燃氣浸管換熱器設計關鍵參數(shù)的研究

同濟大學 馮 良 黃思怡 伊帥帥

0 前言

燃氣浸管換熱器以直管或彎管組成換熱面，管內(nèi)煙氣通過換熱面與管外水箱中的水換熱，其結構簡單，制造方便，廣泛運用于石油化工、供熱等工業(yè)生產(chǎn)領域。

浸管換熱器換熱設計需要確認浸管的結構、直徑和長度，將其布置在一定容積的水箱中。按傳統(tǒng)經(jīng)驗方法估算所得的浸管往往過長或過短，浸管過短會導致排放煙氣溫度過高，換熱器效率低，過長則造成材料的浪費。而通過理論換熱公式計算則過程十分繁瑣，故需要提出一種新的經(jīng)驗設計方法。

本文利用傳熱學基本原理和公式，對煙氣—水換熱過程中，過?？諝庀禂?shù)、不同進口煙氣溫度、換熱管徑和燃燒功率條件下，單位長度換熱管內(nèi)煙氣的溫降情況進行了研究，給出了相應的數(shù)據(jù)表和計算公式，并進行了實驗驗證。

1 浸管換熱器

本文所用的液槽加熱器屬于燃氣浸管換熱器的一種，一般由燃燒室和煙管組成，由于曾應用于脈沖燃燒，容易產(chǎn)生噪聲和振動，故在煙管后部增設一個尾箱，起到消聲減震作用。

燃燒室、煙管和尾箱均浸沒在水箱中，燃氣和空氣在燃燒室中燃燒，產(chǎn)生的煙氣依次流經(jīng)燃燒室、煙管和尾箱，與外部水箱中的水換熱。

本文所用液槽加熱器結構如圖1所示，各部分尺寸如表1所示。

圖1 液槽加熱器結構

表1 液槽加熱器結構尺寸

2 浸管換熱器設計關鍵參數(shù)

本文提出的浸管換熱器經(jīng)驗設計方法，根據(jù)浸管進、出口煙氣的溫差和煙氣在單位長度的浸管中的溫降，來計算所需浸管長度。其中，排煙溫度應在煙氣露點以上，一般控制在150～200 ℃。而浸管進口煙氣溫度和煙氣在單位長度的浸管中的溫降需要通過計算求得。

2.1 浸管進口煙氣溫度

浸管進口煙氣溫度為燃氣燃燒產(chǎn)生的煙氣的溫度，即燃氣實際燃燒溫度，可由公式(1)計算：

式中：Q——燃燒功率，kW；

tact——實際燃燒溫度，℃；

μ——高溫系數(shù)；

V——體積流量，下標r代表燃氣，下標a代表空氣，下標f代表煙氣，m3/s；

c——平均比熱容，下標r代表燃氣，下標a代表空氣，下標f代表煙氣，kJ/(m3·℃)。

實際燃燒溫度與理論燃燒溫度之間關系，可用高溫系數(shù)μ來表示。人們總結多年實踐，對于有水冷壁鍋爐的爐膛，μ取值范圍為0.65～0.7，本文取0.65。

取三種典型天然氣計算其在不同過剩空氣系數(shù)下的燃燒生成的煙氣溫度，結果如表2：

表2 典型天然氣在不同過剩空氣系數(shù)產(chǎn)生的煙氣溫度

由表2可知，當過剩空氣系數(shù)相同時，三種典型天然氣燃燒生成的煙氣溫度相近，在工程上，煙氣溫度可視作只與過?？諝庀禂?shù)相關。

2.2 換熱管單位長度溫降

2.2.1 計算方法

已知浸管長度l、管徑d和進口煙氣溫度t1，通過試算法計算出口煙氣溫度t2，取浸管進、出口煙氣平均溫度作為定性溫度來計算煙氣的各類物性參數(shù)：

試算步驟如下：

(1)假定出口溫度t2，一方面通過公式(2)由進、出煙氣溫差和煙氣量m，來計算出煙氣熱能損失q1，另一方面通過換熱器總傳熱公式(3)計算煙氣向外散熱量q2：

式中：q1——煙氣熱能損失，kW；

m——煙氣的質(zhì)量流量，kg/s；

Cp——煙氣比熱容，kJ/(kg·℃)。

式中：q2——煙氣向外散熱量，kW；

K——總換熱系數(shù)，kW/(m2·℃)；

A——總換熱面積，m2；

△tm——平均換熱溫差，℃。公式(3)中的煙氣量m由公式(4)和(5)計算，換熱面積A由公式(6)計算，換熱溫差△tm由公式(7)計算：

式中：Vf——實際煙氣體積，m3/m3燃氣；

Vf0——理論空氣體積，m3/m3燃氣；

α——過?？諝庀禂?shù)；

m——煙氣的質(zhì)量流量，kg/s；

ρ——煙氣密度，kg/m3；

d——換熱管直徑，m；

l——換熱管長度，m。

式中：t1——煙氣進口溫度，℃；

t2——煙氣出口溫度，℃；tf——煙氣定性溫度，℃；

ts——液槽水溫，℃。(設定ts=25 ℃)

由于煙氣—水換熱過程的熱阻主要集中在煙氣側，水側換熱熱阻和管壁導熱熱阻相對煙氣側熱阻可忽略，故整體熱阻近似等于煙氣側的換熱熱阻，即整體換熱系數(shù)K近似等于管內(nèi)煙氣側的換熱系數(shù)hi，由公式(8)和(9)計算：

