王明軍

(湖南吉利汽車職業(yè)技術(shù)學(xué)院，湖南 湘潭 411100)

1 引言

換熱器是一種對能量進行交換的設(shè)備，廣泛應(yīng)用于化工、能源、石油、動力及冶金等工業(yè)部門，它既可以讓工程設(shè)備正常地運行，又在動力消耗、投資等方面占有非常大的比重[1]。因此，提升換熱器的綜合性能，是提升能源利用率和節(jié)能降耗的一種重要途徑。

本文以某冶煉廠的制酸系統(tǒng)中的管殼式換熱器為研究對象，使換熱介質(zhì)的各種物性參數(shù)都在基準工況，同時保持換熱器其他結(jié)構(gòu)參數(shù)不變，通過采用數(shù)值模擬和計算的方法，只對換熱器殼側(cè)和管側(cè)煙氣的流速予以改變，模擬計算出對應(yīng)組合工況下的換熱系數(shù)及殼側(cè)的壓降，然后通過比較換熱器綜合性能評價指標k/Δp，即傳熱系數(shù)k與壓差 Δp比值的大小，得到最佳管側(cè)和殼側(cè)煙氣流速組合，使換熱器達到較高的綜合性能。

2 優(yōu)化方案

2.1 基準工況和結(jié)構(gòu)參數(shù)

制酸系統(tǒng)中的管殼式換熱器制造材料為20#滲鉬鋼，換熱介質(zhì)由SO3煙氣和SO2煙氣組成，二者分別在管內(nèi)和管外流動。介質(zhì)的基準工況：殼程煙氣的進口溫度為320 ℃、煙氣的流速為7.83 m/s，管程煙氣的進口溫度為544.5 ℃、煙氣的流速為9.32 m/s。管殼式換熱器的結(jié)構(gòu)參數(shù)如表1所示。

表1 管殼式換熱器主要結(jié)構(gòu)參數(shù)

2.2 分析方法

2.2.1 殼側(cè)煙氣不同流速對換熱器換熱性能的影響

一般換熱器換熱管內(nèi)的煙氣的流動狀態(tài)基本穩(wěn)定，而殼側(cè)的煙氣的流動狀態(tài)相對變化較大，對換熱器的換熱性能影響比較大，因此本文將重點研究殼側(cè)煙氣流速如何對換熱器換熱性能進行影響。

根據(jù)傳熱學(xué)的基本知識，當換熱設(shè)備的結(jié)構(gòu)參數(shù)以及換熱介質(zhì)的物性參數(shù)保持不變時，影響換熱設(shè)備的換熱性能的最大因素是換熱介質(zhì)的流動速度[2]。通過現(xiàn)場反復(fù)測試以及在制酸工段的數(shù)據(jù)收集，得到實際殼側(cè)煙氣流速的范圍為6.5～9.5 m/s，本文為了探究殼側(cè)煙氣流速如何對換熱器的換熱性能產(chǎn)生影響，對殼側(cè)煙氣流速的范圍予以一定程度的增大，取其范圍為2～12 m/s。因此，在基準工況條件下，只對殼側(cè)的煙氣入口流速進行改變，通過模擬計算，得出殼程煙氣側(cè)流體的換熱狀況。殼側(cè)煙氣的流速分別為2、4、6、8、10和12 m/s。

2.2.2 管側(cè)和殼側(cè)煙氣不同流速組合對換熱器綜合性能的影響

上述計算分析了換熱器殼側(cè)的煙氣流速變化對換熱性能的影響，現(xiàn)在對換熱器管側(cè)和殼側(cè)的煙氣流速均予以變化，獲得換熱器在基本結(jié)構(gòu)參數(shù)下較高綜合性能的煙氣流速的組合。

通過現(xiàn)場反復(fù)測試以及在制酸工段的數(shù)據(jù)收集，管側(cè)煙氣流速的范圍為7.5～10.5 m/s，殼側(cè)煙氣流速的范圍為6.5～9.5 m/s。因此，管程煙氣的流速為7.5、8.0、8.5、9.0、9.5、10.0及10.5 m/s；殼程煙氣的流速為6.5、7.0、7.5、8.0、8.5、9.0及9.5 m/s。

將通過這樣的形式進行研究分析：首先，在管程煙氣的流速固定時，依次變換殼程煙氣的流速，每個殼程流速劃為一個工況，記錄并計算每種工況下的管、殼程流體的進出口溫度，管程和殼程的煙氣流量，殼程煙氣進、出口壓降，即每組數(shù)據(jù)由一種管程流速對應(yīng)幾個不同的殼程流速組成。由此，當1組數(shù)據(jù)計算完后，接著不斷改變管程的煙氣流速，計算下一組，依次完成所有設(shè)定的工況。最終通過比較綜合性能評價指標 ，得出能夠使換熱器達到較高綜合性能的最佳管側(cè)和殼側(cè)煙氣流速組合。

2.3 所用計算公式

傳熱方程式：Q=kFΔtm

式中：Q為傳熱量，W；k為整個傳熱面上的平均傳熱系數(shù)，W/(m2·K)；F為傳熱面積，m2；Δtm為兩種流體之間的平均溫差，℃。

3 計算結(jié)果及分析

3.1 殼側(cè)煙氣不同流速對換熱器換熱性能的影響

通過模擬計算，得出管側(cè)的煙氣流速在9.32 m/s、殼側(cè)的煙氣流速依次是2、4、6、8、10、12 m/s時，換熱器的管側(cè)、殼側(cè)和總的換熱系數(shù)，還有殼程的壓力降，詳見表2。

