脈動熱管換熱器傳熱性能的研究

倪 兵 ,郝玉剛 ,吳秀杰 ,徐建炎

(1.中國恩菲工程技術有限公司,北京 100038;2.大連理工大學,遼寧 大連 116024)

0 引言

余熱利用對節約能源、增加產量、提高產品質量和降低生產成本等方面起著越來越大的作用,已成為工業生產中不可分割的組成部分。但由于生產方法、生產工藝、生產設備以及原料、條件的不同和工藝上千變萬化的需要,給余熱回收利用帶來很多困難。

脈動熱管換熱器作為一種先進的換熱裝置,已被應用于電子冷卻、空調余熱回收、太陽能集熱器等領域,并且可實現對廢水及廢氣進行余熱回收,是一種高效相變傳熱元件。在相同溫差下,管內流體以汽化潛熱的方式傳遞熱量,并且脈動熱管適用于不同加熱方式和加熱位置。將脈動熱管技術應用于余熱回收水處理裝置中,不僅能降低廢水及廢氣的溫度,還能將熱量回收利用,達到節能減排的目的[1-2]。

20 世紀40 年代初,美國Gaugler 就已經提出熱管這個理論。1963 年第一個熱管問世,至此熱管才進入現實生活中,并不斷受到人們的重視,成為一種具有高傳熱效率的元件。熱管的理論階段一直持續到20 世紀70 年代后才進入應用階段,但仍然存在技術不成熟、成本較高的問題。所以只有航天、核能等一些高端領域范圍得以應用[3]。到80 年代后,由于技術不斷成熟,使成本降低,熱管技術才逐漸進入不同的生產領域。

影響脈動熱管傳熱性能的因素有很多,但其工作原理無法很明確的被解釋,運行機理非常復雜,涉及到的因素較多,帶有很大的隨機性。自從脈動熱管的概念提出以來,國內外研究者進行較多的研究。已有文獻顯示,研究人員研究了各種工作液體的脈動熱管[4-8],從他們的研究結果中可知,直徑并不是影響脈動熱管傳熱性能的唯一參數。脈動熱管的管長、彎頭數、每段長度(加熱段、絕熱段和冷凝段)、工作液體的熱物理特性、加熱/冷卻的范圍和模式[9-13]等都會影響脈動熱管的傳熱性能。

在余熱回收領域中,Rittidech 等[14]將脈動熱管應用到空氣預熱器中,用于干燥尾氣回收,通過實驗可知,當熱空氣溫度從60 ℃升高到80 ℃,熱傳遞效率逐漸上升;工作液體由水換成R123,熱傳遞速率升高。Khandekar[15]研究了脈動熱管換熱器在余熱處理中的應用。通過實驗顯示,脈動熱管換熱器可以在較高熱流密度條件下應用,但在實際應用中,需要更系統和詳細的研究來建立該系統。Meena等[16]針對干燥循環系統設計了閉合環路脈動熱管空氣預熱器,用于降低尾氣濕度并回收其熱量。脈動熱管的內徑為2 mm,蒸發及冷凝段長為0.19 m,絕熱段長為0.08 m,總長度為3.58 m。實驗過程中,熱空氣的流速為0.5～3 m/s,溫度為50～80 ℃,相對濕度為100%,熱管內填充的工作液體為R134a,充液率為50%。實驗結果顯示,隨熱空氣溫度上升,傳熱速率增大,相對濕度由89%～100%降至54%～72%。經過對脈動熱管傳熱特性的不斷研究,我國脈動熱管技術已經應用到加熱爐余熱再生利用系統——遼河油田10 噸注汽鍋爐煙氣余熱回收系統,該系統用于加熱注汽爐的進水,可以將注汽爐進水溫度提高20 ℃左右,排出煙氣溫度降低100 ℃,燃料節約5%,在采用脈動熱管進行余熱回收后,每臺注汽爐每年節約燃料費用可達到30 萬元以上[2]。

