工艺质量。

8. 强度校核的设计优化

在固定管板式换热器的工艺过程中, 换热器的的筒节、管箱封头、壳程筒体等部件的强度校核计算需要依据GBl50~1988进行, 根据相关计算结果, 确定各零部件的名义厚度和计算厚度。结语

粗煤气冷却需求下的固定管板式换热器设计一直是煤化工企业改进技术, 优化程序的重要关注内容, 良好的换热器能有效的降低煤气出口的温度, 减少NH4HCO3结晶堵塞管道, 避免不必要的停产而影响生产经营。

摘要：随着工业的发展与技术的进步, 煤化工企业的发展需要突破传统的技术限制, 寻求更为先进的技术, 来改善煤化工企业的发展现状, 特别是粗煤气冷却技术的设计优化。在煤制气工艺中, 含有NH3、H2O和CO2三种物质, 这三种物质在常温下容易产生结晶, 堵塞管道, 造成停产。所以需要进行工艺改造, 解决结晶问题。

关键词：煤化工企业,煤气冷却,固定管板式,换热器

参考文献

[1]王伟, 商玉坤, 王立刚.焦化厂粗煤气冷却用固定管板式换热器改进[J].能源技术与管理2011 (2) :144-146.

[2]侯露露, 张易臣, 赵云楼.浅谈煤化工粗煤气冷却过程[J].城市建设理论研究 (电子版) 2011 (26) :96-99.

[3]李欣.固定管板式换热器泄漏原因分析与设备选材[J].石油化工设备技术2013, 34 (2) :56-57.

空气板式换热器篇9

水泥是建材工业的耗能大户,提高水泥工业的节能水平是降低其生产能耗的关键因素之一［1］。利用废烟气预热空气,然后利用预热后的空气助燃可大为降低水泥烧制的能耗,是一项有力的节能措施［2］。

烟气- 空气型套管式换热器的传热主要以热传导、热对流及热辐射的方式进行,传热属于复合换热,换热器的结构变化( 如肋片的个数及尺寸) 对传热效果、空气温升具有较大的影响。但传统的经验计算不足以描述以上变化,而有限元方法可以充分解决上述问题。

文中研究对象为套管式换热器,此换热器在生产中空气升温不理想,为了强化烟气- 空气型套管式换热器的传热,得到更高的空气温升,以有限元为方法,以ANSYS软件为工具,研究了强化措施对该换热器空气升温的影响,以期强化节能效果, 为该烟气- 空气型套管式换热器的传热及结构设计提供了理论依据及具体措施。

1套管式换热器的传热理论分析

烟气- 空气型套管式换热器结构如图1所示。其中内套管走空气,外套管走烟气,其中空气和烟气的走行为逆行。烟气管道外壁面同外界存在辐射换热和自然对流换热。烟气管道内壁面同空气管道外壁面存在着辐射换热。烟气管道内壁面和烟气存在着强制对流换热,空气外壁面和烟气也存在着强制对流换热。空气管道内壁面同走行空气存在着强制对流换热。因此,根据以上传热分析需计算如下参数: 1) 烟气管道外壁面的复合换热系数; 2) 烟气管道内壁面、空气管道外壁面同烟气的对流换热系数; 3) 空气管道内壁面同空气的强制对流换热系数; 4) 烟气管道内壁面与空气管道外壁面之间的辐射换热。

1. 1气管道外壁面的复合换热系数

烟气管道外壁面同外界存在辐射及自然对流复合换热。其复合换热系数ht计算如下:

式中: ht—复合换热系数,W/( m2·K) ;

hc—自然对流换热系数,W/( m2·K) ;

hr—辐射换热系数,W/(m2·K)。

其中自然对流换热系数hc的具体算法可参考文献[4]。辐射换热系数hr的计算如下:

式中: ε3—实际物体的发射率; δ—斯波尔兹曼常量,W/( m2·K4) ; T1—物体自身温度,℃; T2—实际气流温度,℃。

1. 2管道内的介质同管壁的对流换热

烟气管道内壁面、空气管道外壁面同烟气的对流换热系数,空气管道内壁面同空气的强制对流换热系数由式( 3) 计算。

式中: h—强制对流换热系数,W/( m2·K) ;

λ—烟气导热系数,W / ( m·K) ;

d—管道当量直径,m;

Nu—努塞尔数。

文中所涉及的流体的雷诺数Re和普朗特数Pr的范围分别在2300 ~ 106和0. 6 ~ 105之间,因此其表达式如下［4］:

式中: l—管长,m;

f—管内湍流流动的Darcy阻力系数,f=(1.82lgRe-1.64)-2;

其中,式(3)和式(4)的物性参数查取时的定性温度按对数平均温度考虑。

1.3烟气管道内壁面与空气管道外壁面的辐射换热

烟气管道内壁面与空气管道外壁面之间存在着辐射换热,以往的换热其设计时往往把此种辐射换热折算到对流换热上,来考虑此类换热,而文中采用ANSYS软件的特有功能,通过建立面对面辐射矩阵来考虑这部分辐射换热。

2现有结构的空气温升计算

根据某厂所提供的换热器尺寸在SOLID-WORKS内建模,将所建模型导入ANSYS软件中,输入相应的材料参数,具体的材料参数值来源于相关手册和论文[4,5],为了减小计算量,把SOLID-WORKS模型经简化为平面截面模型,单元采用Plane55,利用ANSYS软件智能网格器进行网格划分,网格划分后在空气管道外壁面及烟气管道内壁面上覆盖一层Link32单元,建立空气管道外壁面及烟气管道内壁面两个表面之间的辐射矩阵,通过辐射矩阵构建面对面辐射面。其有限元模型如图2所示。

经计算,得到截面的温度分布,如图3所示。由图3可知,空气管内壁面的温度约在518~525℃,烟气管整体温度为544~550℃,空气管外肋片温度为557~576℃。

经计算,得到截面的热流通量分布,如图4所示。由图4可知,空气管内壁面的热流通量约在24960~30559W/m2,烟气管整体热流通量为8162~13761W/m2,空气管外肋片根部的热流通量为47357~52956W/m2。

在图4计算的基础上,计算空气内壁面的热流通量的平均值,乘以实际空气内壁面的面积(实际空气管的直径为0.4m、长度为2m),得到空气所吸收的平均热流量Q为29258W。

该模拟采用稳态分析,所加边界条件为上诉理论计算所得的数值,经软件分析计算,得出空气所吸收的热流量为29258W,再根据如式(5)计算温升值Δt:

式中:Q—平均热流量值,W;

c—比热容,J/(kg·K);

M—质量流,kg/s[13]。

经计算,空气升温8℃。

3改进结构的空气温升计算

将改进模型导入ANSYS软件中,采用以上分析方法,为探讨结构改进对空气温升的影响,对模型进行调整: 缩小空气管道内直径; 增加空气管外壁面上肋片数及空气管外壁面上肋片表面积,经计算所得结果如下:

1) 当空气管外壁面上肋片数为20片,空气管外壁面上肋片高度为60mm,空气管道内径由0. 4m减小至0. 38m时,空气温升为8℃ ;

2) 当空气管外壁面上肋片高度为60mm,空气管道内径为0. 4m时,空气管外壁面上肋片数由20片增加到28片,空气温升为8. 1℃;