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换热器壳程流路分析及折流与逆流的换热偏差点击：1919 日期：[ 2014-04-26 21:35:58 ] |
| 换热器壳程流路分析及折流与逆流的换热偏差 邓先和 蒋夫花 (华南理工大学化学与化工学院,广东广州510640) 摘 要:热流体与冷流体的出口温度比α对换热器的有效传热温差有重要影响,不同的α代表不同的换热深度.为探讨管壳式换热器换热深度与长径比的关系,文中采用流路分析法对换热器壳程折流区域的传热性能进行数学分析,并与纯逆流情况作对比.结果表明:在深度换热的临界点(α=1),折流区域的换热性能远低于逆流换热,应避免折流区域靠近临界点操作;换热器折流与逆流区域传热温差的偏离量随α变化,为避免偏移量过大,应控制折流区域面积占总传热面积的比例;α<1时,为使传热温差偏移小于5%,应使折流区域面积占总传热面积的比例小于0·6/R1a, c(R1a, c为临界点逆流冷流体出口、进口温差与算术平均温差之比).文中揭示了现有换热器结构大型化之后难以实现α<1的原因,并给出了一种可以增加换热深度受限的有效结构———壳程多通道结构. 关键词:换热器;逆流;折流;传热温差;流路分析;优化设计 中图分类号:TK124 do:i 10. 3969/.j issn. 1000-565X. 2010. 08. 003 文章编号:1000-565X(2010)08-0012-05 冷热流体经换热器换热后,出口温度的比例状况对换热器有效传热温差的影响非常重要.定义热流体与冷流体的出口温度之比(TH2/TL2)为α,当TH2<TL2时,α<1,此时换热器进入了深度换热的状态.在工业中经常会遇到一些需要冷热流体深度换热的场合,例如在硫酸生产转化系统中SO2/SO3气体的深度换热[1].冷热流体在换热器中要实现深度换热必须具备一些基本条件,文中将对此作定量的数学分析. 一般来说,在采用逆流形式的换热器中易实现冷热流体间的深度换热,而在错流形式的换热器中则很难实现.在工业中,换热器的壳程结构形式多种多样,壳程支撑物有圆缺形折流板[2-3]、螺旋折流板[4-6]、空心环网板[7]或旋流片网板支撑[8-9].但无论换热器采用哪种支撑物,在壳程流路中都必然包括两个以上的折流换热区域.换热器中有一种流动形式既非纯逆流,也非纯错流,而是先错流而后逆流,文中称之为折流.折流换热包含了冷热流体的先错流换热和后逆流换热两个部分,因此折流传热温差的有效利用程度介于错流与逆流换热之间.由于现代工业的生产规模越来越大,换热器的传热管长度在相同的生产工艺条件下会保持基本不变,而壳体直径却随着流体流量的增大而增大,这使得换热器的长径比越来越小,换热器中流体错流换热区域的比例越来越大,逆流换热的比例越来越小,由此势必造成换热器传热性能的显著下降,尤其是在需要冷热流体作深度换热的场合.而换热器设备的超大型化在国内外是在近十几年才出现的发展新趋势,所以相关的换热器大型壳程结构研究极少,至今还未发现有关换热器长径比对传热温差损失的研究文献.目前在各类常用的换热器设计资料[10-11]中,均没有提供换热器折流区域传热温差损失的计算方法,这在换热器的长径比较大(大于3以上)的情况下对设计结果影响不显著,但在换热器的长径比较小(小于2·5)和α<1的情况下,换热器折流区域传热温差损失的影响会显著增大,若不考虑传热温差损失,按常规的换热器设计方法设计,其设计的传热性能就会与实际情况出现明显的偏差.为定量说明这一问题,文中通过对换热器逆流与折流区域流路进行传热分析,找出换热器折流区域的传热性能在不同的换热深度条件下较逆流换热过程性能下降的幅度,给出换热器折流与逆流区域面积合理配置的方法,从而为换热器的深度换热设计提供参考依据. 1·换热器逆流与折流区域流路的传热分析 1. 1 换热器逆流区域流路的传热分析 设定换热器中冷流与热流的质量流率分别为WL、WH,比热容分别为cpL、cpH;冷流体的进出口温度分别为TL1、TL2,热流体的进出口温度分别为TH1、TH2;换热器的传热面积为A,总传热系数为Km.按能量守恒方程,有: 1.2 换热器折流区域流路的传热分析 如图1所示,设定在换热器中折流换热的冷热流体均等分为N股各自独立的流路,同一侧的N股流路相互之间没有质量与热量交换.管程流体是沿管束的纵向在管内流动;壳程流体先沿管束的横向在管间流动,与管程纵向流体呈错流换热,之后分别在管束折流段区域的对角线处折流为纵向流动,与管程纵向流体呈逆流换热.设管程、壳程流体的温度分布分别为TH(i, j)和TL(i, j), i代表第i根管内流体在横向上的不同位置, j代表管外流体在垂直方向上的不同位置,见图1. 