本文對脈動熱管換熱器進行運行特性的研究和設計計算。結果可應用于余熱回收及水處理裝置中,為化工、石化、電力、冶金等重點耗能行業推廣提供設計方法。

1 實驗說明

1.1 實驗系統

根據實驗原理建立脈動熱管測試實驗系統,其示意圖如圖1 所示。實驗系統由脈動熱管、蒸汽發生器、空氣加熱器、空氣壓縮機、數據采集儀、流量計、閥門、管道及管件等組成,實驗圖片如圖2 所示。實驗冷熱水箱均選用聚丙烯材質,壁厚為10 mm,水箱尺寸長×寬×高為800 mm×80 mm×300 mm。

圖1 實驗系統示意圖

圖2 實驗系統圖片

脈動熱管換熱器內部安裝一組銅—水閉合回路脈動熱管。本實驗中選用銅作為管殼材料。管內封裝的工作液體為去離子水,充液率為50%,絕對壓力為1×10-2Pa。管外徑為4 mm,為保證強度,管壁厚0.5 mm。脈動熱管分為加熱段、絕熱段和冷凝段三部分,其長度分別為250 mm、200 mm 和150 mm。

系統安裝了蒸汽發生器,為了得到預期的熱風進口溫度,在熱風管的空氣入口前,安裝了電加熱器。兩個氣體流量計分別連接空氣和蒸汽管上,用以監測其流量。蒸汽與經空氣加熱器加熱過的空氣混合后進入熱管換熱器的熱段,與冷段的冷卻水通過脈動熱管進行熱交換,冷卻水的流量由轉子流量計進行測量,混合氣體中不凝汽的含量可通過調節蒸汽和空氣的流量來控制。

1.2 實驗方法

實驗前確定脈動熱管熱負荷范圍,在負荷范圍內實驗,確定啟動功率和啟動時間。在不同輸入功率時,觀察壁面溫度曲線的跳躍現象,當壁面溫度發生急劇跳躍現象時,系統啟動并監測對應啟動溫度、啟動功率、啟動時間等。啟動后,運行約10 min,使熱管達到穩定運行狀態,穩定后進行實驗數據監測,時間約10～30 min。

開啟蒸汽發生器,通過蒸汽流量計觀察流量大小,調節蒸汽發生器出口閥門,使流量達到所需大小。運行穩定后開始測量各測點的溫度和壓力。啟用空氣壓縮機和加熱器,通過空氣流量計觀察流量大小,調節空氣壓縮機使流量達到所需大小。經加熱器加熱后的熱空氣和蒸汽混合后進入換熱器熱段。

1.3 結果與討論

對于實際工程項目應用過程,目前主要通過啟動性能和傳熱性能兩方面來對脈動熱管性能進行評價。通常將脈動熱管從開始加熱到進入穩定振蕩運行定義為啟動過程,反映的是熱管對工作環境溫度變化做出反應的過程。傳熱性能作為熱管在一定條件下傳熱能力的體現,是熱管制作研究的重要目標。

當脈動熱管壁面溫度曲線第一次出現波峰、波谷振蕩就說明脈動熱管開始啟動。但在低熱負荷下,有時工質開始流動,但并未發生明顯相變過程,這樣在溫度曲線上不會出現波峰和波谷的變化。因此,在溫度曲線光滑上升階段,如果dt/dτ的值出現明顯改變時,同樣可以認為脈動熱管開始啟動。

