戚美，王伯韜，陳慶光，付琪琪

(山東科技大學機械電子工程學院，山東 青島 266590)

旋風分離器具有整體結構簡單、成本低、易于維護等優(yōu)點，被廣泛應用于工業(yè)除塵領域.如何優(yōu)化旋風分離器結構參數以及改進旋風分離器結構構型，提高分離效率，凈化工作環(huán)境等問題，一直是國內外學者研究的重點[1-3].這些研究都是著重于如何提高旋風分離器的分離效率，并未考慮對排出氣體的余熱進行回收利用.

在余熱利用研究方面，劉健博[4]設計了一種套管換熱式旋風分離器，并在換熱壁面處增加球形突起，通過數值模擬得出，當采用32個突起的套管，套管內水流速為0.1 m/s時，水的最大溫升可達6 ℃；WANG等[5]利用冷凝式換熱器和吸收式熱泵從高溫濕煙氣中回收余熱和水，對冷凝式換熱器的介質流速、傳熱系數等性能進行研究，結果表明冷卻介質流速增加3%～7%，出口水溫提高0.40～0.47 ℃，從煙氣中回收約70 MW的余熱；MA等[6]對鋼鐵工業(yè)爐渣水-水熱管換熱器的最佳運行條件進行了研究，發(fā)現熱管的傳熱系數隨著低溫水的流速增加而增大，在高溫水流速較低的情況下，其傳熱系數相對較小.

目前關于余熱利用的研究大部分利用換熱器通過水循環(huán)實現，而通過氣體吸收熱量進行余熱回收的研究很少，特別是對旋風分離器同時進行除塵換熱的研究更少.

文中針對某企業(yè)希望通過對旋風分離器中含有固體顆粒的廢氣中余熱的回收，在一定程度上實現對空氣(尤其在冬季)的加熱，提出一種新型的具有余熱回收功能的旋風分離器，即在旋風分離器的壁面外側沿氣流旋轉的螺旋方向安裝換熱管，通過對無換熱管和安裝不同直徑換熱管的旋風分離器內部氣固兩相流動的數值模擬，研究換熱管直徑對旋風分離器分離效率的影響，在保證旋風分離器分離效率的前提下，考察換熱管直徑和進氣流速對氣體換熱效果的影響.文中的研究將在不影響旋風分離器分離效率的同時實現余熱回收，達到能源的循環(huán)利用，節(jié)能環(huán)保成本低，以期為設計和優(yōu)化兼顧氣固分離效率和余熱回收效果的旋風分離器提供參考.

1 結構模型及工作原理

1.1 結構模型

具有余熱回收功能的旋風分離器的三維模型如圖1所示，在旋風分離器的外側壁面開有螺旋型凹槽，螺距為650 mm，螺旋升角為16°.將換熱管嵌入凹槽內，使換熱管中軸線與旋風分離器壁面重合，換熱管一半在壁面內，一半在壁面外.換熱管下端管口設為進氣口，上端為出氣口.5種旋風分離器模型Ⅰ,Ⅱ,Ⅲ,Ⅳ,Ⅴ的換熱管直徑分別為0,80,100,130,150 mm.

圖1 旋風分離器的三維幾何模型Fig.1 Three-dimensional geometric model of cyclone separator

旋風分離器主要幾何尺寸：筒體直徑D1為700 mm，排氣管直徑D2為350 mm，排塵口直徑D3為350 mm，進氣口高度a為350 mm,進氣口寬度b為140 mm,排氣管插入深度S為385 mm，筒體高度H1為875 mm，錐體高度H2為1 225 mm.

1.2 工作原理

旋風分離器內流場分為外旋氣流和內旋氣流[7]，帶有余熱的廢氣由切向進氣口進入旋風分離器，氣流由直線運動轉化成旋轉運動，旋轉氣流大部分以螺旋的形式沿著分離器內壁向下流動，稱其為外旋氣流.外旋氣流在旋轉的過程中產生離心力，其固體顆粒在離心力的作用下甩向分離器內壁面，固體顆粒接觸內壁面，就會失去徑向速度，依靠自身重量和軸向速度沿壁面下落，與廢氣分離，并通過排塵口排出.氣體沿著筒壁旋轉至錐體底端，由于錐體的收縮而向分離器中心靠攏，根據旋矩不變原理，其切向速度不斷提高，固體顆粒受到的離心力也不斷增強，當氣體到達錐體底端某一位置時，以同樣的旋轉方式由分離器中心做上升螺旋運動，稱其為內旋氣流.最后凈化的氣體經排氣管排出.