式中：Nuf——努塞爾數(shù)；

Ref——雷諾數(shù)，uf·d/νf；

uf——煙氣流速，m/s；

νf——煙氣運動粘度，m/s2；

Prf——普朗特數(shù)，Cp·μf/λf；

μf——煙氣動力粘度，Pa·s；

λf——煙氣導熱系數(shù)，W/(m·℃)。

(2)比較煙氣熱能損失q1和散熱量q2的大小，不斷修正假定的出口溫度t2并再次計算，直至兩者大小相等，將此時的假定出口溫度作為理論計算求得的煙氣出口溫度，即可得煙氣在浸管中的溫降。

2.2.2 不同煙氣進口溫度和過?？諝庀禂?shù)所對應的1 m換熱管溫降

當燃燒功率為60 kW，換熱管直徑為50 mm時，不同煙氣進口溫度和過?？諝庀禂?shù)下，1 m換熱管的換熱溫降計算結果如表3所示：

表3 不同煙氣進口溫度和過剩空氣系數(shù)下，1 m換熱管的換熱溫降

由表3分析可知，單位長度換熱管內(nèi)煙氣溫降與進口煙氣溫度近似成一次函數(shù)關系，擬合數(shù)據(jù)得到計算公式(10)：

式中：Δt—煙氣在1 m換熱管的溫降，℃。

當燃燒功率為60 kW，換熱管直徑為50 mm時，不同煙氣進口溫度和過?？諝庀禂?shù)下，1 m換熱管的換熱溫降，可通過查表3或由公式(10)計算得到。

2.2.3 不同燃燒功率與直徑對應的1 m換熱管溫降

(1)在換熱管直徑為 50 mm，過?？諝庀禂?shù)為1.2條件下，不同燃燒功率和煙氣進口溫度下，1 m換熱管的換熱溫降計算結果如圖2：

圖2 不同煙氣進口溫度和燃燒功率，1 m換熱管換熱溫降

經(jīng)由圖2數(shù)據(jù)擬合，單位長度換熱管內(nèi)煙氣溫降與Q0.2成反比。

(2)在燃燒功率為60 kW，過剩空氣系數(shù)為1.2條件下，不同換熱管直徑和煙氣進口溫度下，1 m換熱管的換熱溫降計算結果如圖3：

圖3 不同煙氣進口溫度和管徑，1 m換熱管的換熱溫降

經(jīng)由圖3數(shù)據(jù)擬合，單位長度換熱管內(nèi)煙氣溫降與d0.8成反比。

用燃燒功率為60 kW，換熱管直徑為50 mm工況下1 m換熱管的換熱溫降，乘以系數(shù)K1和K2來計算不同燃燒功率與直徑對應的1 m換熱管溫降：

表4 常用煙氣管內(nèi)徑對應K1取值

以上為換熱管為直管的情況，當流體在彎管內(nèi)流動時，由于受到離心力的作用，產(chǎn)生了二次環(huán)流，強化換熱。工程上一般算出平均Nu后再乘以一個修正系數(shù)Cr：

式中：R——彎管曲率半徑，m。

綜上所述，可得到過不同進口煙氣溫度、燃燒功率和管徑條件下1 m換熱管的溫降公式(14)：

3 實驗驗證

改變液槽加熱器燃燒器燃燒功率大小，測試不同過剩空氣系數(shù)下煙氣管與水的換熱結果；同時，通過公式(14)分段計算煙氣溫降，累加得到煙氣管中煙氣整體溫降。

其中，t2為測得出口煙氣溫度：t2’為高溫系數(shù)取 0.65時，計算所得出口煙氣溫度；t2’為高溫系數(shù)取0.6時計算所得出口煙氣溫度，結果見表5所示：

表5 計算結果與實際結果對比

高溫系數(shù)參照水冷壁鍋爐取0.65時，計算出口煙氣溫度比測得結果更大，這是因為：在浸管換熱器中，燃燒室直徑小于鍋爐爐膛直徑，比表面積更大，向外散熱更多，實際燃燒溫度更低，生成的煙氣的溫度也更低。因此，計算燃燒室中燃燒實際溫度時，高溫系數(shù)的取值應比0.65小。當高溫系數(shù)取0.6時，計算結果與測得結果更接近，兩者偏差小于10%，滿足工程設計精度要求。

當高溫系數(shù)取0.6時，隨著功率減小，計算煙氣出口溫度先小于測得煙氣出口溫度，后逐漸接近再超過測得煙氣出口溫度，這與以下因素有關：同一燃燒器，燃燒熱功率減小，燃氣流量和速度減小，燃燒速度減慢，容積熱強度(單位時間單位容積的燃料釋放的熱量)減小，而向外散熱條件變化不大，散熱量并未減少，實際燃燒溫度降低，產(chǎn)生的煙氣溫度降低，而本文不同燃燒功率下，取同一高溫系數(shù)，未考慮不同燃燒功率時散熱情況的變化。

4 結語

本文提出了一種燃氣浸管換熱器的簡便設計方法，并對換熱設計中的關鍵參數(shù)進行了研究，得到以下結論：

(1)工程上，天然氣燃燒生成的煙氣的溫度可視作只與過剩空氣系數(shù)相關，其溫度隨過?？諝庀禂?shù)增大而降低。

(2)單位管長內(nèi)煙氣的溫降與管徑、浸管形狀、進口煙氣溫度和燃燒功率有關，本文給出了不同情況下單位管長內(nèi)煙氣溫降的計算公式及推薦取值。

(3)利用本文所給的設計關鍵參數(shù)，計算所得出口的煙氣溫度，與實驗測得的出口的煙氣溫度之間的偏差小于10%，滿足工程精度要求。