管壳式混合蒸气冷凝器换热面积的校核计算

管壳式混合蒸气冷凝器换热面积的校核计算宋晓峰3　李兆力　刘　悦　伍　锐(北京航天动力研究所)摘　要　通过数学模型描述了冷凝过程的传热与传质机理;并利用简便设计法原理分过热段和饱和段对管壳式混合蒸气冷凝器进行了换热面积的校核计算。由计算实例对其计算精度和有效性做了验证,同时指出了换热面积随冷凝过程的变化规律。关键词　管壳式冷凝器　混合蒸气　换热面积中图分类号　TQ05116+1　　　文献标识码　A　　　文章编号　025426094(2006)0220086204　　管壳式换热器作为间壁式热交换器的一种主要形式[1],在石油、化工、制冷、冶金、车辆及动力等工业部门中发挥了极其重要的作用。近年国内学者在管壳式换热器的工艺、换热强化、流动模拟及数值计算方面进行了不懈的研究,并取得了许多有价值的成果[2～9],这些研究成果完善了管壳式换热器设计计算的理论依据。然而,混合蒸气冷凝器的设计计算因各种影响因素及冷凝机理的复杂性在近年的研究中很少涉及。笔者在对各类计算方法比较分析的基础上,利用文献[10]的简便设计法进行了混合蒸气冷凝器换热面积的校核计算,并通过计算实例验证了该方法的有效性和合理性。1　设计基础混合蒸气冷凝器传热与传质机理如图1所示,当冷凝器传热管表面温度低于混合气的露点温度时,混合气中的蒸气(可凝性蒸气)冷凝,管表面被湿润,并被气体(不凝性气体)界膜包围,混合气中的蒸气通过这个气体界膜扩散到管表面冷凝。蒸气的显热和潜热,通过这个气体界膜和冷凝液膜,传给传热管表面。冷凝液表面上的冷凝传热量为:Q1=KgMvλvln(p-pcfp-pν)A(1)混合蒸气与冷凝液表面的显热传热量为:图1　混合蒸气冷凝器传热与传质机理Q2=hg(Tg-Tcf)A(2)冷凝液表面向管内冷却水的传热量为:Q′=he(Tcf-Tw)A(3)由能量平衡Q=Q1+Q2=Q′,则:hg(Tg-Tcf)+KgMvλvln(p-pcfp-pv)=he(Tcf-Tw)=U(Tg-Tw)(4)式中　Kg———可凝蒸气传质系数,kg/(m2·s);　　　λv———蒸汽的冷凝潜热,J/kg;　　　　p———混合气总压,Pa;　　　pv———可凝蒸汽的分压,Pa;68　　　　　　　　化　工　机　械　　　　　　　　　　　　　　　　2006年3宋晓峰,男,1972年4月生,高级工程师,热能工程事业部副经理。北京市,100076。　　　pcf———冷凝温度对应饱和蒸气压,Pa;　　　hg———气侧界膜传热系数,W/(m2·℃);　　　he———气侧以外复合传热系数,W/(m2·℃);　　　U———总传热系数,W/(m2·℃);　　　Tg———混合气温度,℃;　　　Tcf———冷凝液温度,℃;　　　Tw———冷却水温度,℃。2　设计方法笔者采用简便设计法[10],该方法省却了大量繁琐的计算和迭代过程,其计算过程如下:a.根据混合气入口及出口各成分流量决定各组分分压和相应冷凝蒸气的饱和温度;b.由冷凝器入口及出口的混合蒸气量、温度计算总传热量;c.由总传热量、冷却水进出口温度计算冷却水量;d.假定气体温度、蒸气量、冷却水温度都是入口和出口算术平均值的中心点;e.对入口、中心及出口3点,由式(4)迭代计算冷凝液表面温度;f.由下式计算传热面积:A=Q/2he(Δt)入-(Δt)中ln[(Δt)入(Δt)中]+Q/2he(Δt)中-(Δt)出ln[(Δt)中(Δt)出](5)　　式中Δt为入口、中点及出口处冷凝液与冷却水的温差。实际上,当冷凝器混合蒸气入口可凝气体过热度较大时,步骤d简单地将中心点温度视为入口和出口温度平均值的做法将会带来较大的计算误差。为此,笔者尝试对过热段和饱和段分别计算,并通过叠加所得换热面积与冷凝器实际面积比较对计算精度进行验证。3　设计实例本次设计的管壳式冷凝器E3141结构及流形布置如图2所示。混合蒸气由入口进入,在壳侧流动方向纵向冲刷冷却管束,伴随该过程可凝气体不断凝结,冷凝部分流向出口,未凝及不凝气体则经由管口排向室外;冷水管单程布置;另外为加强扰动和雾化蒸气,在壳侧加装冷却水冲洗喷头。