高效节能换热器
板式换热器
新闻动态
换热器壳程进出口折流区传热温差损失分析点击：1840 日期：[ 2014-04-26 21:36:05 ] |
| 换热器壳程进出口折流区传热温差损失分析 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:对管壳式换热器壳程进出口折流区的传热温差作了分析,以换热器热流体与冷流体的出口温度比例α表征换热器的换热深度,探讨了换热器换热深度与长径比的关系。采用流路分析方法,对换热器壳程折流区域的传热性能进行了数学分析,并与纯逆流情况作了对比。结果表明:换热器折流区域的传热温差较逆流区域传热温差的偏离量会随α的改变而产生变化,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。揭示了现有换热器结构大型化之后难以实现α<1的原因,并给出一种可以改进传统大型管壳式换热器长径比锐减、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;传热温差损失;流路分析;优化设计 中图分类号:TK 124 文献标识码:A 文章编号:1005-9954(2010)10-0073-05 冷热流体经换热器换热后,出口温度的比例可以表征流体间的换热深度。定义热流体与冷流体的出口温度比例为α。当热流体的出口温度低于冷流体的出口温度时,α<1,表示流体间发生了深度换热;当热流体的出口温度等于冷流体的出口温度时,α=1,表示流体间处于深度换热的临界状态;当热流体的出口温度高于冷流体的出口温度时,α>1,表示流体间仅发生了浅度换热。在工业中有许多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冷热气体间的深度换热[1],石化乙烯或炼油系统装置中冷热油料间的深度换热等。冷热流体在换热器中实现深度换热必须具备一些基本条件,管壳程流体的流向对换热效率有较大影响。根据管壳程二流体在传热面两边的流动不同分为逆流、并流和错流。逆流形式的换热器较易实现冷热流体深度换热,而错流形式的换热器很难实现冷热流体深度换热[2]。在换热器中二流体的流向有时并不是单纯的逆流、并流或错流,而是有着比较复杂的流向。比如在壳程轴流型的换热器中,壳程进出口段并非纯逆流(实际是先错流再逆流,文中称这种流向为折流),若在换热器设计中不考虑折流区传热温差损失,易造成设计与实际传热性能有偏差。工业中换热器壳程采用的支撑结构多种多样,有圆缺形折流板[3-4]、螺旋折流板[5-7]、空心环网板[8]以及旋流片网板[9-10]等,但不论采用哪种支撑物,壳程流路都必然包括2个或以上的折流区域折流换热包含了冷热流体的先错流换热后逆流换热2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。 随着现代工业生产规模越来越大,在相同的生产工艺条件下,换热器的传热管长度基本保持不变,流体流量增大要求传热管数目增多进而导致壳体直径增大,这使得换热器的长径比越来越小,换热器中二流体呈折流换热的区域比例越来越大,逆流换热的比例则越来越少,此种情况下若把折流再当作逆流处理势必使设计与实际的传热性能产生较大偏差。为对这一问题作定量说明文中对换热器逆流与折流区域进行传热分析,计算出不同的换热深度α时折流较逆流换热过程传热温差下降的幅度,给出换热器折流与逆流区域面积合理配置的方法,提出了一种应用此方法解决折流区比例配置问题的换热器新型壳程结构为换热器设计提供参考依据。 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 设定在换热器中冷流与热流的质量流率分别为qm,L,qm,H, kg/s;冷流与热流比定压热容分别为cp,Lcp,H, kJ/(kg·k),冷流体进、出口温度分别为TL1TL2,K;热流体进、出口温度分别为TH1,TH2,K;换热器传热面积为S,m2总传热系数为Km,W /(m2·k按能量守恒方程有 qm,Lcp,LTL1+qm,Hcp,HTH1=qm,Lcp,LTL2+qm,Hcp,HTH2 (1)按传热方程,传热速率 Φ=qm,Lcp,L(TL2-TL1)=KmSΔTm(2) 式中:Φ为传热速率,W;ΔTm为算术平均温差。 设 式中:R1的大小反映了在一定冷流体热容流率qm,Lcp,L的条件下换热所需要的KmS值;当Km为常数时,则反映了所需面积的变化情况。R1越大表明KmS值越大。 逆流传热温差按算术平均温差计算: 式中:ΔT1=TH1-TL2,ΔT2=TH2-TL1,下标a表示逆流。若换热器的冷热流体质量流率、比定压热容和入口温度为已知条件,从式(1)—(4)可得冷热流体的出口温度分别为： 1.2 换热器折流区域流路的传热分析 如图1所示,设定在换热器折流区域的冷热流体均等分为N股各自独立的流路,同一侧的N股流路相互之间无质量与热量交换。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。 根据能量守恒方程 与逆流换热的条件相同换热器的传热面积依然为S,按N×N个微元面积等分为Si=S/N2,在每个微元面积Si上的总传热系数Km, i=Km均为一常数。按传热方程,在对角线的下方(i<j)有： 换热器的冷热流体质量流率、比定压热容和入口温度已知,从式(6)—(7)可得冷热流体在对角线的下方第(i, j)个微元面积的出口温度分别为： 在对角线(i=j)上,第i股热流体与对角线上第j股冷流体在对角线以上j个微元面积Si=jS/N2作逆流换热,按式(5)可计算出经过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R1=KmjS/(Nqm,Lcp,L),TL1=TL(i-1,j)。 传热温差因子在0—1,越小表明折流区域的传热温差损失越大,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)逆流换热条件下,若冷热流体的热容流率相同(即R2=1),为达到深度换热临界点(α=1),由式(5)可计算得逆流换热时R1临界值R1a, c=1(下标c表示临界点),R1a, c的大小与TL1/TH1的变化无关,只要满足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。当R1>R1a, c时,冷热流体间实现进一步的深度换热,即TL2>TH2。 (2)折流换热条件下,若R2=1,当N=1时, 为达到深度换热的临界点(α=1),由式(8)可计算得折流换热时R1临界值R1b, c为无限大,即需要KmS为无限大才能实现这一目的,这是在错流全混合的条件下出现的情况,这时冷热流体的出口温度均为： (3)折流换热条件下,若R2=1,当N>1时,为 达到深度换热临界状态,由式(8)推算可知R1b, c随N的增大而降低,其变化范围在1—∞。N越大,R1b, c越小,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,在换热器折流区域所需的KmS值远大于逆流时KmS值。与逆流时的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KmS增幅,当Km为常数,折流换热所需换热面积比逆流大幅增加(>20% ),<0. 833。 从上述分析可知,折流换热过程不能实现冷热流体深度换热,与逆流换热相比其传热性能的下降是非常显著的。这表明在折流区域的冷热流体换热不宜靠近深度换热临界点操作,否则很不经济。 2.2 α>1时的逆流与折流传热温差偏差 在换热器折流区域实现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,即深度换热临界点之前)可以实现,但需考察是否经济合理。冷热流体热容流率相同(即R2=1),在深度换热临界点之前(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),按式(5),式(8)计算,可得ε1,ε2随R1的变化结果,如表2所示。 由上述的分析可以看出,当R1>0.9时,值小于0.866,这意味着折流换热过程传热性能与逆流时相比降低13%以上,要达到与逆流时相同传热性能,换热器折流区域需要增加换热面积13%以上,显然是不经济的。而当R1<0.6时,值大于0. 9,这意味着折流比逆流换热过程的传热性能降低小于10%,折流区域要实现与逆流区域相同传热性能需增加的换热面积小于10%,这是可以接受的。最佳状态是R1<0.3,这样折流较逆流换热区域传热性能的降低小于5%。 由表2可以看出,α>>1或R1<0.3时,ε1与ε2的偏差很小(<1. 6% ),这时的>0. 97,无论是采用哪种换热方式,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R1>0.8时,ε1与ε2的偏差增大(>5.4% ),<0. 87,因此换热器折流区域面积占总传热面积的比例要合理,否则换热器的整体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条流路中每一条流路的压降均相同,而路径最长的流体阻力系数最大,流体流速最小,这导致Km分布不均,进而导致折流区域的传热温差损失比上述分析的结果更大。因此,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分析可看出,R1的大小对保证折流不比逆流区域换热性能下降过多至关重要。R2=1时,对于一项给定的冷热流体换热深度较深(TH2/TL2<<1)的任务,由式(5)可计算R1a, c,R1a, c必然是一个远大于1的数值,见表3。 在逆流换热比例最高的壳程轴流型管壳式换热器中,由于换热器的壳程进出口是折流换热区域,为保证折流比逆流区域的换热性能下降小于5%, 2个折流区域的R1都需小于0. 3,即换热器中折流区域面积占整个换热器总面积的比例要小于0. 6/R1a, c。例如,根据式(5)计算出R1a, c=3. 0,则要选择换热器折流区域占换热总面积的比例小于0. 6/3 =20%,在这种比例安排下含折流区域的换热器只需增加不大于5%的面积就可达到与纯逆流方式换热的换热器有相同传热性能。 目前,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,而随着工业规模扩大,换热器长径比锐减,折流区域的面积比例急剧增大,很难满足上述面积比例要求,例如,当换热器的长径比为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[11]。因此,换热器长径比大幅缩小严重制约冷热流体间的深度换热。 文献[12]中提出了壳程多通道的换热器结构,见图2(a)与(b),将换热器的传热管束由原来1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。这相当于在一个大壳体直径的换热器中并列分置若干个小壳体直径的换热器,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)也较低,这样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大幅减小,有效降低换热器折流区域所占的面积比例,从而增加冷热流体的换热深度。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βs=L/Ds,因此通过人为调整βt的大小控制折流区域所占的面积比例在一个合理的范围,避免原来换热器长径比过小的缺陷,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,纯逆流换热条件下,若R2=1,在深度换热临界点(α=1)时,R1a, c=1;折流换热条件下,R2=1,N=100,在深度换热的临界点时,R1b, c=1. 2>R1a, c,这表明在临界点折流远低于纯逆流换热区域的换热性能,应避免在折流区域靠近深度换热临界点操作。 (2)给出了在不同的换热深度α下换热器折流区域较逆流换热性能偏差程度的定量分析结果。建议为确保冷热流体完成深度换热任务(α<1)应控制折流区域面积与总面积比例小于0. 6/R1a, c,从而保证换热器的换热过程不会偏离纯逆流换热过大,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深度换热(α<1),是因为换热器的长径比显著减小造成折流区域面积与换热器总面积比例大于0. 6/R1a, c。文中指出若将换热器原来的1个大管束分解为若干个并列分置的小管束则可以大幅增大小管束的长径比,使折流区域的面积占总面积的比例大幅减小,有利于换热器的总体换热方式贴近纯逆流,解决大型换热器深度换热受限问题。 参考文献:略 |
| 上一篇：利用水热媒空气预热器改造项目降低加热炉燃料油消耗 | 下一篇：特材换热器胀接工艺评定研究 |