换热器管破裂论文

换热器管破裂论文（精选7篇）

换热器管破裂论文 第1篇

推荐公式( 1)[4]为:

式中: W———泄放量

Y———膨胀系数 ( 液相值为1,气相推荐值为0. 87)

di———管子的内径,mm

C———流体系数 ( 推荐值为0. 6)

ΔP———压差,bar

ρ———密度,kg / m3

此公式适用于高压侧是气相和高压侧是液相的两种工况。 需要注意的是,如果低压侧的泄放压力比临界压力小,差压即为高压侧的操作压力减去临界压力; 如果低压侧的泄放压力大于临界压力,差压为高压侧压力减去低压侧的泄放压力。根据API - 520介绍的公式,临界压力PCF为:

式中: k———绝热指数

PH———高压侧的操作压力,MPa( G)

推荐公式( 2) 为:

式中: a———换热器的一根传热管的内截面积的二倍,cm2

PH———换热器高压侧的操作压力,MPa( G)

T———气体的泄放温度,K

M———气体的份子量

此公式适合高压侧是气相的工况。

推荐公式( 3) 为:

式中: a———换热器的一根传热管的内截面积的二倍,cm2

PH———换热器高压侧的操作压力,MPa( G)

S———换热器高压侧液体的比重

PVC———换热器破裂处的缩脉压力,MPa( A)

式中: PV———换热器高压侧介质在操作温度下蒸汽压,MPa( A)

PC———换热器高压侧介质的临界压力,MPa( A)

推荐公式( 3) 适用于高压侧是液相的工况。

1高压侧气相的泄放量计算

1.1高压侧气相低压侧液相的泄放量计算

以尹俊杰等提供的氨合成单元的水冷器为例[3],卡萨利公司( CASALE) 为国内某化工企业提供的2000 t/d氨合成的水冷器。此换热器高压侧为氨气,操作压力13. 84 MPa( A) ,设计压力16. 2 MPa( A) ,操作温度94. 2 ℃ ,绝热指数1. 498,压缩因子1. 043。低压侧为循环水,操作压力0. 5 MPa( A) ,设计压力0. 75 MPa( A) ,换热管规格为16 mm × 2. 0 mm。

按照推荐公式一计算,气相泄放量为14485 kg/h。换热管破裂后,高压侧气体把相应低压侧介质排出去,然后再泄放出气体介质。此泄放量下折算为循环水的泄放量为3799588 kg/h。 按照推荐公式( 2) 计算结果为气相泄放量15770 kg/h,折算为循环水的泄放量为4136659 kg/h。卡萨利提供的数据表中泄放量为3799500 kg/h。经对比,推荐公式( 1) 与工艺包提供数据几乎一致,推荐公式( 2) 比工艺包结果偏大约9% 。两个公式的结果与工艺包偏差都很小,基本都适用。

1.2高压侧气相低压侧气相的泄放量计算

氨合成单元中的氨冷器是典型的高压侧气相低压侧气相的设备,管侧是高压工艺气,壳侧是低压的氨气。根据尹俊杰等[3]提供的卡萨拉氨合成的案例,讨论此工况下换热管破裂时的泄放量。

氨合成一级氨冷器管侧操作压力14. 0 MPa( A) ,设计压力16. 2 MPa( A) ,绝热指数1. 518,压缩因子1. 062,操作温度29 ℃ 。 壳侧操作压力0. 42 MPa( A) ,设计压力2. 0 MPa( A) ,操作温度 - 0. 2 ℃ 。换热管规格为 25 mm × 2. 5 mm

换热管破裂后,高压气体进入低压侧,把相应体积的低压气体排出后,再泄放出高压气体。根据推荐公式( 1) 的计算结果,气相泄放量为44337 kg/h,根据推荐公式( 2) 的计算结果, 气相泄放量为48835 kg/h。卡萨拉工 艺包提供 的泄放量 为33370 kg / h。经对比,推荐公式( 1) 比工艺包结果大了约30% , 推荐公式( 3) 比工艺包结果大了约45% 。

2高压侧液相的泄放量计算

2.1高压侧液相低压侧液相的泄放量计算

低温甲醇洗工艺包中贫富甲醇换热器是典型的高压侧液相低压侧也是液相的换热器,高压侧介质为贫甲醇走管程,壳侧为富甲醇。以林德( linde) 为国内某企业提供的工艺包为例,探讨该工况下的泄放量。

贫富甲醇换热器管侧操作压力6. 0 MPa G,设计压力为7. 5 MPa G,操作温度为40 ℃ ,设计温度为 - 25 /100 ℃ ,液体密度为805 kg/m3,分子量为32. 19; 壳侧操作压力为1. 18 MPa G, 设计压力为4. 0 MPa G,设计温度为 - 35 /50 ℃ ,换热管规格为 φ25 mm × 2. 5 mm。

换热管破裂后,高压侧的液体进入低压侧,首先把相应体积的低压介质排出去,然后再泄放出液体介质。根据推荐公式( 1) ,计算结果为71032 kg /h。推荐公式( 3) 的计算结果为127437 kg /h。林德公司提供的工艺中安全阀的泄放量为63023 kg / h。公式( 1) 比工艺包大了约13% ,此公式基本适用。 公式( 3) 比工艺包的结果大了将近100% ,此结果偏大较多。

2.2高压侧液相低压侧气相的泄放量计算

以Davy公司为国内某企业提供的丁辛醇工艺包为例,异辛醇加热器换热管破裂时高压侧为液相,低压侧为气相。高压侧走管程,介质为异辛醇,操作压力2. 65 MPa G,设计压力2. 8 MPa G,泄放温度42 ℃ ; 低压侧的蒸汽操作压力为1. 1 MPa G, 设计压力1. 5 MPa G。换热管规格为φ25 mm × 2. 5 mm。

换热管破裂后,高压气体进入低压侧,把相应体积的低压气体排出后,再泄放出高压液体。根据推荐公式( 1) 计算,泄放量为30834 kg/h,推荐公式( 3) 的计算结果为41545 kg/h。对比Dady公司工艺包中安全阀的泄放量29954 kg/h,公式( 1) 大了约3% ,公式( 3) 大了约40% 。

3计算结果与讨论

本文以实际工程为例,参考国外知名专利商提供的工艺包数据,计算了换热管破裂的4种工况。工况1为高压侧气相低压侧液相,工况2为高压侧气相低压侧气相,工况3为高压侧液相低压侧液相以及工况4高压侧液相低压侧气相。对比结果见表1。