冷水管管形参数<19mm×1.6mm,L=4.904m,管根数502;冷却水工作温度34.5～40℃,管形布置见图3。　　按前述理论,在饱和段插入中间点2,从而将冷凝过程分为表1所示的3段。图2　混合蒸气冷凝器结构及流形布置表1　混合蒸气各段各组分流量和设计工况位置H2O流量kg·h-1air流量kg·h-1NH3流量kg·h-1CO2流量kg·h-1压力kPa温度℃入口359015260120301601(饱和点)3590152601203066.72(饱和段中心点)1798.815139.86029.554.9出口7.5159.702943　　为简化换热面积校核计算,暂不考虑冲洗水对换热的影响,并作如下假定:a.在换热量计算时,忽略NH3与CO2反应热的影响;b.假定混合蒸气在过热及饱和段的换热过程彼此独立,过热段至饱和段蒸气组分保持不变;c.混合蒸气各组分流量、工况在冷凝过程的饱和至过冷段中线性递减。78第33卷　第2期　　　　　　　　　　　化　工　机　械　　　　　　　　　　　　图3　冷却水管布置截面示意图3.1　过热段(入口→1)不计管内外污垢热阻,冷凝器总传热系数为:U=1/(1hg+1hiDd+tskDDm)(6)式中　hi———冷却水侧传热系数,W/(m2·℃);　　　D———冷水管外径,m;　　　d———冷水管内径,m;　　　ts———管壁厚度,m;　　　Dm———冷水管内外径平均值,m;　　　k———管材导热系数,W/(m·℃)。混合气侧传热系数hg由克恩方法[10]按下式求得:　hg=0.36kgDe(DeGcμg)0.55(Cμgkg)1/3(μgμgw)0.14(7)式中　kg———混合气导热系数,W/(m·℃);　　　De———管当量直径,m;　　　Gc———中心线或距中心线最近管排上错流流动的质量流速,kg/(m2·s);　　　C———混合气比热,J/(kg·℃);　　　μg———混合气粘度,×10Pa·s;　　　μgw———混合气在壁温下对应粘度,×10Pa·s。对数平均温差则先按逆流形式计算,后用错流形式的<值进行修正[1]。于是过热段所需换热面积Ash=Qsh/(UΔT)=28.6m2。3.2　饱和段(1→2→出口)饱和段换热面积的计算按以下步骤进行:a.在1→2及2→出口之间分别插入中心点1′和2′,确定1、1′、2、2′出口各点混合蒸气各组分的状态(流量、分压和温度);b.分别计算1→2、2→出口各自换热量Q1=4186665.8kJ/h,Q2=4235239.7kJ/h;c.将管内冷却水分为两段(34.5、37.3℃)、(37.3、40℃),近似按气水逆流进行计算冷却水侧传热系数、冷凝液界膜导热系数、复合传热系数以及气侧界膜导热系数,对1、1′、2、2′、出口各点,hg计算参照式(7);d.冷凝液表面温度:各点由式(4)迭代计算冷凝液表面温度Tcf;e.由式(5)分别计算1→2、2→出口两段的换热面积A1、A2。步骤c中各系数应遵循相应的条件和公式。在紊流状态下,冷却水侧传热系数的计算公式为:hidk=0.024[1+(dL)2/3](dGμ)0.8×(cμk)0.33(μμw)0.1(8)式中　L———管长,m;　　　G———冷却水流速,kg/(m2·s);　　　μ———特征温度下冷却水粘度,×10Pa·s;　　　μw———管壁温度下冷却水粘度,×10Pa·s;　　　c———特征温度下冷却水比热,J/(kg·℃)。　　对水平管外冷凝,冷凝液界膜导热系数的计算公式为:　hc(μ2fk3fρ2fg)1/3=1.51(4Γμf)-1/3,　4Γμf≤2100(9)Γ=WLns(10)式中　μf———气侧冷凝液粘度,×10Pa·s;　　　kf———气侧冷凝液导热系数,W/(m·℃);　　　ρf———气侧冷凝液密度,kg/m3;　　　Г———冷凝负荷,kg/(m·s);　　　W———冷凝液量,kg/s;　　　ns———当量管数[10]。