脈動熱管進入穩態運行前的階段包括脈動熱管的啟動、間歇震蕩和準穩態震蕩階段。在脈動熱管啟動后,脈動熱管要經歷升溫過程,所以在進入穩態運行后,不能完全避免間歇震蕩。

在分析啟動特性和準穩態運行特性時,選擇啟動時溫度跳躍幅度相對較大,穩定性相對較差的實驗組數據進行分析。圖3 是冷水流量為80 L/h,蒸汽流量為4.4 m3/h 時,脈動熱管壁面溫度的變化趨勢。當系統運行后,脈動熱管壁面溫度隨時間τ的增長而升高。當τ1達到40 s 后,脈動熱管壁面溫度發生震蕩。在此之前,脈動熱管并未啟動,內部工質處于靜止狀態,對比圖中相同時間,熱段、絕熱段和冷凝段的壁面溫度,溫度沿脈動熱管的軸向略有升高,這是通過銅管導熱作用使熱量進行傳遞。當時間達到40 s 后,蒸發段管內液體工質吸收熱量發生相變,產生氣泡,氣泡被輸送到冷凝段被冷卻,釋放汽化潛熱,此時脈動熱管啟動。受壓差作用,脈動熱管內部工質發生劇烈震蕩,從而造成啟動時溫度跳躍。

圖3 脈動熱管壁面溫度變化趨勢

間歇性振蕩是脈動熱管啟動后出現的反復“停止-啟動”的現象。當τ1分別達到78 s、218 s 和410 s 后,脈動熱管震蕩停止,溫度呈平滑變化后再次震蕩。隨著實驗的進行,脈動熱管內部工質不斷積累熱量,直到工質能連續震蕩。間歇震蕩會影響脈動熱管傳熱過程的穩定性。當脈動熱管傾角為90 ℃或熱負荷較大時會減少間歇震蕩,本組實驗輸入熱負荷較小,所以實驗過程出現間歇震蕩。在實際工程應用中熱負荷相對較大,因此,可以減少間歇震蕩對傳熱過程穩定性的影響。

當時間達到478 s 后,脈動熱管進入準穩態震蕩階段。在此條件下,脈動熱管的啟動時間為40 s,啟動時溫度跳躍幅度(啟動時最高溫度和最低溫度的差值)為4 ℃,跳躍幅度較小,間歇震蕩時間為7 min,在此階段出現了溫度急劇跳躍的現象,冷凝段壁面溫差達到30 ℃。但在此階段停留時間較短,所以設備響應較快,啟動性能較好。

在熱源工質中含有硫化物時,為防止低溫腐蝕,將工質的溫度控制高于露點20 ℃左右,因此換熱器壁面溫度和流體平均溫度的溫差直接影響了換熱器的應用。圖4 為不同含氣率時流體和壁面溫度的變化趨勢。隨著含氣率的增大,壁面平均溫度和流體平均溫度的溫差逐漸升高。當含氣率高于20%后壁面平均溫度和流體平均溫度的溫差高于20 ℃,當含氣率高于40%后其溫差趨于穩定,為26 ℃。

圖4 不同含氣率時流體和壁面的平均溫度變化趨勢

2 脈動熱管設計計算

2.1 脈動熱管的設計原理

以冷源側水和熱源側煙氣換熱為例。

1)換熱量計算

熱端放出熱量Qa計算式見式(1)。

冷端吸收熱量Qb計算式見式(2)。

定性溫度計算式見式(3)。

式中:ρ1和Cv1分別為熱端定性溫度tm1時,煙氣的密度(kg/m3)和比熱(kJ/(kg·K));q1為煙氣流量,kg/s;t1和分別為煙氣進出口溫度,℃;ζ為散熱器散熱損失,取5%～10%

