螺旋管换热器
换热器的分类
耐腐蚀换热器
新闻动态
整机性能的高温热泵换热器设计方法点击：2182 日期：[ 2014-04-26 22:00:29 ] |
| 整机性能的高温热泵换热器设计方法 李忠建 张吉礼 陆亚俊 (哈尔滨工业大学市政环境工程学院,哈尔滨150090;E-mai:l myqlz@j 163. com) 摘要：为了更好地设计和匹配高温热泵系统中的换热器,提出了一种基于整机性能的设计方法.该方法是将所设计的换热器置于高温热泵系统中,通过对系统的模拟,分析换热器结构、面积对系统性能的影响,从而选择较优的设计方案.通过模拟分析发现,对于已确定的冷凝器和蒸发器的换热管形式,两者的面积比有一 最佳的取值范围.结果表明:基于整机性能的换热器设计方法可避免孤立设计各换热器的盲目性. 关键词：高温热泵 系统模拟 换热器设计 中图分类号：TU831·4 文献标识码：A 文章编号：0367-6234(2009)02-0112-04 市场上常见的热泵机组所采用的低位热源的温度都比较低(一般在15℃以下),所供应的热水的温度也不高(一般在40~50℃).工业废水的温度一般都较高(30℃以上),若用热泵机组, 则可提供70℃以上的热水.显然必须开发工作温度区间较高的热泵机组(称为高温热泵机组). 热泵由压缩机、冷凝器、蒸发器等部件组成. 当压缩机选定后,确定换热器结构、面积是至关重要的.对热泵换热器的设计,是把它从热泵系统中分割开来,在给定的外部参数下进行设计计算,再根据所设计的结构参数进行校核计算[1].应该注意到,换热器是热泵系统的换热器,而非一个孤立的部件.另外,换热器之间(冷凝器和蒸发器)的相互作用也会严重影响热泵系统的性能.因此,提出了一种基于整机性能的换热器设计方法.运用该方法,将所设计的高温热泵换热器置于系统中, 通过对系统的模拟,分析换热器结构、面积对系统性能的影响,从而选择较优的设计方案. 1 高温热泵系统 本高温热泵系统为纯工质双级压缩热泵系统,采用离心式压缩机,工质为R123,循环形式为两级节流不完全中间冷却的双级压缩热泵循环. 该系统由带有经济器的双级离心式压缩机、卧式壳管式冷凝器、浮球膨胀阀和满液式蒸发器四部分所组成.根据工质的特性,为了避免湿压缩,在系统中增设了回热器,如图1所示. 蒸发器出来的饱和制冷剂蒸气经回热器过热后,进入压缩机的第一级压缩至中间压力.压缩机第一级的排气与来自中间经济器的饱和蒸气相混合而被冷却,混合后的过热蒸气经压缩机第二级压缩至冷凝压力后进入冷凝器.在冷凝器中,过热制冷剂蒸气被冷却为饱和制冷剂液体,实现制热目的.冷凝器出口的饱和液体在回热器中进行过冷,经一级节流后进入中间经济器,气液分离.少量饱和蒸气被用来冷却压缩机的第一级排气,大部分饱和液体经二级节流后进入蒸发器中,蒸发为饱和蒸气,从而完成了整个循环. 2 系统模拟模型 高温热泵的模拟模型由五部分组成: 1)带有经济器的双级离心式压缩机模型[2]; 2)卧式壳管 式冷凝器模型; 3)满液式蒸发器模型; 4)回热器模型; 5)浮球膨胀阀模型.将上述部件的模型组合在一起,编制高温热泵系统模拟程序.输入参数包括各部件结构参数和外部运行条件(如热水和冷水温度等);输出参数包括系统中各状态点的状态参数、制热量、输入功率、制热性能系数 (COP)、热水和冷水流量、水力阻力等[3]. 3 换热器设计与系统性能 3·1 换热器结构与系统性能 本高温热泵系统中的冷凝器和蒸发器均为壳管式换热器,其基本的结构参数包括管长L、总管数n和管程数n[4],且它们之间为: 式中:A为换热器面积,m2;d为换热管直径,m nt1为每个管程的平均管数.通常,换热器的面积反映了换热器的制造成本,因此,在对换热器的结构进行优化探讨时,须首先将各换热器的面积保持不变,即各换热器的制造成本保持不变,然后通过改变换热器的结构参数,以寻求更加合理的换热器结构.而对于一个满足设计要求的换热器来说,其管程数np是不易 改变的[5].于是,将换热器的面积A保持不变,通过改变总管数nt(即管长L),得到了不同换热器结构参数下系统性能的变化曲线,如图2~图所示(圈中的点表示换热器的设计点). 