具有余熱回收功能的旋風分離器是將換熱管嵌入旋風分離器外壁面的螺旋型凹槽內，高溫廢氣經分離器除塵的同時與換熱管內氣體進行熱交換，即換熱管通過熱傳導和對流換熱的方式與旋風分離器內的外旋氣流進行熱交換，并以對流換熱的方式與其內部的冷空氣換熱，換熱后的空氣經換熱管出氣口流出，實現余熱回收，達到除塵換熱的目的.為提高換熱效果，設置換熱管內的氣流流動方向與普通旋風分離器內氣流方向相反.

2 旋風分離器的數值模擬

2.1 網格劃分

對5種旋風分離器幾何模型的流動區(qū)域進行非結構網格劃分，并對傳熱區(qū)域進行網格加密.將模型Ⅲ劃分為6.0×105，1.1×106，1.2×106，1.7×106和2.4×106這5種不同的網格數N，計算10 μm粒徑顆粒的分離效率η如圖2所示.

圖2 網格無關性驗證Fig.2 Grid independence verification

當網格增加到1.2×106的時候，分離效率隨網格數的增加趨向于穩(wěn)定.綜合考慮到計算機的計算能力以及數值模擬的準確性，文中研究的模型Ⅲ的網格數為1.7×106，其余旋風分離器模型按照模型Ⅲ的網格尺寸劃分網格.

2.2 邊界條件

對于氣相流動，將旋風分離器的進氣口設置為入口，取入口流速為17 m/s，垂直于進氣口截面方向，入口氣體溫度為60 ℃.排氣管出口和排塵口設置為壓力出口條件.壁面設置為無滑移條件[8].換熱管進氣口的入口氣流溫度設為10 ℃，氣體流速為變量，設置為1,3,5,7,10 m/s.出氣口設置為壓力出口條件，換熱管嵌入凹槽內的壁面部分設置為耦合壁面，其余部分設置為壁面.壁面設置為絕熱條件，耦合壁面設置為對流換熱條件.不考慮換熱管壁厚對溫度的影響.

對于固相運動，除排塵口設置為壁面條件外，其他邊界條件和氣相流動設置相同.排塵口的壁面設置為捕集邊界(trap)，排氣管出口設為逃逸邊界(escape)，其他壁面設為反射邊界(reflect).

2.3 計算方法

旋風分離器的內流場是具有強旋流的湍流場，具有明顯的各向異性流動特征[9]，故采用RSM(reynolds stress model)湍流模型[10-13].旋風分離器內固相對于氣相來說是非常稀疏的，所以離散相采用DPM模型[14].在用數值分析換熱管直徑對旋風分離器內兩相流場的影響時，不考慮換熱管內部的流動.

3 結果與分析

3.1 切向速度

旋風分離器內部流動速度分為切向速度、徑向速度和軸向速度，其中切向速度的大小對分離效率影響較大.圖3為5種旋風分離器在x=0截面的氣流切向速度vT云圖.由圖3可知，5種旋風分離器內氣流的切向速度分布大致相似，基本呈軸對稱分布，切向速度沿徑向分層明顯，外層為向下運動的準自由渦，內層為向上運動的準強制渦.切向速度在幾何中心處達到最小值，隨著半徑的增大，切向速度先增大再減小，在內外旋流的交界處達到最大值.在旋風分離器上端的凹槽處，由于氣體運動空間受換熱管直徑的影響突然縮減，切向速度較大，較大的切向速度形成的云圖類似于橢圓狀，隨著換熱管直徑的增大，該橢圓的長軸變大，容易造成局部沖蝕，破壞分離空間，降低分離效率.在進氣口附近，隨著氣體進入旋風分離器的筒體，旋轉直徑增大，切向速度增大.當換熱管直徑大于130 mm時，隨著換熱管直徑增大，進氣口附近的切向速度逐漸減小，說明換熱管直徑過大使得筒體直徑太小，切向速度減小，離心力減小，部分固體顆粒不能被甩向壁面，故不能與氣體分離，從而降低分離效率.安裝換熱管管徑為80，100 mm的旋風分離器內氣流的切向速度分布與不安裝換熱管的旋風分離器大致相似，說明安裝80，100 mm直徑的換熱管對旋風分離器內氣流的切向速度分布影響較小，能夠保證其有較高的分離效率.