通过表1的比较可以看出,推荐公式( 1) 在4种工况下基本都能能适用,但有些工况会比工艺包提出的数据偏大一些。 推荐公式( 2) 适用于高压侧是气相的工况,计算结果比推荐公式( 1) 还略微偏大。推荐公式( 3) 适合于高压侧是液相的场合, 但是由于推荐公式( 3) 需要的数据较多,计算起来有一定难度, 而且计算结果比工艺包偏大较多,可以作为公式( 1) 的参考结果。如果两者计算结果相差不大,都建议采用,如果相差较大,还是推荐使用公式( 1) 。

4结论

本文仅对换热管破裂时高压侧是气相与液相几种工况进行了讨论。推荐公式( 1) 在几种工况下基本都适用,但对于其准确性,还需要大量验证才能肯定。对于高压侧的流体在泄放时是闪蒸的情况,由于工艺包无合适的例子本文没有进行讨论。 以后的工程设计中如碰到合适的例子可以进行验证。

摘要：管壳式换热器换热管破裂工况下安全阀的泄放量目前并无统一的计算公式,不同的公式计算结果有时会相差很大,如何选用适合的公式计算换热管破裂工况下的泄放量是工程设计的一大难点。本文以国外工艺包提供的数据作为参考,针对换热管破裂时高压侧介质为气相、液相,低压侧介质分别为气相和液相四种工况进行了计算,并与工艺包提供的相关数据进行了比较,总结出基本适用于各种工况下换热管破裂时的计算公式。

快锅炉管破裂分析及修复 第2篇

关键词：炉管,过热,水膜,水循环,盐垢

我公司快装锅炉2201-U是利用燃烧天然气放出的热量产生3.8MPa, 温度365℃的中压过热蒸汽, 主要供尿素装置驱动CO2压缩机的透平也为合成氨装置提供部分蒸汽。同时, 它是合成氨装置开车的动力蒸汽源。是合成氨、尿素装置中重要的动力设备之一。2002年底, 我公司A、B、C三台锅炉先后出现过热器、对流光管、水冷壁炉管破裂现象, 造成停炉、CO2压缩机减负荷、紧急停车, 给生产带来一定的影响。现就影响炉管破裂的因素作一简单分析。

1 工艺流程

快装锅炉2201-U从给水泵出来的约115℃的锅炉给水, 经省煤器预热至193℃, 送入汽包, 在汽包内分配至各下降管, 经烟气对流加热, 汇集至泥包;经各上升管, 受烟气辐射加热, 汽水混合物返回汽包, 在汽包内进行汽、水分离。饱和蒸汽经连汽管送到过热器被再度加热, 成为过热蒸汽, 送中压蒸汽管网。

2 快锅的主体结构

快锅是中压自然循环, 半部为炉膛, 半部为对流烟道的双锅筒D型结构锅炉。主要由辐射受热面 (炉膛) , 对流受热面、过热器、汽包 (上锅筒) 、泥包 (下锅筒) 组成。

3 炉管的工艺分析

1) 炉管由上升管及下降管所组成, 上升管由水冷壁及部分对流光管的组成, 水冷壁管敷设在燃烧室周围, 受到室内高温火焰及烟气的强烈热辐射, 上升光管布置在对流室的前程, 温度也比较高, 而下降管处于对流室后程, 温度比较低。主要预热锅炉水, 在其中不产生蒸汽或只有少量蒸汽产生, 在上升管中温度高, 会产生大量蒸汽, 促使管内炉水的流动, 形成炉水的自然循环。管子越高, 热负荷越大, 这种压力差就越大, 水流循环就越快。因此, 当锅炉管高一定时, 热负荷的大小, 对锅炉水循环有很大影响, 进而影响锅管的受热状态。当受热面热负荷不大时, 管壁上只产生一些小汽泡和水一起向上流动。由于管壁附近流动阻力较大, 汽泡趋向于阻力较小的管子中部, 当受热面热负荷增大, 管内就会形成大汽泡, 热负荷继续增大时, 大汽泡逐渐连成一体汇合成柱状沿管中心流动。当受热面进一步增大, 管壁水膜越来越薄, 大量的蒸汽占据了管子大部分空间, 甚至把水膜冲破, 管子内膜失去水膜的保护, 导致管材过热甚至烧穿, 即使没有烧穿管子, 也会因管子过热而降低使用寿命。因此, 运行中应严格控制负荷, 保证管子内壁有稳定的水膜以冷却管壁。

2) 水循环在上升管中的不均衡, 也可能造成部分锅炉管的过热。在炉体的燃烧室及对流室内各部分温度存在差异, 在燃烧室周围的炉管受到火焰的强烈热辐射, 其温度会比对流室内光管受热要多。而对流室内各管的热传导也是不一致的。这种由于布管受热的不均匀性, 势必造成各管与下降管的压力差不一致, 受热少的管子中水的流动压头就比较小, 甚至出现停止流动的现象。此时, 在管子上部可能会出现几乎静止的自由水面, 水面以上为蒸汽, 失去水膜保护的管壁将会过热而烧坏。因此, 操作中应尽量避免各管受热不均, 燃烧室内避免火焰的偏烧及对流室内烟气的偏流, 也应避免热负荷的突降。

3) 运行中, 汽压的突变也会对水循环造成非常不利的影响。水的沸腾温度与压力关系密切。当炉管内汽压突然升高时, 水的沸点相应升高, 上升管内蒸发量减少, 受热较弱的管中水循环会变慢甚至停止, 可能导致管子破裂。相反, 当汽压突然降低时, 上升管及下降管由于汽压降低, 饱和水会剧烈沸腾起来, 产生大量蒸汽, 从而破坏水循环, 管壁失去水膜保护, 导致管子过热爆管。因此, 在锅炉运行中尽量避免汽压的波动, 调整时更不应使压力变化太快。

4) 锅炉给水品质带来的影响。我公司快锅是燃烧天然气加热炉管产生蒸汽的装置, 这就要求锅炉用水为脱盐水。如果给水含盐超标, 势必在炉管受热面内结垢, 使得炉管传热效率降低, 时间久了必然导致炉管过热甚至爆管。因此, 给水要严格要求, 不允许出现给水盐分超标现象, 应定期检验水质。另外, 由于锅炉给水带有微量盐分, 随着炉水的不断蒸发、浓缩, 使得炉水盐分不断增加。因此, 锅炉运行时的连续排污管要保持畅通, 排走部分盐分, 使水质符合要求。