从图2和图3中可以看出,冷凝器结构的变化对制热量Qc和COP的影响很小,而对热水流 速wcw和压降ΔPcw的影响较大.这主要是因为:在一定的范围内,随着ntc的增加,冷凝器总传热系数Kc变化很小.于是,在满足wcw=1~2·5m / 可通过增加ntc以减小ΔPcw,进而减小系统的运行费用.例如,当ntc从198增至258时,ΔPcw减小近 50%.由图4可以看到,随着nte的增加,Qc和CO 减小较快,这是由于蒸发器总传热系数Ke减小所致.与冷凝器相似,冷水流速wew和压降ΔPew随的增加减小较快,如图5所示.因此,必须在兼顾 两者的情况下,确定蒸发器的结构. 从结果中不难发现,冷凝器和蒸发器结构的 变化对系统性能的影响并不完全一致.无论是冷凝器还是蒸发器,水侧流速的减小(np不变的条 件下,改变nt)都会降低其换热性能,进而使得整个系统的Qc和COP减小,但同时也会减小水压的 压降.然而,这种影响却有大有小.于是,借助于系统模拟分析换热器设计和结构参数的当前值在其自身对系统性能影响的变化趋势中所处的位置就显得尤为重要.本例中就是通过观察系统性能与ntc之间的变化关系判断出冷凝器水侧流速在其允许变化的范围内选择偏大. 3·2 换热器面积与系统性能 换热器面积是影响高温热泵系统性能的一个重要参数.换热器面积的增加可提高系统的 COP,但同时也增加系统的初投资.图6和图7给出了系统性能随换热器面积的变化特性.从图6 中可以看出,Qc和COP随着换热器面积的增加而增加,且增加的速率逐渐减小.其中Qc随蒸发器面积增加而增大的速率快;COP随冷凝器面积 增加而提高的速率快.总体来说,冷凝器和蒸发器的面积宜选在Qc和COP的变化由快转向慢的区间. 然而,对于一个系统设计而言,若想给出冷凝器或蒸发器面积的某个设计最优值通常是很难的.因为这不仅要涉及系统额定工况下的性能,而且还涉及其部分负荷下的性能及其他一些难以确定的因素.但经过大量实践检验的既有制冷热泵 系统换热器面积计算所依赖的某些设计参数(如 进出水温差、传热温差)的取值却可以利用其取值初步计算新系统换热器的面积.然后将它们置于系统之中,通过系统模拟观察这些面积选择的合理性. 除换热器面积的大小外,换热器之间的匹配关系也严重影响着系统的性能.将设计点换热器的总面积作为约束条件,即A =Ac+Ae,然后,通过在换热器之间分配总的换热面积,以获得最优的系统性能.图8给出了总换热面积一定时,不同的冷凝器和蒸发器面积配比下系统性能的变化. 从图8中可以看出,Qc和COP随着f的增加 而增加,当达到各自的最大值后逐渐减小.Qc的最大值出现在f=0·4时,而COP的最大值出现 在f=0·55时,这就是说,不存在f使得Qc和COP同时达到最大.但是,应该注意到,当f=0·4~ 0·55(或Ac/Ae=0·67~1·22)时,同时兼顾了Qc 和COP,系统有较好的性能.相应地,冷凝器的平均温差在6℃~9℃之间,蒸发器的平均温差在 4·5℃~6·5℃之间.应指出,模拟结果是针对冷 凝器和蒸发器采用某公司高效换热管而言,对于不同换热管,其结果是不一样的. 4 结 论 1)基于整机性能的换热器设计方法是通过对系统的模拟,分析了所设计换热器的结构、面积对系统性能(Qc、COP等)的影响,从而选择较优的设计方案,避免了孤立设计各换热器的盲目性. 2)对于已确定的冷凝器和蒸发器的换热管形式,两者的面积比有一最佳的取值范围. 参考文献: [1]钱颂文.换热器设计手册[M].北京:化学工业出版 社, 2002. [2]李忠建,张吉礼,陆亚俊,等.高温热泵系统中离心式 压缩机的效率法模拟[ J].建筑热能通风空调, 2006, 25(6): 5-7. [3]李忠建.高温热泵换热器热工设计及系统模拟分析 [D].哈尔滨:哈尔滨工业大学, 2004. [4]中华人民共和国国家标准.管壳式换热器(GB 151- 1999)[S].北京:中国标准出版社, 1999. [5] RISTO C. Refrigeration solved examples[M]. [S. .l ]: AmerSociety ofHeating, 2002. (编辑 张 红) |
| 上一篇：炼油厂电脱盐换热器的腐蚀失效分析 | 下一篇：制冷机组换热器的腐蚀现象及其防护 |