表2 管程的煙氣流速固定為9.32 m/s時換熱器的數(shù)據(jù)

由表2可得，當殼側(cè)的煙氣流速逐漸加大時，換熱器的平均換熱系數(shù)在逐漸提高，這是因為殼側(cè)的煙氣流速的不斷加大，使得換熱管的外側(cè)區(qū)域的對流擾動不斷加強，因此換熱器的換熱性能逐漸提升。當殼側(cè)煙氣的流速是2 m/s，得到的平均換熱系數(shù)是141.81 W/(m2·K)；當殼側(cè)煙氣的流速加大至12 m/s時，得到的平均換熱系數(shù)是257.43 W/(m2·K)。顯而易見，殼側(cè)煙氣流速的變化對換熱器的平均換熱系數(shù)有著較大影響，煙氣流速的加大使得換熱器的換熱性能不斷提升。

同時，由表2也可以看出，隨著殼側(cè)的煙氣流速的增大，煙氣產(chǎn)生的流動的阻力也在不斷加大。而隨著流動阻力的增大，風機的功耗也在不斷加大。因此，殼側(cè)煙氣的流速變化可以對換熱性能有影響，同時也對流體的阻力及動力的功耗有著明顯的影響。當煙氣流速加大時，為保證工廠的正常生產(chǎn)，就要對設(shè)備的等級進行提升，也要對風機的功率予以提高，這就增大了系統(tǒng)的運營成本[3]。因此，煙氣流速的大小對換熱器換熱性能至關(guān)重要，既要使換熱器有較高的換熱性能，也要使流動的阻力較小。

3.2 管側(cè)和殼側(cè)煙氣不同流速組合對綜合性能的影響

通過模擬仿真計算，得出在基準工況下?lián)Q熱器總的對流換熱系數(shù)k為215.22 W/(m2·K)，k/Δp值為0.574 m/(K·s)。

同時得到設(shè)定范圍內(nèi)，當不同管程和殼程的煙氣流速組合時，管殼式換熱器的對應(yīng)性能數(shù)據(jù)。在此，僅詳細列出管程的煙氣流速為7.5 m/s時(如表3)，殼程煙氣流速分別為6.5、7.0、7.5、8.0、8.5、9.0、9.5 m/s時的換熱器換熱性能數(shù)據(jù)，其他管程與殼程煙氣流速組合下的換熱性能數(shù)據(jù)不通過表格一一列出，只給出每組中的換熱器綜合性能評價指標k/Δp值最大值及其組合。

由表3能夠看到，換熱器管程煙氣的流速保持在7.5 m/s不變，當殼程煙氣的流速是6.5 m/s時，換熱器的綜合性能評價指標k/Δp值最大，是0.435 m/(K·s)，也就是換熱器的綜合性能較高。

表3 管程的煙氣流速為7.5 m/s時的數(shù)據(jù)

表4 其余每組煙氣組合中綜合性能評價指標值k/Δp最大時換熱數(shù)據(jù)

本文通過傳熱系數(shù)k與壓差Δp比值的大小，管、殼側(cè)煙氣參數(shù)的改變對換熱器性能的變化進行評價，這樣的方式就可以將換熱量與阻力的損失放在同一個指標中，可以將管殼式換熱器的傳熱性能及阻力性能結(jié)合起來綜合予以考慮，以求能夠達到二者之間的平衡，也就是以盡量小的壓降損失可以得到足夠高的換熱性能[4]。

將以上7組模擬結(jié)果中的每組最大值，橫坐標用1～7來表示，縱坐標表示的是對應(yīng)的k/Δp值，得到如下的折線圖(圖1)。

圖1 各個煙氣流速組合的k/Δp最大值比較

由計算得出，在基準工況下，管殼式換熱器總的換熱系數(shù)是215.22 W/(m2·K)，k/Δp值是0.574 m/(K·s)，而通過不同的煙氣流速組合，最終得到的k/Δp值最大為0.630 m/(K·s)。在計算時，對數(shù)據(jù)的處理會存在舍入誤差，可能會對k/Δp值有一定的影響，但是在消除計算誤差的影響后，經(jīng)過比較，在換熱器基本結(jié)構(gòu)保持不變的條件下，若要換熱器能夠達到足夠好的綜合性能，最佳的煙氣流速組合為：管程煙氣的流速10.5 m/s，殼程煙氣的流速7.5 m/s。

4 結(jié)論

通過上述數(shù)值模擬計算和分析可看出，換熱器殼側(cè)的煙氣流速的變化對換熱器的平均換熱系數(shù)有著較大影響，煙氣流速的加大使得換熱器的換熱性能不斷提升。煙氣流速的大小對換熱器換熱性能至關(guān)重要，既要使換熱器有較高的換熱性能，也要使流動的阻力較小。

同時，通過上述數(shù)值模擬計算和分析也可以看出，在換熱器基本結(jié)構(gòu)保持不變的條件下，若要換熱器能夠達到足夠好的綜合性能，可通過調(diào)節(jié)管側(cè)和殼側(cè)的煙氣流速得以實現(xiàn)，即最佳的煙氣流速組合為：管程煙氣的流速10.5 m/s，殼程煙氣的流速7.5 m/s。