圖3 5種旋風分離器x=0截面上的切向速度分布Fig.3 Contours of tangential velocity at the section of x=0 of the five cyclone separators

圖4為5種旋風分離器在z=1.0 m，z=1.5 m軸向截面的氣流切向速度曲線圖，圖中d為旋風分離器的徑向位置.

圖4 5種旋風分離器z=1.0 m和z=1.5 m軸向截面的切向速度分布Fig.4 Tangential velocity profiles on axial sections z=1.0 m and z=1.5 m of the five cyclone separators

由圖4可知，切向速度在筒壁及近壁面處有突然下降的趨勢，這是由于壁面處摩擦力增大，增大了氣流旋轉阻力，使得切向速度在壁面處急劇降低.安裝換熱管管徑為130，150 mm的旋風分離器內氣流的最大切向速度明顯低于其他3種旋風分離器，說明換熱管直徑過大，使最大切向速度減小，降低分離效率.圖4a中，5種旋風分離器中內旋氣流的切向速度較為穩(wěn)定，說明在z=1.0 m處換熱管直徑對內旋氣流的切向速度影響較小.圖4b中，內旋氣流中的切向速度變化較為劇烈，特別是模型Ⅴ，由于氣體在錐體段的運動空間明顯小于筒體段，換熱管直徑較大，使得氣體的運動空間較小，造成旋風分離器內外旋流的串流，極大影響了內旋氣流的穩(wěn)定性，降低了分離效率.

3.2 靜 壓

5種旋風分離器內部流場的靜壓p分布如圖5所示，x=0截面上的靜壓沿徑向基本呈層狀對稱分布，隨半徑的減小而減小，在中心軸線處達到最小.在軸線附近，由于處在旋渦的核心區(qū)域，靜壓很低，為負值，這有利于內旋氣流向上運動，5種旋風分離器內氣流的負壓區(qū)大致相似，表明換熱管直徑不影響內旋氣流靜壓的大小.當換熱管直徑大于130 mm時，在旋風分離器近壁面處的外旋氣流，隨著換熱管直徑增大，靜壓逐漸減小，安裝150 mm直徑換熱管的旋風分離器內，外旋氣流的靜壓最小，能量損失最大.模型Ⅱ和模型Ⅲ內氣流的靜壓分布與模型Ⅰ基本相似，說明安裝管徑為80，100 mm的換熱管對旋風分離器內氣流的靜壓影響較小，能量損失較小.

圖5 5種旋風分離器在x=0截面上的靜壓分布Fig.5 Contours of static pressure at x=0 of the five cyclone separators

3.3 不同粒徑顆粒的分離效率

分離效率是評價旋風分離器性能的重要指標之一，若進入旋風分離器的顆粒數為G1，被捕捉數為G2，則分離效率為

(1)

圖6為5種旋風分離器針對不同粒徑顆粒對應的分離效率，當顆粒粒徑D小于8 μm時，隨著換熱管直徑的增大，旋風分離器的分離效率逐漸降低.模型Ⅱ與模型Ⅲ的分離效率較模型Ⅰ降低不明顯，平均降低約1%.當顆粒粒徑大于8 μm時，5種旋風分離器的分離效率相同，說明換熱管直徑不影響大粒徑顆粒的分離效率.所以，安裝管徑為80，100 mm的換熱管對旋風分離器的分離效率影響較小.

圖6 5種旋風分離器內不同粒徑顆粒的分離效率Fig.6 Separation efficiency of different particle sizes in the five cyclone separators

3.4 換熱效果

由于直徑為80，100 mm的換熱管對旋風分離器的氣相流場和分離效率影響較小，故重點考察這2種換熱管在不同氣體流速下的換熱效果.

