207海水-乙二醇溶液换热器的设计

海水—乙二醇溶液换热器的设计天津大学俞洁，由世俊，张欢摘要海水源热泵具有节能环保、运行稳定等特点，目前在沿海地区越来越受到关注。天津港30万吨油码头办公楼采用海水源热泵采暖空调系统。由于海水的腐蚀性和海洋生物附着问题，工程中海水不直接进入热泵机组，而是采用中间换热器，使海水与来自热泵机组的乙二醇溶液在换热器中进行换热。天津港地处渤海湾，拥有丰富的海水资源，并且使用海水源热泵已经具有可靠的技术保障。本工程中换热器能很好的解决海水的腐蚀问题，清洗方便，换热效果好，这种高效经济的换热器，将非常有利于海水源热泵在我国沿海地区的推广应用。关键词海水源热泵；换热器计算；防腐；阻力性能AbstractThesea-watersourceheatpumptechnologyhasbeenpaidgreatattentiontointhecoastalregionsbecauseofitsenergy-saving,environmentprotectionandoperationstabilityandsoon.Thesea-watersourceheatpumpairconditioningsystemhasbeenusedfortheofficebuildinginTianjinPort’s300,000-tonoildock.Consideringtheseawatercorrosionandhalobiosadhesions,weadoptheatexchangertotransferbuildingheatorcoldtoseawater.Theseawaterdoesn’tgointotheheatexchanger,butexchangestheenergywithglycolliquorwhichcomesfromtheheatpumpunit.TianjinPortareaisrichinseawater,andtheuseofseawater-sourceheatpumphasareliabletechnicalsupport.Theheatexchangercanbeagoodintermediatesolutionofthecorrosionofseawater.Itcanbeconvenientlywashedandhasgoodeffectofheattransfer.Todesignakindofheatexchangerwiththecharacteristicofhighefficiencyandgreateconomicvaluewillbeneficiallyextentthesea-watersourceheatpumpinourcountry’slittoral.1前言随着我国沿海城市经济的不断发展，城市人民生活水平的提高，建筑能耗总量也逐年上升，其中用于空调系统的能耗在总建筑能耗中占有较高的比例，在一些高档公共建筑的全年能耗中，大约50%～60％消耗于空调制冷及采暖系统，故空调系统节能，意义重大。海洋作为容量巨大的可再生能源在目前尚未得到充分的开发。随着水源热泵技术的不断发展，地下水、井水等作为低位热源的热泵技术在工程中得到广泛应用。目前在上海、深圳、北京、天津等地均有一些工程采用水源热泵技术，并取得良好的效果，达到了节能目的，同时在分户计量、节省机房、易改造等方面也体现出了诸多优势。因此水源热泵技术正趋于成熟，而对于我国沿海城市来说具有丰富的海水资源，且海水温度冬季较室外温度高，夏季较室外温度低，因此若能将海水应用于空调系统中，应该说是一种天然理想的冷热源。2海水源热泵的原理和特点海水源热泵是以海水作为热源的可以进行制冷/制热循环的一种热泵，在制热的时候以水作为热源，在制冷的时候以水作为排热源。海水作为冷热源时，室外温度对海水温度的影响缓慢，与当地空气的最高和最低温度存在差别，这对热泵的工作非常有利。