重力式气-气型热管换热器的设计与应用

王嘉浩 强天伟 向 俊 刘家雷 江 鑫

（1.西安工程大学 西安 710048；2.北京德天地兴科技发展有限公司 北京 102200）

0 引言

把管内抽成负压，充入适量的工质，再进行密封便形成热管。热管是依靠自身内部工作液体相变来实现传热的传热元件[1]，它通过自身内部的工质蒸发、冷凝的方式进行热量传递。热管原理最早由R S Gaugler 在1944 年提出，1963 年G M Grover再度独立创造了类似于R S Gaugler 传热元件，并正式命名其为热管“Heat pipe”，1965 年Cotter 首次提出了较完整的热管理论[2]，为以后的热管理论研究奠定了基础。自80 年代初我国的热管研究及开发的重点转向节能及能源的合理利用[3]，热管技术的研究和应用领域随着科技水平的进步而不断拓宽，遍及电子元件、动力、化工、能源、航天和冶金等领域。

Wongwise S 等对翅片管换热器的翅片间距和翅片厚度等参数进行研究，得出翅片间距对换热影响较小，翅片厚度对阻力因子的影响几乎可以忽略[4]。辛公明[5]，通过改变加热功率，对影响重力热管传热特性的内螺纹进行研究，发现内螺纹重力热管在相同热功率下，传热极限比普通重力热管大。Ong K S 通过对以水为工质的热管进行研究发现小充液率、小倾角的热管具有很好的导热性[6]。徐晓萍等以水为工质，采用三相流沸腾传热的办法，加强重力热管的传热作用，表明在汽液两相流中加入固体颗粒，将会对闭式重力热管的传热起到一定的强化作用[7]。另有学者通过研究表明通过螺旋化，等效对流换热系数会提高10%～20%。槽深和螺距也会对热管传热性能的大小造成影响[8]。在热管的蒸发面增加浅槽划痕、可大幅度改进热管的传热性能[9]。

综上，国内外学者对影响热管换热器换热的热管结构、入口流速、充液率、工质类别、管内流体流态、倾角等主要因素不断进行深入研究，为热管换热器的设计及强化热管的换热能力提供理论支持。本文将对热管换热器选用常规设计方法进行选型设计，根据实际工程的工况参数以及生产需求即提高喷雾干燥塔工作效率，带来节能效益，设计出相匹配的重力式气-气型热管换热器对喷雾干燥塔产生的排气进行余热回收，以此提供重力式气-气型热管换热器在节能领域广泛应用的设计参考。

1 热管换热器的介绍

1.1 工作原理

重力式气-气型热管换热器是由许多单根热管组成的热交换器，通过这类换热器进行热交换的两种流体均是气体。在冷热流体间加设隔板，排风侧在下，上侧为送风侧。高温排气所携带热量通过热管加热段时，管内工质受热蒸发汽化，蒸汽经绝热段传递热量至冷却段，冷流体受热，工质放热凝结为液体，靠重力及毛细力的作用，向加热段回流，这样周而复始，完成热量传递。图1 为热管换热器基本构造图，图2 为热管原理图。

图1 重力式气-气型热管换热器基本构造图Fig.1 Basic structure diagram of gravity gas-gas heat pipe heat exchanger

图2 重力热管原理图Fig.2 Schematic diagram of gravity heat pipe

1.2 安装位置

将重力式热管换热器就近在喷雾干燥塔排气出口处安置，选取逆流换热方式安装，将干燥塔排气口经引风机与换热器排风侧采用风管法兰连接，确保密封不漏气，高温排气通过换热器后被冷却，再经排气管道排出；将干燥塔送风口经引风机与换热器新风侧采用风管法兰连接，一次侧新风进口处采用风管法兰通向室外，保证密封不漏气，新风被高温排气加热后，经新风出口在引风机牵引下送入喷雾干燥塔，以此构成一个循环。在换热器新风侧、排气侧进出口位置预留测孔（温度检测点），以便检测设备探头的安装。

2 工程项目概况及设计要求

2.1 工程概况

新疆阿勒泰某乳业公司选用锅炉作为热源，对喷雾干燥塔进行供热。喷雾干燥塔的排气采用自然排气法直接排放到空气中，无动力辅助设备。因为喷雾干燥塔排风中含有的大量热量并没有再次利用，而是直接排出室外，这造成生产能源利用率低，能源消耗量巨大。为此，设计换热器以回收排气中的热量。

2.2 换热器设计要求

在确保系统正常运作的前提下，采用气-气型重力式热管换热器，对喷雾干燥塔产生的排气进行余热回收，用于一次侧新风的加热。设备安装且运行后，保证密不漏风，在换热器新风侧，壁免因换热器所造成的压损影响干燥塔系统正常进气。在换热器排气侧，要求换热器所造成的压损不影响干燥塔系统正常排气，避免出现阻力过大从而影响干燥塔正常开车，在保证系统正常运作情况下，换热器新风侧与排气侧压降控制在500Pa 以内。气-气型热管换热器设计参数及设计要求如表1 所示，其中包括排气侧、新风侧设计要求，及压降要求。