5) 蒸汽中携带盐分会给过热器产生不利的影响。锅炉用水虽然经过了脱盐处理, 但仍然会带有微量盐分, 所以, 因高压蒸汽溶解了某些盐分或蒸汽携带了炉水水滴进入过热器时, 会因此在过热器炉管内壁上结垢, 影响炉管的传热效率。尽管蒸汽的带盐量很低, 但在锅炉长周期运行时, 也会析出大量盐垢。我公司2201-U为70吨/小时锅炉, 如果每公斤饱和蒸汽中含有一毫克盐分 (相当于蒸汽中含百万分之一的盐分) , 那么运行一年的时间, 蒸汽中将携带613Kg盐分。如此多的盐分如果在过热器锅炉管上结垢, 势必导致管子导热效率下降, 进而炉管过热破裂。因此运行时, 要保证炉水品质。同时, 遵守锅炉检修规程, 检修时认真检查汽水分离器及百叶窗式分离器。

4 炉管的检修

1) 炉管未穿透裂纹的修理:对炉管任何表面裂纹, 用砂轮或其他机械方法打磨去除, 打磨部分应圆滑过渡, 经表面探伤检查确认已彻底去除干净后, 用丙酮清洗干净后进行补焊。焊后必须打磨圆滑过渡。

2) 单根炉管的更换:对穿透性纵向裂纹, 材质劣化, 蠕胀鼓包超出规定值都需要对炉管部分或整体更换。更换长度不短于500mm, 焊缝中心距炉管弯曲起点最短距离不小于100mm。根据具体情况炉管更换可采用焊接法或涨接法。焊接法要打磨对接管子坡口约65°, 坡口经磁粉探伤合格。机械切割旧管, 切割部位距离汽包、泥包外壁至少200m m。打磨旧管坡口与新管组对焊接。焊底层应尽可能采用手工氩弧焊, 焊丝可采用TIGJ50, 如果现场不具备条件, 也可采用手工电焊, 焊条用E4315。底层打底完后需表面探伤确保没有裂纹或气孔。填充层焊条采用E7018或E5015。焊后100%射线探伤。

3) 对炉管的特殊处理:除炉膛左侧和后侧为水冷壁为单层炉管为, 其他位置炉管都为密布多层布置。这些都为炉管的检修带来很大不便, 特别对于对流光管内部炉管出现破坏。这时只能采取在汽包和泥包加堵头的方法把该炉管堵死。另外如破坏的炉管在外侧的几层。也可采取局部开天窗挖补的方法, 局部挖补时, 需注意挖补的对接部位打磨坡口经表面着色检查, 组对时严格控制错边量。同时控制焊接高度不低于母材, 不高于炉管母材表面1.5mm。实践表明这种修补方法还是切实可行的, 但同时也应注意, 由于采取局部挖补必然造成炉管内壁不光滑, 局部管径减小。对管内特别是上升管内锅炉汽水的流动产生影响。

竖直U型埋管换热器换热特性研究 第3篇

地源热泵因其良好的节能性、经济性、环保性而得到广泛的推广和应用。地源热泵的核心在于地下埋管换热器与土壤的换热。换热的模型可以分为钻孔内和钻孔外模型的叠加。本文仅就钻孔内三维导热模型进行了分析。

1 地埋管换热器传热模型研究

1.1 钻孔内模型的提出

1.1.1 一维导热模型

钻孔内的传热相对于钻孔壁以外部分的传热，内部传热介质的热容量和几何尺寸比外部的传热小的多，因此可将钻孔内部的传热过程当作稳态的传热过程来处理。由于钻孔的深度远大于其直径，忽略钻孔内轴向上的导热。工程上采用的最简单的模型把钻孔内的U型管内两根支管简化为一根当量直径管，进而把钻孔内部的导热简化为一维导热模型。这种模型由于过于简化，无法讨论U型管两支管之间的相互传热，以及两根支管中流体温度的变化趋势。

1.1.2 二维导热模型

二维导热模型考虑了钻孔内两根支管之间存在的互相影响的传热问题，故不同于单根支管在土壤中的换热情形。根据文献[1,2,3]提出的二维模型，如果两根管子单位长度的净热流量分别为q1和q2，由线性迭加原理，所讨论的稳态温度场应该是有这两个热流作用产生的过余温度场的和。

参照图1和图2分析钻孔内传热模型可得:

对上式进行线性变化得:

式中, ,

由R11=R22，得出R1=R2

下面对式 (2) 中钻孔内的等效热阻R11、R22和R12进行分析。考虑U型管两支管各自独立存在于钻孔内，忽略各接触面的接触热阻，流体到钻孔壁的传热热阻分别为R11和R22，该传热热阻包括管内流体与管内壁之间的对流换热热阻、管壁的导热热阻、管外壁至钻孔壁间回填物的传热热阻。

当U型管对称布置时，R11=R22

式中，Rf为管内对流换热热阻， (m℃) /W;Rp为管壁导热热阻， (m℃) /W;Rb为U型管支管外壁至孔洞壁间回填物的传热热阻， (m℃) /W;di为U型管内径，m;d0为U型管外径，m;db为钻孔直径，m;D为U型管两支管中心间距，m;h为流体和管内壁的对流换热系数，W/ (m2℃) ;λp，λb，λs分别为U型管管壁、管内回填物及周围土壤的导热系数，W/ (m℃) 。

在上述的二维模型中，由于回避了管内流体温度沿深度方向的变化，因此只能进一步的假定tf1=tf2, q1=q2=ql/2，以减少未知量的个数，其中ql是单位长度U型埋管总的传热量。显然，在这样的模型中，忽略了两支管中流体温度不同引起的热流“短路”。从而，本文在二维传热模型基础上进一步考虑了管内流体沿深度方向的变化。同时为了使模型仍保持可解，固体中的轴向导热仍忽略不计。这样的模型称为准三维模型。

1.1.3 准三维模型

U型埋管在土壤中的传热是一个比较复杂的过程，为便于模型的求解，结合U型管的实际传热过程，做如下几点简化处理:

(1) 忽略埋管与回填物的接触热阻及回填物与孔洞壁间的接触热阻;

(2) 回填物、土壤及管内流体的热物性参数恒定;

(3) 忽略埋管深度方向上的导热，仅考虑径向上的传热;

(4) 任意截面管内流体温度均匀稳定，仅沿深度方向变化。

对于埋管深度方向上z深度处任一微元体dz，根据能量平衡可得如下控制方程组:

式中，cp为流体定压比热，kJ/ (kg℃) ;m为U型管内循环流体的质量流量，kg/s;Tf1 (z) 、Tf2 (z) 分别表示进水管与出水管在井深z处的流体温度，℃。

求解上述微分方程组可得:

式中，

待定常数C1, C2有定解条件0zH, z=0，θ1 (0) =Tb-Tfin;z=H，θ1 (H) =θ2 (H) ，H为钻孔深度，m;Tfin为U型管的进口流体温度，℃。

式中,

故由推导可得:

埋管的出口温度:

单位管长的换热量:

1.2 U型埋管换热器的效能ε

1.2.1 埋管换热器效能ε的定义

U型地埋管换热器通过管内循环的流体与周围的固体土壤进行热量或冷量的交换，这与传统的两种液体之间的换热性质上有很大区别。但是同样作为换热设备，该换热器也是实现能量交换的设备。因此同样可以用换热器效能ε[4,5,6]来评价其换热性能。

基于换热器的换热特性，必然存在着最大的换热效能。理想情况下，埋管的出口温度等于钻孔壁温时，此时换热器效能最大。即Qmax=cpm (Tfin-Tb) ，而实际传递的热量Q=cpm (Tfin-Tfout) ，所以对于地热换热器钻孔壁以内的部分，其换热效能可以表达为:

将θ1 (0) ，θ2 (0) 的表达式带入上式，并进行变换可得到:

由式 (15) 可以看出，地埋管换热器的换热效能ε的值只与U型埋管钻孔的热阻与流体的热容量有关，而与进口流体温度、流体的流向及钻孔壁温无关。且其值是处于0～1之间的。

1.2.2 埋管换热器效能ε的应用

根据钻孔换热效率的定义式 (14) 可得:

由上式可以看出，在引入了钻孔效率以后，可以避开传统的计算方法缺点，即先求出流体的平均温度，再确定埋管流体进出口温度。该方法忽略了埋管流体沿深度方向上的不断变化。通过 (15) 求出的钻孔换热效率ε，再根据埋管传热负荷Q时，根据钻孔外传热模型得到的钻孔瞬时壁温之后计算出U型埋管的进、出口流体温度。

2 U型埋管换热器换热特性研究

根据上述式 (7) 所建立的模型，对U型埋管不同影响因素下的换热性能进行分析比较。模型输入的基本条件如下表1。

2.1 回填物导热性能的影响

分析图3可以看出，随着回填物导热系数λb的增加，管内流体的过余温度θ减小，其换热效果得到了增强。从图4明显看出，随着孔内回填物导热系数λb的增加，单位管长换热量ql增大。当λb为0～8 W/ (m℃) 时，换热量ql增加非常明显，但当λb大于12 W/ (m℃) ，ql的增加幅度很小。这是因为λb增大的同时，会增加管脚之间的相互传热。所以选取合适的λb是很重要的。

2.2 管内流量的影响

分析图5可以看出，随着管内流体流量的增加，管内流体的过余温度θ增加，进出口温差减小，但是这并不意味着换热量减小。从图6明显看出，随着管内流体流量m的增加，单位管长换热量ql增大。这是因为流量m的增大，管内流速增大，会加强管内的对流换热强度。但流量的增加不会带来换热量的无限增大，而是逐渐趋于平稳。同时流量的增加，会带来流动阻力的加大，增加泵的功耗。因此，流量的选择要同时考虑换热量ql和功耗的影响。

2.3 管脚间距的影响

分析图7可以看出，随着管脚中心距D增加，管内流体的过余温度θ减小。从图8明显看出，随着管脚中心距D的增加，单位管长换热量ql增大。这是因为D的增加会使管脚之间的热干扰越来越小。但是考虑到增大管脚间距会因钻孔孔径加大而增加钻孔费用及回填物的量。因此，管脚中心距D的选取原则应该是在选取合适的孔洞下，尽量增大管脚中心距D。

2.4 管材导热性能的影响

分析图9可以看出，随着管材导热系数λp增加，管内流体的过余温度θ减小，其换热效果得到了增强。从图10明显看出，随着管材导热系数λp的增加，单位管长换热量ql增大。但是，导热系数λp不能作为选取管材的唯一标准，还要同时兼顾管材其他方面的性能，如可塑性好，流动阻力小，能承受压力，价格低等因素。目前在实际工程中应用较多的是聚乙烯 (PE) 和聚丁烯 (PB) 管。

2.5 埋管换热器效能ε的影响

埋管换热器的效能ε是用来评价埋地换热器换热效果的指标。分析图11可以看出，随着流体至钻孔壁间的等效热阻R1增大，ε逐渐下降。在R1一定时，随着P的增大，即两支管间的等效热阻R12增大，换热效率ε得到了提升。分析表明，要提高埋管换热器的效能ε，必须尽量减小流体至钻孔壁间的等效热阻R1，增大两支管间的等效热阻R 12。

参考文献

[1]杨卫波, 施明恒.基于垂直U型埋管换热器的圆柱源理论及其应用研究[J].制冷学报, 2006, 27 (5) :51-57.

[2]曾和义, 方肇洪.U型管地热换热器中介质轴向温度的数学模型[J].热能动力工程, 2002, 17 (1) :7-12.

[3]刁乃仁, 曾和义, 方肇洪.竖直U型管地热换热器的准三维传热模型[J].热能动力工程, 2003, 18 (4) :387-390.

[4]杨卫波, 施明恒.地源热泵中U型埋管传热过程的数值模拟[J].东南大学学报, 2007, 37 (1) :78-83.

[5]涂爱民, 董华, 杨卫波, 佟少臣.基于圆柱源理论模型的U型埋管换热器的模拟研究[J].太阳能学报, 2006, 27 (3) :259-264.

管翅式热管换热器性能分析 第4篇

关键词：热管,换热器,CFD,换热效率,经济性

随着经济的高速发展和世界一次能源的不断消耗, 导致能源与环境两者之间矛盾日益变大, 现已成为限制国家发展的绊脚石。实施可持续发展战略和科学高效的利用清洁能源是解决这个问题的有效方法[1]。排烟的热量损失是各种型号锅炉的热损失中最多的, 排烟温度的高低直接决定了排烟热损失量的多少, 数据调查显示:排烟温度每增加10°C, 排烟热损失量增加0.6%~1.0%[2], 为了降低排烟热损失, 同时能将烟气中的灰尘进行除灰, 许多业内人士对换热器都进行了优化:王定标、董其伍[3]等应用数值仿真的方法对壳管式换热器的每个相关参数的变化对换热器的换热效果和流动性能的影响进行了详细的研究;聂建虎, 陶文铨[4,5,6]等对壳管式换热器封头和出流管口的管嘴之中的流体开展了模拟仿真计算, 对入口处的挡板布置及其结构方式的不同对出流管内的流体速度匀性的影响进行了研究。黄兴华、王启杰等[7,8]采用多孔介质模型对热管式省煤器的单相液体的速度场和温度场进行了三维数值仿真, 研究得出省煤器内部流体速度分布和传热分布规律。综上所述:热管换热器尽管在化工、航天、制冷等行业有成功的应用, 然而对于锅炉余热烟气回收专用热管节能换热装备研究并不广泛, 同时相应的热管换热产品也并未大范围推广使用。本文针对锅炉烟气余热使用热管换热器并将热管换热器加装肋片, 使其同时具有除尘的功能。

