城市原生污水换热器的能效分析研究
责任编辑：chineselng 浏览：3079次 时间： 2008-04-05 21:31:21
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摘要:吴学慧，孙德兴（哈尔滨工业大学市政环境工程学院，黑龙江哈尔滨１５００９０）摘要：结垢是影响城市原生污水换热器热工性能的主要原因。以壳管式污水换热器为例，在分析了污垢对换热器性能影响的基础之上，提出了换热器由于传热温差和流动阻力引起的不可逆有效能损..
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吴学慧， 孙德兴 （ 哈尔滨工业大学 市政环境工程学院， 黑龙江 哈尔滨 １５００９０） 摘要： 结垢是影响城市原生污水换热器热工性能的主要原因。以壳管式污水换热器为例， 在分析了污垢对换热器性能影响的基础之上， 提出了换热器由于传热温差和流动阻力引起的不可逆有效能损失的计算方法， 以及污水换热器不可避免火用损失的定义及计算方法。分析结果为污水换热器的工程应用和科学研究提供了理论基础。 关键词： 城市原生污水换热器； 结垢； 有效能分析； 不可避免火用损失 中图分类号： ＴＫ１１； Ｘ７０３ 文献标志码： Ａ 文章编号： １６７１－ ５２９２（２００７）０２－ ００７３－ ０３ ０ 前言 城市原生污水作为一种十分经济的冷热源，其应用潜力巨大［１］。污水换热器是其应用中必不可少的单元设备之一。结垢是污水换热器的典型特征， 污垢的热阻较大是污水换热器必须面临的难题。 对于污垢的测量与计算， 热学法中使用最多的是污垢热阻法， 它是通过清洁状态和污染状态下换热器总传热系数的变化来间接测量污垢热阻的。这种检测方法忽略了两个问题， 一是污垢层的增厚会导致管程流通截面积的减少， 在流体流量不变的条件下引起流速的增加； 二是污垢的积累会破坏流动的粘性底层， 增大局部换热系数， 减少管内对流换热热阻， 因而可能出现负的污垢热阻，此时一定要通过压降来修正。非传热量污垢监测法（如直接称重法、压降测量法、放射线技术等）往往都只能检测污垢层的厚度或重量， 但同样厚度或重量的污垢层由于其化学成份不同、传热能力不同， 因而都不能明确指出结垢对换热器传热性能及运行动力消耗的影响。换热器管内结垢后会引起换热强度和流动压降的变化， 这两方面的变化都会引起换热器有效能损失的增大， 因而可根据结垢后换热器的有效能损失的变化来评价其结垢的影响。本文采用热力学中的有效能分析法， 以管壳式换热器为例， 通过原生污水结垢对换热器性能影响的分析， 探讨了污水换热器有效能的损失， 为污水换热器的应用、设计、优化和进一步研究提供参考。 １ 原生污水结垢对换热器性能的影响 城市原生污水换热器污垢的生长特性属渐进型， 而且达到平衡厚度的时间较短［２］。对于如图 １所示的典型稳态换热过程， 我们以壳管式污水换热器为例分析。  污水为热流体且流经管程， 不考虑洁净流体侧的结垢， 若 ＴＨ， ＴＬ分别为冷热流体的平均温度， Ｑ为传热量， 根据牛顿冷却定理计算：  式中： Ｋ—换热器的换热系数； "αH， "αL——热、冷.流体侧对流换热系数； #ｆ， #ｗ———垢层、管壁厚度；$ｆ， $ｗ— ——垢层、管壁的导热系数， Ｆ 为换热面积。由于垢层和管壁的厚度很小［３］， 假定换热时换热面积相同， 由能量平衡关系有：  显然当 Ｑ和 Ｆ 一定时， #ｆ使得 Ｋ 明显减小，Ｔ 增大， 从而导致换热过程的火用损 失 ＥＸ 增大； 若温差传热引起的火用损失 ＥＸｌ（Ｔ） 取得最小， 则必须使得 !Ｔ 取得最小， 而 Ｋ 取得最大。由式（２）可知，增大 Ｋ 只有通过增大 "Ｈ， "Ｌ来实现。