表1 换热器设计参数Table 1 Heat exchanger design parameters

3 热管换热器的设计计算

3.1 设计思路及方法

热管换热器设计计算的主要任务在于求取总传热系数U，然后根据平均温差及热负荷求得总传热面积A，从而定出管子根数。由此可见，热管换热器的设计和常规换热器设计有相似之处[10]，但应考虑适当的迎面风速（2～3m/s），选择合适的翅片管参数，对于重要的工程及缺少经验的前提下，应核实原始设计参数及验证计算公式。

热管换热器的设计方法主要有常规设计法、离散型设计法和定壁温设计法[11]。本文对重力式气-气型热管换热器进行研究，根据实际工程参数，以及实际生产需求采用常规计算法，即把整个热管换热器看成是一块热阻很小的“间壁”，热流体通过“间壁”的一侧不断冷却，冷流体通过“间壁”的另一侧不断被加热[10]。以蒸发段外表面积为基准的换热系数作为设计依据[12]对热管换热器进行选型设计计算。

3.2 传热量计算和物性参数选择

排气侧质量流量：

新风侧质量流量：

由表1 所列参数对排气侧放热量Qh进行计算[13]：

根据热量传递质量守恒计算出热量从加热段传递至冷却段的热量Qc，考虑热量传递过程中存在热量损失值，由文献[1]取热损值为6%，传递至冷流体侧的热量为Qc：

式中，Cp1为排气侧比热容，kJ/(kg·℃)；ρ1为排气侧气体密度，kg/m³；Cp2为新风侧比热容，kJ/(kg·℃)；ρ2为新风侧气体密度，kg/m³。

排气侧定性温度T1：

新风侧定性温度T2：

换热器设计参数下流体热物理性参数由文献[1]查得见表2。

表2 冷热流体热物理物性参数Table 2 Thermal physical parameters of cold and hot fluids

3.3 工质与管材选择

热管工质的选择主要取决于热管的工作温度，根据表1 数据参数，计算热管的工作温度Tv，从而确定工质管材的匹配。Tv计算方法如文献[13]所述，因为该设备为气-气型热管换热器，两侧流量和管长接近时，可选取n=1，进行设计计算。

热管管内工作温度Tv：

该换热器处于低温热管换热器范畴，根据客户意见及换热器成本，选取R134a 做工作介质，选取铝管作为基管管材，翅片采取直接切削挤压一次成型。排气侧与新风侧均采用翅片管，所用的热管规格尺寸见表3。热管在换热器内采用正三角形叉排布管（见图3），横向管排间距S1=52mm，纵向间距S2=45.03mm。

表3 管外扩展表面参数Table 3 Parameters of external expansion surface

图3 热管平面叉排布置图Fig.3 Heat pipe plane fork row layout drawing

3.4 热管翅化比计算[13]

每米热管长的翅片数目：nf=1000/2.1=476 片

每米长热管的翅片表面积Af：

每米长翅片间的光管面积Ai：

每米热管管外总表面积：Ah=Af+Ai=1.114+0.041=1.155m2

每米管长上的光管面积A0：

翅化比β：

3.5 参数设定及结构设计

加热段与冷却段长度比选择，由文献[13]计算热管经济长度比值：

所选用的热管，由于管内许用温度大于该热管换热器工作环境温度最高处，即排气入口温度因此热管处于安全工作温度，无需验证其安全长度比[13]。所以设计中拟采用长度比为1。

设计中选用的排气侧迎面风速为w=2.5m/s，管间距为52mm，进行设计计算，由文献[14]知该参数条件下热管换热器导热能力最佳。计划采用3050mm 的管材制作热管，根据长度比及加热工艺，加热段长度le=1470mm，冷却段长度lc=1470mm，绝热段长度lo=30mm，预留加工耗损80mm。实际长度比为1。

设计选取正三角叉排布管，横排热管间距为S1=52mm，纵向间距S2=45.03mm，第一排管子根数为m=2.38/0.052=45 根。

设计选取第一排管为45 根。则实际宽度为44×52+45=2333mm，则实际定型宽度E1取值为2350mm。

实际排气侧质量流速为G1：

新风侧质量流速为G2：

式中：A1为实际迎风面积，m2。

3.6 管外表面换热系数的计算

管束最窄出流通截面积NFAi及最大质量流速Gimax如文献[1]所述方法计算。

排气侧最窄流通面积NFA1：

式中：S1为垂直于气流方向相邻两管中心间距，m；B为迎风面上热管数目，支。

排气侧最大质量流速G1max：

新风侧最窄流通面积NFA2：

新风侧最大质量流速G2max：

雷诺数Rei如下式[1]计算：

排气侧Re1：

新风侧Re2：

新风侧：

翅片热管管外的有效换热系数hi：

排气侧：

新风侧：

式中：η为翅片效率，由文献[1]取η=0.95。

3.7 总传热系数的计算

热管材质选用铝管。取铝管导热系数λw=204W/(m·℃)，排气侧与新风侧金属管壁热阻分别为R1和R2，由下式[1]计算：

式中：δw为管壁厚度，m。

因为乳制品烘干过程要求空气洁净，所以在计算热阻时，可忽略污垢热阻。

由下式计算总传热系数U：

3.8 传热面积及管根数的计算

对数平均温差ΔT由下式[13]计算：

传热面积A′：

则管根数N1及排数NP确定如下：

考虑10%的设计余量：N1=496×1.1=546 根，以及热管排列（叉排）方式，实际热管选取579 根，采取45/44/45/44/45/44/45/44/45/44/45/44/45 式13排分布。