1 模型建立

本文优化的热管换热器有着比较大的面积, 繁琐的构造, 并且热管与翅片的数目很多, 在应对工程上复杂的实际问题时, 对实际热管换热器的物理模型进行一部分的简化, 所以做出了一些假设;

1.1 模型假设

(1) 分别模拟系统的烟气侧流动与除尘情况及水侧的换热性能。

(2) 把螺旋形的翅片简化成单一的圆形翅片, 且翅片在管外呈现斜向布置。

(3) 把低温烟气视为可压缩流体。

(4) 水看成不可压缩流体。

(5) 热管表面温度视为固定值

(6) 烟气进口速度、温度为恒定值。

(7) 按着翅片底部温度等效于热管外壁面温度。

依据所设计的热管换热器的结构参数及基本尺寸, 其进行建模, 图1即为热管换热器的三维模型图。

1.2 模型建立

根据所建立的物理模型及假设进行数学模型的建立;

1) 烟气区域的方程:

烟气侧采用混合模型

(1) 连续性方程为

式中, 是质量平均速度:ρm是混合密度:

αk是第k相的所占的百分比, m为质量源的质量传递。

(2) 动量方程

将每个单独相的动量方程进行叠加就组成了混合模型的动量方程:

式中:n为模型内所含有的相数, 为体积力, μm是混合相的粘性, 为第二相的漂移速度;

(3) 能量方程

式中:keff是有效热传导率, kt为紊流热传导率, Se为体积热源相,

对于可压缩相:, 对于不可压缩相为:Ek=hk, 这里的hk是第k相的焓。

(4) 第二相的体积分数方程

2) 水区域的控制方程

(1) 质量方程:

(2) 动量方程:

X方向:

Y方向:

Z方向:

(3) 能量方程:

式中, u、v、w分别表示x、y、z方向上的速度分量;p、T、k、Cp、ρ、μ、分别表示压力、温度、导热系数、定压比热容、密度、动力粘度。

1.3 模型的建立及网格划分

本物理模型采用非结构化四面体网格对其进行划分, 网格长度为2mm, 网格数量为135万左右, 网格划分图如图2与图3所示。

1.4 边界条件的确定

(1) 入口边界条件

入口边界条件采用速度进口, 烟气侧的进口风速为平均风速3m/s, 烟气温度为240°C;灰尘颗粒速度为3m/s, 温度为240°C, 灰尘体积分数定为5%;水的进口温度为298K, 进口速度为0.5m/s。

(2) 出口边界条件

出口边界条件采用outflow, 出口压力设为一个大气压。

(3) 壁面边界 (wall)

热管与水接触处的壁面设置为定温边界条件温度237°C,

2 结果分析

2.1 流场的分析

2.1.1 灰尘速度分布图

图4~7分别为不带倾角与带倾角的热管换热器在不同高度截面处的灰尘速度分布图, 图4~5所示, 在前6排热管附近处灰尘速度明显得到降低, 这意味着在一般型热管换热器的烟气侧, 灰尘接触到翅片管表面后速度明显降低, 当在出口处最小速度可降低到零。

图6~7为新型螺旋翅片热管换热器的在不同高度截面处的灰尘速度分布图, 在新型热管换热器底部灰尘的速度要低于在换热器上部的灰尘的速度, 这主要是由于灰尘接触翅片管后有一部分灰尘会沉积在翅片管的表面, 沉积在翅片管表面的灰尘在带有倾斜角的翅片以及自身重力的作用下沿着螺旋翅片向下的倾角下落到换热器底部, 使灰尘在换热器底部受到的阻力增大, 导致速度低于换热器顶部;灰尘颗粒在倾斜翅片管附近由于受到翅片的阻挡, 部分灰尘颗粒的速度明显减小, 剩余的灰尘颗粒在通过这排翅片管之后, 进入烟气侧下一排翅片管烟路之前, 速度基本趋于平稳, 速度分布也基本恢复均匀。

2.1.2 烟气速度分布图

图8~11为两种不同型热管换热器同一高度处的烟气速度分布图, 烟气在流过热管换热器烟气侧的每一排翅片管时, 在翅片热管的后部都会形成了涡流区, 但带有倾角翅片的热管后部所形成的漩涡区要长于普通热管换热器的漩涡区, 涡流区的存在将导致烟气边界层与翅片管表面的分离, 这样将使换热器换热效果变差。

图8~9中可见两条狭长的高速烟气速度带, 产生这两条高速带的主要原因是由于壁面处灰尘的大量堆积切存在边界层减小了烟气的流通通道, 由于烟气流通通道的截面变窄使得烟气的速度升高, 从而将堆积的灰尘吹走。

2.2 除尘效果的分析

图中12~13显示的灰尘体积分数较大的地方主要集中在倾角翅片的迎风侧, 并且由于重力的作用, 换热器的下部的灰尘体积分数要高于换热器上部灰尘体积分数, 而普通换热器灰尘体积分数较大的部分主要集中在换热器的前四排管子的迎风面处;

图中14~15显示灰尘体积分数在每个翅片管附近的分布数值较普通热管换热器翅片的均匀, 这一结果体现了在该新型热管换热器的设计时所选用的螺旋翅片管在除尘方面体现出的优越性, 并且磨损程度相当, 而普通热管换热器的翅片前三排磨损较严重, 寿命较低。

3 结论

(1) 在除尘功能上来讲, 新型热管换热器特殊的翅片结构使得其除尘功能较好, 而普通热管换热器和铸铁管式换热器只是依靠重力来进行除尘, 除尘功能较小。

(2) 在烟气侧的压降来说, 由于新型换热器内部结构复杂, 致使其烟气侧阻力较大, 压力降比普通热管换热器要大, 需要大功率的分机, 能耗多。

(3) 通过对新型热管换热器、普通热管换热器的经济性对比分析, 可以确定该新型热管换热器具有较大的发展空间和应用价值。

参考文献

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如何有效预防PPR管脆性破裂 第5篇

PPR管 (无规共聚聚丙烯) 是欧洲90年代初开发应用的新型塑料管道产品。由于PPR管具有保温节能、绿色环保和优异的耐热、氧稳定性与卫生等优点, 广泛应用于冷、热水给水管及高、低温暖气连接管等领域。由于其优良的物理机械性能、成型加工性能以及良好的化学稳定性、耐热性、抗蠕变性等, 这一新型塑料管道产品在短时间内得到迅速的发展, 广泛应用于各类建筑的冷热水系统。我国对PPR管材的研制开发相对较晚, 在98年左右才真正开始, 但发展十分迅速。近几年, 由于国家政策的导向和国内市场对PPR管材的需求, 从而使PPR管材在国内市场得到了迅速的发展。随着建筑行业材料更新换代的迫切要求, 国内许多企业看好这一市场, 纷纷投资建厂, 进行聚丙烯管材生产线的建设, 使得PPR管材成为市场开发与应用的热点, 并逐渐得到用户的青睐。1999年12月, 国家建设部等部委发文, 要求自2000年6月1日起, 在冷水领域, 强制淘汰铸铁管和镀锌管;在热水领域, 限时淘汰铸铁管和镀锌管, 推广使用绿色新型环保塑料管道。在国家政策的引导下, PPR管材在市场上显示出强劲的生命力, 其发展前景十分看好。