目前对于原生污水换热器而言， 增加流体的流速 ｕ是增大 "的重要可行途径。然而增加流速又势必造成流动阻力引起的火用损失 ＥＸｌ（Ｐ）的增加。因此， 流速 ｕ 的最大值应以 ＥＸｌ（Ｔ）＋ＥＸｌ（Ｐ）取得最小为约束条件 壳管式换热器管程阻力包括沿程阻力压降、回弯阻力压降和管程进、出口连接管阻力压降等３ 部分， 在忽略管流不均匀物性场的影响时， 流动阻力压降损失为［４］：  式中： ｆｉ —原生污水流动沿程阻力系数； Ｌ——换热管管长； ｄ—换热管内径； Ｚ—管程数； ρ —原生污水的密度；ｕ—流动速度。由文献［５］可知， ｆｉ ＝０．０１２２·ｄ－０．３５。 ２ 污水换热器的有效能损失 根据热力学第一定律， 取包括冷、热流体进出在内的整个换热器外壁所包围的空间为热力系统。换热器的火用损失为  同理可得冷流体的总火用损失为    ３ 算例分析 某城市原生污水热泵系统的壳管换热器， 冬季运行， 污水流经管程， 中介水（２０％乙二醇） 溶液流经壳程； 需从污水取热 Ｑ＝１５０ ｋＷ， 由于城市原生污水温度及热泵机组蒸发温度的限制 ＴＬ１＝２７７Ｋ，ＴＬ２＝２８１ Ｋ， ＴＨ１＝２８８ Ｋ， ＴＨ２＝２８３ Ｋ， Ｔ０＝２５８ Ｋ； 并假设中介水侧参数稳定。污水在其他应用时， 可由冷热流体两侧的速度变化而求取换热器最小火用损。换热器壳侧一程， 管侧四程。换热管为直径２５／２０ ｍｍ 的无缝钢管， 正三角形布置， 管中心距为 ３２ ｍｍ， 共 ９６ 根。壳内径 Ｄｓ＝４００ ｍｍ， 管束长度和折流板间距 Ｌ＝３．５ ｍ， Ｂ＝０．２３ ｍ。壳侧采用圆缺２５％折流板。管束在垢层稳定后， Ｒｆ＝&ｆ／!ｆ＝０．６×１０－３ ２ｍ ＫＷ－１［２］， 利用本文所推导的火用分析方法和最小火用计算方法分别计算换热器的有效能损失。计算结果如表 １ 所示。  表１表明， 合理的流速可以明显减少换热器的有效能损失。其实质是找到压力损失和温差传热引起的火用损失的最佳比例， 以减少系统的消耗。 ４ 讨论与结论 （１）原生污水换热器的结垢对其流动和换热性能都有较大影响。污垢热阻导致传热温差增大， 传热过程的不可逆性损失增大， 亦即传热过程中有效能的损失增大。如何在清洁周期内减少结垢、减小结垢层厚度是减小换热器火用损失的重要研究方向。 （２）对于污水换热器而言， 如何选取适当的流速而实现有效能的最大利用， 应以最小为约束条件。当满足条件的最小时， 此时有效能损失为不可避免火用损失。对实际换热器的改进时， 应以减少其他可避免火用损失为有意义的改进方向。 （３） 本文对城市原生污水换热器换热过程的有效能损失进行了分类计算， 并推导了壳管式换热器的火用损失计算式。为改进换热器性能和提高其火用效率奠定了理论基础。文中的研究方法和原则同样适用于其他换热器的分析与计算。 参考文献： ［１］ 吴荣华，孙德兴．城市污水冷热源应用技术发展状况研究［Ｊ］．暖通空调，２００５， ３５（６） ： ２２－ ２８． ［２］ 崔福义，李晓明，周红．污水换热器污垢热阻特性研究［Ｊ］．煤气与热力，２００５，２５（６）： ９－ １２． ［３］ 吴双应，李友荣．考虑污垢时换热器热力学性能的评价［Ｊ］．热能工程，１９９９，５： ９－ １１． ［４］ 蒋祖星，刘晓红．壳管式海水换热器污垢状况的火用评价方法研究［Ｊ］．热能动力工程，２００３，１８（６） ： ５５８－ ５６１． ［５］ 吴荣华． 城市原生污水源热泵系统研究与工程应用［Ｄ］．哈尔滨： 哈尔滨工业大学， ２００５． ［６］ 杨世铭， 陶文铨．传热学［Ｍ］．北京： 高等教育出版社，１９９８． ［７］ 邱树林， 钱滨江．换热器［Ｍ］．上海： 上海交通大学出版社， １９９０． |
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