在夏季，海水的温度低于室外空气温度，可降低热泵的冷凝温度;在冬季，海水的温度高于室外空气温度，可提高热泵的蒸发温度。因此，以海水作为冷热源的海水源热泵比空气源热泵节能，性能系数也大幅提高。但是海水应用于热泵系统中的关键技术之一是要解决海水管道、海水设备的腐蚀问题以及海洋生物附着问题，这一问题是研究海水源热泵空调系统运行特性，进而对海水作为热泵冷热源的可行性进行分析的前提条件。海水源热泵应用中存在的另一主要问题是冬季海水温度过低（低于3℃）的问题。当海水入口温度过低时，机组效率将会大大减小，甚至会发生结冰而无法运行[1]。天津港在海水温度最低的2月份，大部分区域的表面温度在0℃左右[2]。3工程简介[2]天津海域位于渤海湾西岸，海岸线长达153.33公里，天津港一带拥有丰富的海水资源。根据渤海海温资料，月最高值出现在8月，月最低值出现在2月。冬季渤海湾平均海温值分别为-0.63℃，存在结冰现象，夏季渤海湾平均海温值为26.02℃。天津港30万吨油码头前方作业楼（办公楼）共三层，建筑面积3000㎡。其中二、三层中各办公房间均需进行空调系统的设计，一层设备房只设计通风。该建筑物夏季空调冷负荷为210kW，冬季采暖热负荷为100kW。该办公楼建在海上，除了电能以外没有其它能源供给，这时海水作为空调系统冷热源成为该工程的首选方案。据研究，当冬季热源水温低于15℃或夏季冷源水温高于35℃时，都将使水源热泵机组的运行费用大幅提高，很难达到节能的目的。因此，为了解决冬季海水温度过低的问题，本工程以海水源热泵系统为基础，对热泵系统中所使用的中间换热器进行设计计算。4换热器的设计4.1换热器的防腐处理对于海水源热泵工程中的换热器，常常选用耐腐蚀材料换热器（通常为钛板换热器），并且已具有一定的技术基础。但是钛板价格昂贵，导致换热器造价太高，所以本文研发一种新型的换热器，避免由于使用钛板产生的高投资，同时具有很好的换热效能和较长的寿命，使其综合“素质”优于钛板换热器。最终采用对钢制管材、涂层保护的方式，在钢制换热器的外部涂上一层防腐涂漆，以达到防腐的目的，这样也减小了采用板式换热器时流体的流动阻力，同时避免了对塑料换热管的固定要求。4.2换热器结构形式的选定由于海水在冬季最冷时其温度甚至接近冰点温度，本工程选用开式的换热器形式，这种结构海水不易结冰，即使结冰了也容易除冰，而且此种结构在结冰情况下换热管不易冻裂；这种型式也非常有利于清洗附着在换热器中的海水海生物。换热器内钢管的布置类似于管壳式换热器中管子的正方形排列[3]，水平方向的管子数可以任意选择，如3根、4根、6根等；竖直方向的管子层数也可以根据计算最终确定，不同的结构会导致换热管的层数不同。为了使换热效果达到最好，本工程换热器内流体流动采用逆流形式。换热器内安装钢制换热管，根据目前常用的钢管尺寸参数，换热钢管管径有19mm、25mm等。由于该工程中机房所能提供面积的限制，换热器的长度不能超过4m，宽度根据其流程最宽不能超过1m。根据已有的这些参数，确定海水及乙二醇溶液流程数，所需要换热钢管总管数以及每个流程的管子数和管子层数等。4.3换热器的计算工程中冬（夏）季时海水均不直接进入热泵机组，而是通过中间换热器，与来自热泵机组的乙二醇溶液进行换热以实现对机组蒸发器（冷凝器）的供热（制冷）。已知该工程冬季热负荷为100kW，夏季冷负荷为210kW。拟定采用两个换热器，这样换热器检修时系统不至于完全中断运行。则每个换热器应该承担的负荷为——冬季50kW、夏季105kW。本工程换热器设计思路为，采用平均温差法（LMTD）[4]以满足夏季工况换热量进行设计计算，然后对冬季工况进行校核。在换热器设计过程中，结构布置、传热分析、流阻分析应交错进行，因为它们是相互影响的。