2 PPR材料性能

⑴物理性能:一般地说, 无规PP共聚物比PP均聚物的挠曲性好而刚性低。它们在温度降至0℃时, 还能保持适中的冲击强度, 而当温度降至-20℃时, 有用性就有限了。共聚物的弯曲模量 (1%应变时的割线模量) 在483～1034MPa范围内, 而均聚物则在1034～1379MPa范围内。PP共聚物材料的分子量对刚性的影响不如PP均聚物的大。

⑵化学性能:无规PP共聚物对酸、碱、醇、低沸点碳氢化合物溶剂及许多有机化学品的作用有很强的抵抗力。室温下, PP共聚物基本不溶于大多数有机溶剂。而且, 当暴露在肥皂、皂碱液、水性试剂和醇类中时, 它们不象其它许多聚合物那样会发生环境应力断裂损坏。当与某些化学品接触时, 特别是液体烃、氯代有机物和强氧化剂, 能引起表面裂纹或溶胀。非极性化合物一般比极性化合物更容易为聚丙烯所吸收。

3 PPR管材的生产加工工艺

PPR管的生产工艺为挤出成型工艺, 首先加料斗内的PP-R原料靠自重进入挤出机, 在挤出机料筒内经加热挤压混合, 充分塑化后从挤出机口模挤出, 进入定型台, 定型后的管材经牵引机, 通过定长测定, 由切割机切断, 管材经检验合格后入库。

管材生产工艺流程:PPR原料真空吸送上料料斗贮存进料挤压成型冷却定型牵引切割检验入库。管材挤出参数: (1) 螺杆转速5～38r/min, (2) 机筒温度分布:1～2区180～190℃、3～4区200～210℃, 模具温度200℃, 牵引速度2～20m/min。

4 PPR管材脆性破裂原因分析

PP-R是无规共聚聚丙烯, 也就是我们所说的Ⅲ型聚丙烯。它是由丙烯单体和少量乙烯单体在加热、加压和催化剂作用下无规共聚得到的。乙烯单体随机地分布到丙烯长链中, 其中乙烯单体一般控制在3%～5%之间。乙烯含量和乙烯与丙烯的聚合方式决定了其具有冷脆性的特点。当环境温度较低时, PPR管材韧性降低, 表现为脆性, 当管材受到外力的冲击或者重压时, 会出现直线开裂现象, 并且开裂情况是由内管开始, 向外管延伸。管材受到一个点的作用力造成开裂后, 在瞬间内, 这种开裂会沿着管材的轴线方向快速增长, 这个特性叫做快速裂纹增长。

5 如何有效预防PPR管材脆性破裂

5.1 生产加工的预防

在线退火预防PPR管材冷脆性。生产挤出PPR管材时, PPR管材的冷却是通过对管材外表面采用喷淋的方式进行冷却的。管材外壁冷却较充分, 结晶速度较快, 结晶细化, 结晶度较小;而管材内壁由于冷却不及时, 结晶速度较慢, 生成的球晶较大, 结晶度也较高。由于管材内外壁的结晶速度不同, 结晶程度不同, 会产生应力集中现象, 影响管材的性能。冷却工艺造成PP-R管材脆性, 主要是管材内外壁结晶速度不同而造成的。因此, 可以降低管材外壁结晶速度使得管材内外壁结晶速度同步降低管材脆性。低熔指的PPR原料分子链排列较紧密, 通过退火处理, 随着热量增加, 球晶尺寸变大。同时, 由于热量的吸收加大分子间的运动, 减小了因结晶产生的拉伸应力。因此, 通过退火工艺可以有效地提高管材的抗冲击性能。

PPR管材生产线上有4节真空冷却水箱, 挤出机挤出PPR管胚经过定径套在第1节真空冷却箱中真空淋浴冷却, 通过第2、3节冷却箱时, 关闭冷却水, 并向水箱中通以100℃的恒温热气流, 实现在线退火, 最后通过第4节真空水箱进行冷却, 管材切割、包装。

5.2 PPR管材的储存预防

⑴PPR管材在搬运的过程中严禁抛、摔、滚、拖。由于管材在低温下呈脆性, 在运输、装卸等过程中都有可能受到外力撞击, 在管材上产生肉眼看不见的细小裂纹或应力集中, 会在以后的安装和使用过程中产生隐患。因此, 在搬运过程中特别在冷天情况下, 对PPR管材应做到轻拿轻放, 避免外力撞击产生细微裂纹;

⑵管材应存放在库房和简易棚内, 且堆放高度不能超过1.5m。管材应存放在室内, 避免太阳光照射或者风吹雨淋, 堆放时可以分别装在特制的物流笼内 (见图1) , 避免由于管材堆放过高产生压力而使底部管材受挤压产生裂纹。

5.3 PPR管材的施工预防

⑴PPR管较金属管硬度低、刚性差, 在搬运、施工中应加以保护, 避免不适当外力造成机械损伤。在暗敷后要标出管道位置, 以免二次装修破坏管道。

⑵PPR管存在一定低温脆性, 冬季施工要当心, 切管时要用锋利刀具缓慢切割。对已安装的管道不能重压、敲击, 必要时对易受外力部位覆盖保护物。

⑶管道在切割前, 如发现因外力因素造成应力发白现象的管材, 则此管材不能使用。

⑷进行热熔连接之前, 要认真检查管材是否已经受损。特别是内壁, 因为管材在受外力时是内壁先发生破裂, 而后到外。避免使用内壁己经破裂但外管未破的管材。

⑸管道安装后在直埋及非直埋暗敷前必须试压。冷水管试压压力为系统工作压力的1.5倍, 但不得小于0.9MPa;热水管试验压力为工作压力的2倍, 但不得小于1.2MPa。

6 结束语

PPR管由于其环保节能、卫生、安装方便和使用寿命长等特点, 越来越广泛应用于建筑等领域。但由于PPR材料同时存在低温脆性等缺点, 使得在生产、运输和安装等过程中, 若稍微不注意预防, 会造成PPR管材的脆性破裂等隐患, 如果没能及时发现并消除隐患, 那么在使用过程中PPR管材会发生爆管现象, 会影响到客户的使用。因此, 应了解并有效预防PPR管材的低温脆性, 及时有效地将隐患消除在萌芽状态, 确保PPR管在安装和使用过程中的质量, 让客户用得更放心。

摘要：本文分析了PPR管的物理、化学性能及产生脆性破裂的原因, 并提出了预防PPR管脆性破裂的一些措施及建议。

关键词：PPR管,脆性破裂,退火,结晶度

参考文献

[1]高立新.我国PPR管现状及发展前景.化学建材, 2000, 16.