2)熱端換熱系數計算

煙氣側雷諾數Re1計算式見式(4)。

煙氣側努謝爾特數Nu1計算式見式(5)。

對流換熱系數h1計算式見式(6)。

式中:ν1和λ1分別為熱端定性溫度tm1時,煙氣的黏度(m2/s)和導熱系數(W/(m·K));d0為脈動熱管的直徑,m;u1為煙氣側的迎風速度,m/s。

3)冷端換熱系數計算

冷端定性溫度計算式見式(7)。

水側雷諾數Re2計算式見式(8)。

煙氣側努謝爾特數Nu2計算式見式(9)。

對流換熱系數h2計算式見式(10)。

式中:t2和分別為水側進出口溫度,℃;ν2和λ2分別為熱端定性溫度tm2時,水的黏度(m2/s)和導熱系數(W/(m·K));u2為水側的迎風速度,m/s。

4)換熱系數計算

管外流體與管外壁的換熱量Q1計算式見式(11)。

管外壁到管內壁的到熱量Q2計算式見式(12)。

管內壁與管內工質的換熱量Q3計算式見式(13)～(15)。

式中:h0和hi分別為管內、外流體的換熱系數,W/(m2·K);λw為脈動熱管導熱系數,W/(m·K);di為脈動熱管內徑,m。

管內流體的換熱系數hi較大,所以忽略1/hi,傳熱公式簡化為式(16)。

5)換熱溫差計算

脈動熱管壁面的溫度tw計算式見式(17)。

6)換熱面積計算

根據公式Q=KA△t計算換熱面積。

熱端換熱面積A1計算式見式(18)。

冷端換熱面積A2計算式見式(19)。

總換熱面積A計算式見式(20)。

7)脈動熱管結構計算

熱端迎風面積Ay1計算式見式(21)。

冷端迎風面積Ay2計算式見式(22)。

式中:ql和q2分為冷熱端流體的流量kg/s。

迎風面寬E計算式見式(23)。

迎風面上管排數B計算式見式(24)。

式中:L為熱管長度;Pl為脈動熱管迎風面上管間距。

8)脈動熱管尺寸計算

2.2 脈動熱管的設計結果

2.2.1 冷源無相變

本案例工質:冷源側為水,熱源側為煙氣,初始參數如表1 所示。

表1 初始參數

脈動熱管的初始設計參數如表2 所示,脈動熱管換熱器的初始計算參數如表3 所示,脈動熱管設計計算結果如表4 所示。根據計算,管脈動熱管換熱器尺寸長×寬×高為1.73 m×0.93 m×1.7 mm。

表2 脈動熱管初始參數

表4 脈動熱管換熱器設計計算參數

2.2.2 冷源有相變

在低溫多效蒸發中,低溫蒸汽可以直接做為熱源。因此,本案例將脈動熱管換熱器冷源室設置于真空條件下,按冷端出口為蒸汽進行設計計算。工質:冷源為水,熱源為煙氣,初始參數如表5所示。

表5 初始參數

脈動熱管的初始設計參數如表6 所示,脈動熱管換熱器的初始計算參數如表7 所示,脈動熱管設計計算結果如表8 所示。根據計算,管脈動熱管換熱器尺寸長×寬×高為1.73 m×0.58 m×1.7 m。

表6 脈動熱管初始參數

表7 脈動熱管換熱器初始參數

表8 脈動熱管換熱器設計計算參數

3 結論

本文建立了脈動熱管測試實驗臺,分析了脈動熱管的啟動特性和準穩態運行特性,并分析了在換熱工質為水和蒸汽含不凝汽時脈動熱管換熱器的溫度。根據脈動熱管的理論基礎,通過已有文獻的數據及相關項目的參數,對脈動熱管換熱器進行了結構尺寸的設計計算,主要結論如下:

1)在實驗條件下,脈動熱管在啟動過程中可能會產生較大的跳躍溫度,間歇震蕩明顯,但間歇震蕩時間較短,設備響應較快,啟動性能較好,在實際工程中選用脈動熱管換熱器回收余熱,流體平均溫度和壁面平均溫度的溫差較小,有效減小腐蝕對換熱設備的影響。

2)脈動熱管換熱器在設計計算條件下,煙氣側的換熱系數最高可達242 W/(m2·K),相比傳統換熱設備,脈動熱管換熱器的換熱系數可以達到普通換熱設備的2 倍以上。

3)以傳統重力熱管為基礎,針對熱源側為煙氣的工程實例設計脈動熱管換熱器,計算了脈動熱管及換熱器內部結構尺寸。