4.3.1基本方程式对于换热器热计算，无论是设计性热计算还是校核性热计算，所采用的基本方程式有两个，即传热方程式及热平衡式，分别为：mtFKQ（1）)()(oooiooiiioiittcpMttcpMQ（2）式（1）、（2）中Q为换热量，W；K为总传热系数，W/（m2·K）；F为换热面积，m2；△tm为平均温差，K；Mi，Mo为乙二醇溶液和海水的流量，kg/s；tii,tio为乙二醇进、出口温度，℃；toi,too为海水进、出口温度，℃；cpi,cpo为乙二醇溶液和海水的比热，J/(kg·K)。4.3.2传热系数计算在确定换热器的传热热阻时，重要的是先确定两侧流体对壁表面的对流换热系数及污垢系数。4.3.2.1换热系数的计算根据努谢尔特准则，可计算得到。（1）管侧换热系数i[5]①对于光滑管内紊流，常用的是迪图斯—贝尔特（Dittus—Boelter）推荐的关联式：)(PrRe023.04.08.0时oiiiittNu（3）)(PrRe023.03.08.0时oiiiittNu（4）该式适用于流体与壁面具有中等以下温度差。适应参数范围10/dL；410Ref；160~7.0Prf；定性温度为全管长流体平均温度ft；定性尺寸为管内径id。②对于光滑管内层流，西得和塔特提出的常壁温层流换热关联式为：14.08/1333.0333.0)/()/(PrRe86.1oiiiiLdNu(5)该式适用范围是：；16700Pr48.0。75.9)/(0044.0oi（2）壳侧换热系数o当壳侧无折流板时，一般按纵向流过管束考虑，求得当量直径后再按管内流动公式计算[6]。对于noi)/(可取近似值，液体被加热时，取05.1)/(14.0oi，液体被冷却时则取95.0)/(14.0oi。4.3.2.2污垢热阻的选取在管壳式换热器中，随着污垢在传热表面上的积聚，流道表面的粗糙度增加，引起摩擦系数增大，并且流体的流通截面积减少，在相同体积流量的情况下，流体流速增加，压力降增大。污垢增加了热阻，使传热系数减小，这种热阻成为污垢热阻，用Rf表示：011KKRfdNu（6）式中：K为有污垢后的换热面的传热系数，oK为洁净换热面的传热系数。该换热器计算，管内污垢热阻fiR选取fiR=0.0002WKm/2,管外污垢热阻foR选取foR=0.0001WKm/2[7]。4.3.2.3对数平均温差的计算对于平均温差法，在文献[2]中已推导出对于顺流、逆流热交换器均可适用的平均温差计算公式：（7）如果流体的温度沿传热面变化不太大，例如当时，可用算术平均的方法计算平均温差，称算数平均温差，即（8）4.3.2.4传热系数的计算习惯上一般把换热系数较小的一侧的流体所接触的壁面表面积称为该换热器的传热面积[5]。对于两侧均已结垢的管壳式换热器，以管子外表面积为基准的传热系数可以表示成[6]：（9）对于该换热器，换热管有钢管和防腐涂漆两层，传热系数关系式可表示为：（10）式(9)、(10)中，αi,αo分别为管侧和壳侧对流换热系数，W/（m2·K）；di,do分别为换热钢管内外径，换热管壁厚为2.5mm,di=20mm,do=25mm；doo为涂漆后钢管外径，涂漆厚度为2mm，doo=29mm；λw,λ为钢管和防腐涂漆的导热系数，λw=40W/(m·K),λ=0.5W/(m·K)。4.3.3流动阻力（压力降）计算[6]流动阻力的大小与流体本身的物理性质、流动状况及壁面的形状等因素有关。热交换器中的流动阻力可分三部分，即流体与壁面间的摩擦阻力；流体在流动过程中，由于方向改变或速度突然改变所产生的局部阻力；流体流入换热器进、出口连接管的阻力。其中局部水头损失一般仅为沿程水头损失的5%～10%。换热器管程及壳程的流动阻力，常常控制在一定允许范围内。按一般经验，对于液体常控制在104～105Pa范围内。4.3.3.1管程阻力计算tNritFPPPP)(（11）ofoiinjiiioifiRdddddRK1ln21111foooooooiowoiofiiRddd