[2]杨玲.无规共聚聚丙烯PPR介绍.江苏化工, 2001, 29.

换热器管破裂论文 第6篇

在化学工业生产中所得到的固态产品或半成品往往含有过多的水分或有机溶剂 (湿份) , 要制得合格的产品需要除去固体物料中多余的湿份, 其干燥是利用热能使湿物料中的湿份汽化, 除湿程度高, 是制药生产中常用后期物料处理单元。其最为常见的干燥方式是:热风烘干及真空干燥。前者是利用换热器将空气或惰性气体 (用于烘干对氧化敏感的物料) 加热, 对物料进行热风吹干, 而后利用换热器对溶媒进行冷凝收集;后者是烘干设备对物料进行间壁式加热, 利用真空系统将物料中溶媒抽出, 通过换热器进行冷凝收集, 此种方式主要是为提高烘干速度和针对热敏性物料的烘干。

2 常见干燥方式对换热器的要求

在常见干燥方式中, 换热器是较为重要的环节, 其对于整个干燥过程的速率、干燥品质、能耗起到关键性的作用。

2.1 设备的安全运行

设备运行中始终伴随着高温、高压或高真空条件, 其安全性是系统的首要保障。

2.2 换热高效

干燥过程, 由于任何制药物料在此过程对于温控要求、干燥速率都有着相应的工艺要求, 因此高效换热是保障完成干燥指标要求的有效手段。

2.3 节能

干燥过程所供热能利用率及物料湿品溶媒回收率将直接影响生产成本。而且, 此单元溶媒损失在整个生产操作过程中所占比例, 较之其他单元操作要大得多, 这一点也是困扰大多数企业的难题。

2.4 占地空间有所限制

一般干燥系统都有着单独的系统空间。而整套干燥流程都会受现场空间的制约, 换热器在其中更会受空间及布局的制约, 设备占地越小, 安装越简便将越有利于系统合理布局。

3 螺旋螺纹管换热器在干燥系统中的性能

用于干燥系统的换热器有很多种, 螺旋螺纹管换热器 (结构如图1) 是其中性价比较高的产品, 其性能如下。

3.1 全不锈钢, 耐高温、高压, 寿命长

此种新型换热器的换热管束和壳体采用不锈钢316、316L材质, 具有统一的膨胀系数, 不会因压力和温度变化而引起换热器的变形。换热器耐高温、高压, 最高耐温400℃, 耐压1.6 MPa, 设计寿命为40年。

3.2 单位面积传热能力高

换热管束经特殊工艺加工成盘旋缠绕结构。换热管束两端通过先强度胀接后焊接的工艺固定在管板上, 管束与管板封装在换热器壳体内, 管板焊接在两端封头上。单位体积内增大换热面积, 经盘旋缠绕后的换热管束拉伸后长度可达壳体长度的4～6倍, 使热媒体在换热管内停留时间长, 换热更充分。双侧流体通过时沿轴向运动, 不断改变流体运动方向。在螺纹管增加湍流强度的同时, 再次强化传热, 保持稳定连续的强化作用, 使传热效果显著提高。

3.3 节能

在干燥过程中, 其传热难度大。如, 热风的制备中, 空气本身密度小, 热导率低, 蒸汽加热空气的传热系数低, 同时要求输送风量较大。又如, 溶媒回收, 系统真空度较高, 一般可达到-0.09 MPa以上, 要求溶媒蒸汽的流道要足够保持真空。无论真空还是热风, 不凝性气体量偏高, 甚至要远大于溶媒蒸汽量, 因此会大大降低溶媒的露点。这对换热器换热能力本身及冷煤供给都有严格的要求。

然而, 此种新型换热器的螺旋管式结构, 加大了热传导的分子碰撞几率 (见图2) , 实现双面强化传热, 传热系数是传统换热器的3～4倍, 可大幅提高热能利用率及溶媒回收率, 降低物料生产成本。

3.4 结构紧凑, 体积小, 重量轻, 便于安装

相对于传统换热器体积庞大, 笨重, 需要大型吊装而言, 此新型换热器螺旋缠绕方式, 结构紧凑, 换热器体积只有传统管壳式换热器的1/10左右, 占地面积小, 节省空间。

同时, 也因为体积小、重量轻, 更加便于安装、拆卸, 非常利于干燥系统合理布局。

4 螺旋螺纹管换热器对工况的要求

(1) 由于此新型螺旋螺纹管换热器的螺旋缠绕结构, 目前缠绕能力为单台设备480根管 (8 mm管径不锈钢管) 。因此, 大风量 (>万m3/h) 使用时能力有所限制。

(2) 对于物料加热冷却过程中, 易结晶或絮状粉尘类造成换热管严重堵塞的工况, 此种螺旋螺纹管换热器不适用。

(3) 溶媒蒸汽对316不锈钢有强腐蚀性时, 螺旋螺纹管换热器不适用。

5 结语

多钻孔竖直U型埋管换热器传热研究 第7篇

被称为21世纪“绿色空调技术”的地源热泵技术越来越受到人们的关注。多数研究者们对地源热泵的研究主要集中在单个钻孔地埋管换热器的传热性能上[1,2],并得到了一些有用的结论。然而,实际工程中,埋管换热器系统通常都是由多眼钻孔组成的[3,4],如果用以往的传热模型对其进行模拟,将单钻孔模拟的结果进行简单的叠加来对多钻孔温度场进行模拟,则不能真实和准确的反映整个钻孔区域内土壤的温度变化。

以多钻孔系统为研究对象,利用传热理论和数值方法对土壤温度场进行模拟,模拟结果能更真实和直观的反映实际情况。通常系统施工时设置埋管的场地和钻孔的深度都会受到限制,因此钻孔的布置形式和间距的选择就显得至关重要。通常地源热泵系统地下管群换热器的布置形式有两种,分别为顺序排列和交叉排列。本文针对以上两种典型的布置形式进行研究,分析系统运行时间及钻孔间距和布置形式对土壤温度场的影响。