忽略污垢系数,复合传热系数的计算公式为:1he=1hc+1hidD+tskdDm(11)计算结果列于表2,在饱和段计算中,虽然Q1与Q2具有相同的数量级,但混合气由2至出口的冷凝过程需要比1至2过程更多的换热面积,这是因为随冷凝过程的进行混合气温度与冷却水温度趋于接近而相应降低了等效对数温88　　　　　　　　化　工　机　械　　　　　　　　　　　　　　　　2006年差所致。表2　E3141饱和段部分计算参数位置heW·m-2·℃-1hgW·m-2·℃-1Tcf℃A1、A2m219553.1199.757.824.729553.1211.451.9129.6出口9553.118.834.6　　由此,求得混合蒸气冷凝器E3141总换热面积At=Ash+A1+A2=28.6+154.3=182.9m2,与初始设计面积(A=146.9m2)的误差为24.5%,计算结果基本合理。实际上,若进一步考虑冲洗水雾化扰动作用的影响,气侧传热系数尚需在上述公式的基础上进行修正,从而使总传热系数有所增加,相应校核面积与实际结果更为接近。4　结束语本文对混合蒸气冷凝器传热与传质机理进行分析,给出了实用的数学模型;在简便设计法的基础上分过热与饱和两段对混合蒸气冷凝器进行了换热面积校核计算,计算原理清晰,结果合理;该冷凝器随冷凝过程的进行所需换热面积逐渐增加,冷凝末端需要比初始段更多的传热面积;在壳侧加装冲洗水增强雾化和扰动,可有效提高传热效果,降低换热面积,其影响程度尚需进一步研究。参考文献1　史美中,王中铮.热交换器原理与设计.南京:东南大学出版社,19892　李红枫,周明连.管壳式换热器壳侧流动与传热的实验研究.发电设备,2001(1):18～21,403　赵晓曦,邓先和,陈颖等.管壳式换热器壳程传热强化研究.现代化工,2001,22(7):14～174　吴金星,王定标,魏新利等.管壳式换热器壳程流动和传热的数值模拟研究进展.流体机械,2002,3(5):28～325　梅树莲,郑秋霞.管壳式冷凝器壁温计算法的探讨.宜春学院学报(自然科学),2003,25(6):10～126　胡骏.管壳式冷凝器工艺设计浅析.硫磷设计与粉体工程,2003(6):25～287　揭基华.卧式壳管式冷凝器的简化计算.流体机械,1994,12(9):61～638　刘燕春.蒸汽2空气管壳式换热器设计计算.冶金能源,2000(9):47～499　李汉.优化设计管壳式换热器.化工设计,2003,13(4):15～18,2610　尾花英朗著.徐中权译.热交换器设计手册.北京:烃加工出版社,1987.145～149,184～191,352～353,379～380(收稿日期:2005203225)CorrectionCalculationoftheHeatExchangeAreasoftheShellandTubeMixedVaporCondensersSONGXiaofeng,LIZhaoli,LIUYue,WURui(BeijingAerospacePropulsionInstitute,Beijing,100076,China)Abstract　Themechanismofheatandmasstransferofcondensingprocesswasdescribedwithamathematicalmodel,andacorrectioncalculationoftheheattransferareasoftheshellandtubemixedvaporcondenserswasconductedbyusingthesimpledesignmethodprincipleinthesuperheatsectionandthesaturatedsectionsepa2rately.Theaccuracyandvalidityofthecalculationwereverifiedwithcalculationsample,andthechangelawoftheheattransferareavaryingwithcondensingprocesswaspointedout.Keywords　ShellandTubeCondenser,MixedVapor,HeatTransferArea98第33卷　第2期　　　　　　　　　　　化　工　机　械