在冷流与热流的每一个交汇处,按能量守恒方程,均有 WLcpLTL(i-1, j) /N+WHcpHTH(i, j-1) /N=WLcpLTL(i, j) /N+WHcpHTH(i, j) /N (7) 设与逆流换热的条件相同,换热器的传热面积依然为A,折流区域的传热面积A按N×N个微元面积等分为Ai=A/N2,在每个微元面积Ai上的总传热系数Km, i=Km,均为一常数.根据传热方程,在对角线的下方(i<j),有 q=WLcpL[TL(i,j)-TL(i-1, j)] /N=KmAi·[TH(i, j)-TL(i, j)] (8) 当换热器的冷热流体质量流率、比热容和入口温度为已知条件时,从式(7)-(8)可以得到换热器的冷热流体在对角线的下方的第(i, j)个微元面积的出口温度分别为: 在对角线(i=j )上方区域的换热过程中,第i股热流体与对角线上的第j股冷流体在对角线以上的j个微元换热面积Ai=jA/N2上作逆流换热,按式(5)和(6)可以计算出经过j个微元换热面后冷热流体的出口温度TL(i, j)与TH(i, j),但式中的R1=KmjA/(NWLcpL),TL1=TL(i-1, j).换热器管程出口的热流平均温度为 传热温差因子在0~1之间,越小表明折流区域的传热温差损失越大,即换热器的换热偏离纯逆流换热的程度越严重. 2·逆流与折流传热温差偏差分析 2.1 α=1时的逆流与折流传热温差偏差 (1)逆流换热的条件下,若冷热流体的热容流率相同,即R2=1,在深度换热的临界点(α=1),由式(5)和(6)可计算得逆流换热时R1的临界值R1a, c=1.R1a, c的大小与TL1/TH1的变化无关,只要R1满足R1a, c=1的条件,换热器冷热流体间就可以达到深度换热的临界状态(即实现TH2=TL2);只有当R1>R1a, c之后,冷热流体间才能实现进一步的深度换热,即TL2>TH2. (2)在折流换热的条件下,若冷热流体的热容流率相同,当壳程与管程的独立流路数N均各为1时,由式(9)和(10)可计算得折流换热时R1的临界值R1b, c为无限大,即需要KmA为无穷大才能达到深度换热的临界点.这属于错流全混合的条件下出现的情况,此时冷热流体的出口温度为： TH2=TL2=(TH1+TL1) /2(16) (3)折流换热的条件下,若冷热流体的热容流率相同,当壳程与管程的独立流路数N>1时,由式(9)和(10)推算可知出现深度换热(即TH2=TL2)所需要的R1b, c随N的增加而有所降低,其变化范围在1~∞之间.独立流路数目N越大,需要的R1b, c越小,会越大,但均会趋向于一个常数,且R1b, c远大于1(见表1).这说明为使冷热流体间达到深度换热,在换热器的折流区域所需要的KmA值远大于在逆流区域的KmA值.与逆流换热过程的R1a, c=1相比,表1中所示R1b, c的变化值也代表了折流换热较逆流所需KmA值的增幅,当Km值不变时,折流换热过程需要的换热面积比逆流过程大幅增加,至少需增20%,且值也小于0·833.从上述分析可知,折流换热过程基本不能超越深度换热的临界点实现冷热流体间的深度换热,与逆流换热相比,其传热性能的下降是非常显著的.这表明,在折流换热区域的冷热流体换热不宜靠近深度换热的临界点操作,否则会很不经济. 2.2 α>1时的逆流与折流传热温差偏差 换热器的折流区域在冷热流体间的深度换热(α<1,即深度换热临界点之后)难以实现且不经济,而非深度换热(α>1,在深度换热的临界点以前)可以实现,但需考察是否经济合理.设在冷热流体的热容流率相同的条件下,即R2=1,在深度换热的临界点以前,即TH2>TL2时,设R1取值为0·1~0·9,定义ε=(TH1-TH2) /(TH1-TL2), (ε与α值均可反映换热深度,但ε与初始条件TH1和TL1无关),令逆流换热过程的(TH1-TH2) /(TH1-TL2)=ε1,折流换热过程的(TH1-TH2) /(TH1-TL2)=ε2,取壳程独立流路数N=100(为使R1趋向一常数),由式(5)、(6)、(9)、(10)计算可得ε1、ε2随R1的变化结果,如表2所示. 由上述分析可以看出,当R1>0·9时,值低于0·866,这说明传热性能会降低13%以上,要达到与逆流时相同的传热性能,折流区域折流换热较逆流换热过程需要增加换热面积13%以上,显然是不经济的.而当R1<0·6时,值高于0·900,这意味着折流比逆流换热过程传热性能的降低小于10%,而折流区域要实现与逆流区域相同的传热性能需增加的换热面积小于10%是可以接受的.若条件允许,最佳状态是R1<0·3,这样折流较逆流换热区域的传热性能的降低小于5%. 