3.4.1 換熱管內氣體溫升

通過監(jiān)測換熱管進氣口、出氣口的溫度，分析管內氣體流速v對氣體溫升Tt的影響，如圖7所示.由圖可知，管內氣體流速相同時，隨著換熱管管徑的增大，換熱管內氣體溫升降低，這是因為管徑增大，處理的氣體流量增大，溫升降低.模型Ⅲ比模型Ⅱ的換熱管內氣體溫升平均降低了約2.0 ℃.管徑不變時，隨著換熱管內氣體流速的增加，換熱管內氣體溫升逐漸減小，氣體流速為1 m/s時模型Ⅱ溫升最大，為27.3 ℃，氣體流速為10 m/s時，模型Ⅲ溫升最低，為12.3 ℃，這是因為氣體流速增加，導致?lián)Q熱管內的氣體還未充分吸收壁面熱量便流出換熱管，換熱時間短，換熱不充分.

圖7 換熱管內氣體溫升隨氣體流速的變化Fig.7 Variation of gas temperature rise with flow velocity in heat exchange tube

3.4.2 換熱管內氣體熱量的吸收

換熱管內氣體吸收的熱量表示為

Qc=qCΔt,

(2)

式中：Qc為吸收的熱量，W；q為氣體的質量流量，kg/s；C為管內氣體比熱容，J/(kg·℃)；Δt為換熱管進出氣口氣體的溫差，℃.

圖8為換熱管內氣體吸收的熱量曲線圖.由圖可知，管內氣體流速相同時，隨著換熱管直徑的增大，吸收的熱量增加；換熱管直徑相同時，隨著管內氣體流速增加，吸收的熱量增加.換熱管增大、管內氣體流速增加，都使得氣體流量增大，但是溫差不斷減小，換熱管內氣體吸收的熱量增加，說明氣體流量對吸熱量影響較溫差大.100 mm換熱管比80 mm換熱管處理的氣體流量大，管內氣體吸收的熱量也多，隨著氣流速度的增加，這種吸熱量增大幅度越來越大，換熱效果更好.

圖8 換熱管內氣體吸收的熱量Fig.8 Heat absorbed of heat exchange tube

3.4.3 傳熱系數

傳熱系數是指在穩(wěn)定傳熱條件下，當傳熱面兩側空氣溫差為1 ℃時，在單位時間內通過單位面積傳遞的熱量，表示為

(3)

式中：u為傳熱系數，W/(m2·℃)；Q為傳熱速率，W；S為傳熱面積，m2；Δtm為傳熱面兩側流體的對數平均溫度差，℃.

Q=Qc+QL，

(4)

式中：QL為熱損失，W.

(5)

式中：T1，t1分別為旋風分離器和換熱管的氣體進口溫度，℃；T2，t2分別為旋風分離器和換熱管的氣體出口溫度，℃.

在不同氣體流速下，監(jiān)測得到的傳熱面?zhèn)鳠嵯禂等鐖D9所示.由圖可知，管徑不變，管內氣體流速增加，傳熱面的傳熱系數隨之增大，這是因為管內流速的增加使管內氣體的邊界層更新頻率增大，熱阻變小，傳熱系數增大；不同管徑的換熱管在同一氣體流速下，其傳熱面的傳熱系數相差不大，這是因為管徑增大，傳熱面積增大，但增大的幅度較小，故熱阻變化很小，傳熱系數相差不大.

圖9 傳熱系數隨管內流速的變化Fig.9 Variation of heat transfer coefficient with flow velocity in the tube

4 結 論

1) 安裝管徑為80,100 mm的換熱管對旋風分離器內氣流的切向速度和靜壓影響較小.當顆粒粒徑小于8 μm時，旋風分離器的分離效率隨換熱管直徑的增加而降低，換熱管管徑為80，100 mm的旋風分離器的分離效率比不安裝換熱管的旋風分離器平均降低約1%.

2) 管徑100 mm換熱管的管內氣體溫升比管徑80 mm換熱管平均降低了約2 ℃，但是其處理的氣體流量大，換熱管內氣體吸收的熱量大，加之二者傳熱面的傳熱系數基本一致，綜合考慮分離效率和換熱效果，采用換熱管管徑為100 mm的旋風分離器較好.