1 传热模型及网格划分

(1)模型的建立基于如下假设:(1)忽略地表面温度波动对土壤温度的影响,认为土壤初始温度均匀一致,恒定不变,且等于边界土壤的温度;(2)认为埋管和回填土接触良好,忽略接触热阻;(3)管壁厚度与外界土壤相比忽略不计,即不考虑管壁热阻;(4)不考虑水分迁移对热量传递的影响。

(2)几何形状:模型的几何体包括U型管内的防冻液、U型管、回填材料及土壤。同时设各U型埋管左侧为进液管,右侧为出液管。钻孔横截面视为圆形,模拟范围内土壤的横截面视为四方形,计算面积为10 m10 m区域,区域内布置四眼钻孔,孔间距均相同。

(3)控制方程

式中λ土壤的导热系数,W/(m℃);

ρ土壤的密度,kg/m3;

c土壤的比热,J/(kg℃)。

(4)边界条件

(1)管内流体与埋管壁交界施加第三类边界条件

式中α管璧与防冻液换热系数,W/(m2℃);

T管璧的温度,℃;

Tw管内流体的温度,℃。

(2)计算土壤远边界施加绝热边界条件

式中n边界外法线方向。

(3)边界土壤温度保持土壤初始温度不变

式中T∞土壤初始温度,℃。

(5)初始条件

(6)网格划分

网格划分的原则是在温度场和速度场变化剧烈的地方和方向密集划分网格,而在温度场和速度场变化缓慢的地方和方向疏松划分网格。由于地下换热器传热过程中,温度沿径向方向变化较大,因此在水平方向上对U型管周围网格进行了局部加密。用三节点单元对U型管周围回填土及土壤进行单元划分,如图1为钻孔顺序排列的情况,图2为钻孔交叉排列的情况。

(7)模拟参数

热泵在制冷模式下,防冻液进出口温度分别取为37℃、33℃(进出口液体最大温差大约为5℃[5])。研究垂直深度为2m处换热器周围土壤温度场的分布情况。模拟计算参数见表1[6,7]。

2 系统运行时间对土壤温度场的影响

有研究表明,系统运行400 h模拟运行已经能够很好的反映土壤温度场的变化趋势[4],因此,这里研究720 h内钻孔中心间距为4 m时土壤温度场的变化情况。

从图3～图6可以看出,系统运行24 h内,各钻孔的热作用半径(换热器中心至土壤温度为15℃的界面的水平距离)均为2.04 m,说明各钻孔相互之间温度场基本未受影响,且四个换热器温度场分布相同。系统运行24 h以后,各钻孔间开始出现热干扰现象,随着运行时间的增长,热干扰现象越强烈。图7表示了系统不同运行时间Y=2 m处土壤温度在X方向的温度分布。

(时间自上而下增加)

表2表示了钻孔间有热干扰时土壤的温度变化情况,表3表示了钻孔无热干扰时土壤的温度变化情况,两组数据具有可比性。结合图5、表1和表2,通过比较得知各钻孔内的温度分布几乎不受钻孔间热干扰的影响,钻孔内的温度大幅度高于周围土壤温度,热干扰主要发生在钻孔之间,在两钻孔中间影响最大,温升(3.78℃)比无热干扰时(2.05℃)高1.73℃(尽管最大温差不在两钻孔中间位置)。

注:温差指系统运行120 h和720 h计算区域某一点处土壤温差(Y=2 m)。

注:温差指系统运行120 h和720 h计算区域某一点处土壤温差(Y=2 m)。

3 钻孔布置形式对土壤温度场的影响

模拟系统运行480 h后,钻孔中心间距分别为4 m、5 m和6 m,钻孔顺序排列时的土壤温度分布情况,以及钻孔中心间距为4 m,钻孔交叉排列时的土壤温度分布情况。其他参数同上。

由图8～图11可以看出,同一运行时间,钻孔顺序排列时,随着钻孔中心间距的逐渐增大,模拟土壤区域中间部位的温度逐渐降低。图12表示了Y=0时,土壤温度在X方向的温度分布图。

首先,对于钻孔顺序排列的情形,随着钻孔中心间距的增大,各个点的土壤温度逐渐减小,而且温度曲线也趋于平缓。这说明热泵机组运行条件相同时,钻孔间距越大,相应的可以有更多的热量排放到土壤中,即更有利于钻孔附近的土壤能源被充分利用。

其次,当钻孔间距为4 m时,比较钻孔顺序排列和交叉排列的曲线不难发现,顺序排列的情形,土壤温度分布曲线波动很大,四个钻孔之间的温度波动较明显,最低温度为16.55℃,最高达17.54℃,在X方向上土壤平均温度为16.84℃。而钻孔交叉排列的情形,土壤温度分布曲线相对很平缓,温度分布均匀,尤其是钻孔间的温度波动特别小,在X方向上土壤平均温度为17.43℃。这说明钻孔顺序布置的方式对土壤能源的利用很不均衡,在钻孔附近的区域土壤的冷量被大量取出,而钻孔之间的区域冷量却利用较少。而交叉排列的情形就不一样,钻孔附近区域土壤能源利用很均匀。以上分析说明从土壤能源利用均衡性角度来讲钻孔交叉排列的形式优于顺序排列的形式。

4 结论

四个钻孔垂直U型埋地换热器运行720 h模拟结果表明:运行24 h以后,各钻孔间开始出现热干扰现象,随着运行时间的增长,热干扰现象越强烈。各钻孔内的温度分布几乎不受钻孔间热干扰的影响,钻孔内的温度大幅度高于周围土壤温度,热干扰主要发生在钻孔之间,在两钻孔中间影响最大;钻孔间距越大,相应的可以有更多的热量排放到土壤中,即更有利于钻孔附近的土壤能源被充分利用。且从土壤能源利用均衡性角度来讲钻孔交叉排列的形式优于顺序排列的形式。

摘要：以地源热泵地下U型埋管四钻孔换热器为研究对象,利用有限元计算方法,编制程序,模拟分析了系统运行时间及钻孔顺序排列和交叉排列时钻孔间距和布置形式对土壤温度场的影响。结果表明:随着运行时间的增长,热干扰现象越强烈,热干扰主要发生在钻孔之间,在两钻孔中间影响最大;从土壤能源利用均衡性角度来讲钻孔交叉排列的形式优于顺序排列的形式。

关键词：U型埋管四钻孔换热器,顺序排列和交叉排列,热干扰,土壤温度场

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