由表2中可以看出,在远离深度换热(α 1)的情况下,或当ε<0·3时,ε1与ε2的偏差很小(小于1·6% ),这时的值可以控制在0·970以上,因此无论是采用哪种换热过程,其换热性能都十分接近,不用特别考虑传热温差损失的问题.但对于接近深度换热临界点的区域,例如ε>0·8时,ε1与ε2的偏差增大(大于5·4% ),值会减小到0·870以下,因此换热器折流区域面积占总传热面积的比例要合理,否则换热器的传热性能会大幅降低. 对于实际的换热器工况,在折流区域的N条流路中,由于壳程每一条流路的压降相同,而路径最长的流体阻力系数最大,流体流速最小,因此会造成换热器折流区域Km的分布不均,这使得折流区域的传热温差损失比上述的分析结果更大.因此,文中认为R1<0·3是换热器设计的适宜条件. 3·换热器的整体优化设计途径 从上述换热器折流区域的换热性能分析可以看出,控制R1的大小对保证折流区域的换热性能不比逆流换热区域下降过多至关重要.对于一项给定的冷热流体换热深度较深(TH2/TL2 1)的换热任务,当R2=1时,根据式(5)和(6)可计算得到所需要的R1a, c,显然R1a, c必然是一个远大于1的数值(见表3). 在逆流换热条件最好的壳程轴流型壳式换热器中,由于换热器的壳程进出口包含了两个折流换热区域,如果要保证折流区域的换热性能比逆流区域的换热性能下降小于5%,在两个折流区域R1都需控制在0·3以下,即换热器中折流区域面积占总换热面积的比例小于0·6/R1a, c.例如,按式(5)和(6)计算出R1a, c=3·0,则可取换热器折流区域的面积比例占总换热面积的比例为0·6/3=0·2,在此比例下,含折流区域的换热器只需增加不大于5%的面积就可与纯逆流换热的换热器具有相同的传热性能.目前对于长径比较大的换热器,折流区域的面积比例较小,上述面积比例安排较易满足,换热器的整体换热过程较贴近纯逆流换热的过程;但是,对于长径比较小的换热器,折流区域的面积比例急剧增大,上述面积比例要求很难满足.例如,换热器的长径比为2时,换热器壳程只能容纳一个进口折流区和一个出口折流区,而不能再容纳有轴流段的逆流区了,这时换热器折流区域的面积占总面积的比例达到100%,换热器的整体换热过程会严重偏离纯逆流换热[12].因此,换热器长径比大幅缩小会严重制约冷热流体间的深度换热. 为解决换热器长径比减小时冷热流体间的换热深度受限问题,文献[13]中提出了壳程多通道的换热器结构(见图2(a)与2(b)),即将换热器的传热管束由原来一个管子数目巨大的管束沿径向作若干次纵向分割,并列分置为多个管子数目较少的传热管束.这相当于在一个大直径的换热器中并列分置若干个小直径的换热器,由于每一个并列分置管束的管数较少,流体需要横向掠过管束的管数也较少,流体横向进入管束的豁口高度(入口高度)较低,这样可以使得流体横向掠过每一个并列分置管束进出口管段的传热管长度(L)大幅减小,有效降低换热器折流区域所占的面积比例,增加在并列分置管束中冷热流体逆流换热的管段长度比例,从而增加冷热流体的换热深度.因为并列分置管束的方法使得并列分置管束的长径比βt=L/Dt(Dt为流体横向掠过并列分置管束的距离)可以远大于原来整个总体管束的长径比,这样就可以通过人为调整βt的大小,使换热器折流区域所占的面积比例控制在一个合理的范围,满足换热器深度换热的要求,避免原来换热器长径比过小的缺陷,从而较好地解决超大型换热器深度换热受限的问题. 4·结论 (1)通过换热器壳程流路的传热数学分析可知,在纯逆流换热的条件下,若R2=1,则在深度换热的临界点(α=1),临界值R1a, c=1;在折流换热的条件下,同样R2=1,在深度换热的临界点时,临界值趋向于R1b, c=1·2 R1a, c.这表明在临界点,折流区域的换热性能远低于纯逆流换热,应该避免折流区域靠近深度换热的临界点操作. (2)文中给出了换热器折流区域的传热性能在不同的换热深度条件下较逆流换热过程性能偏差程度的定量分析结果.建议冷热流体在完成一定深度换热任务(α<1)时应该控制的换热器折流区域面积与总换热面积的比例小于0·6/R1a, c,这样可以控制换热器的换热过程不会偏离纯逆流换热过多,使换热器传热性能的下降幅度控制在5%以内. (3)现有技术在换热器结构大型化之后之所以难以完成冷热流体的深度换热(α<1),是因为换热器的长径比显著减小,从而无法将换热器折流区域与换热器总面积的比例关系维持在0.6/R1a, c以下.文中指出,若将换热器原来的一个大管束分解为若干个并列分置的小管束,则可以大幅增加小管束的长径比,使折流区域的面积比例大幅减小,有利于换热器的总体换热贴近纯逆流换热,从而解决大型换热器深度换热受限的问题. 参考文献:略 |
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