实际传热面积：

单根热管传热量q：

4 设计校核及换热器规格定型

4.1 总传热量计算

通过公式Q=UAΔT=20.20×983.06×21.6=428.93kW＞367.38kW，即Q＞Qh，可知所设计的换热器能满足传热需求。

4.2 阻力计算

摩擦系数fi如下式[13]计算：

排气侧：

新风侧：

阻力损失ΔPi如下式[13]计算：

排气侧：

阻力验证：ΔP1=37.81（mmH2O）=370.79（Pa）＜500（Pa），则单排压降为2.91mmH2O 约为28.54Pa。

新风侧：

阻力验证：ΔP2=42.48（mmH2O）=416.58（Pa）＜500（Pa），则单排压降为3.27mmH2O 约为32.04Pa。

即阻力符合设计要求。

4.3 管壁温度计算

最低管壁温度Two发生在排气侧出口和新风侧入口处，即对末排热管的管壁温度进行校核计算[15]，由下式[13]可得：

式中：A1o为单根热管排气侧光管外表面积，m2；α1为排气侧以光管外表面积为基准的管外换热系数，α1=η·β·h1=618.74W/(m2·℃)；由最低管壁温度计算结果，考虑到热管换热器运行温度与阿勒泰室外存在温差，应在热管换热器四周增设岩棉保温。

4.4 换热器规格的定型

依据设计要求，定型所有参数，选取中点温度所对应热物理性参数进行设计计算，设计风速为2.5m/s，迎风口规格为2350mm×1470mm（宽×高）。结合校核计算，最终选定以3050mm 铝管做基管，总计579 根热管，采用正三角形叉排布管，13 排管排列。加热段长度为1470mm，冷却段长度为1470mm，长度比为1，蒸发段与冷凝段有效换热面积均为983.06m2，排气侧压降为370.78Pa，新风侧压降为416.58Pa。图4 为热管换热器平面设计图，图5 为热管换热器立体设计图，图6 为换热器实物图，图7 为现场安装图。

图4 热管换热器平面设计图Fig.4 Plane design drawing of heat pipe heat exchanger

图5 热管换热器立体设计图Fig.5 Three-dimensional design drawing of heat pipe heat exchanger

图6 换热器实物图Fig.6 Physical map of heat exchanger

图7 现场安装图Fig.7 Site installation drawing

5 节能及经济性分析

喷雾干燥塔产生的排气温度70℃，该排气原本直接排入大气中，现利用重力式热管换热器对70℃排气进行余热回收。该重力式热管换热器的总投资为200000 元，对该设备采取全年250 天，每天8h 运行进行计算。结合实测数据，对设备运行实测数据进行统计，喷雾干燥塔排气温度春季全天平均降低56.4℃，夏季全天平均降低37.8℃，秋季全天平均降低35.7℃，冬季全天平均降低51.5℃，则取其算术平均值，即排气全年全天平均回收45℃，由此计算每小时排气余热回收可节约的热量Q：Q=1.005×31500×1.029×45=1465900.54kJ/h=350203.64kcal/h。以燃煤锅炉作为喷雾干燥塔热源，标准煤以7000 大卡/千克的发热量进行计算，则每小时节约燃煤量：350203.64/7000=50.03kg，该换热器运行一年可节约100.06 吨标准煤，按煤单价750 元/吨，则一年可节省75043.64 元。热管系统运行不需外加动力，且不用专人维护，第三年第三季度即可收回设备前期投资成本。

6 结语

本文根据实际工程项目，具体的阐述了热管换热器的选型设计，提供了解决类似工程问题的设计思路。结合整个设计计算过程，发现热管换热器的各个参数之间相互关联影响，在设计估算出热管的基础上，进行校核计算，以检验选型设计的合理性，进行热管的规格定型。

本文设计的13 排重力式气-气型热管换热器对喷雾干燥塔的高温排气进行余热回收，提高锅炉对喷雾干燥塔的热效率，对该设备采取全年250天，每天8h 运行天计算可知，全年回收余热量所带来的节能效益可达75043.64 元，该设备前期总投资200000 元，第三年第三季度即可收回设备投资成本，实现节能效益与经济效益双赢的局面。

经现场安装测试，发现排气出口温度普遍偏高，这是因为高温排气与热管之间的换热不充分及热管排数过少。所以，在设计中应适量加大迎风面风速，在原来设计方案的基础上，换热器外观采用长窄型设计，保证原管束数目不变，改变布管情况，增加热管排数；在满足安全长度比情况下，增加热管排气侧换热长度。以此尽量优化热管换热器结构设计，增强换热效果。