逆流式蒸發(fā)冷凝型煙氣全熱換熱器的數值模擬研究

李逸飛,杜震宇,華 靖

(太原理工大學 土木工程學院, 太原 030024)

0 引言

以天然氣作為燃料的供熱方式最大的熱損失是煙氣排放帶走的熱量。煙氣中含有大量的水蒸氣,經計算,在55 ℃時,飽和煙氣中水蒸氣的潛熱量占總煙氣余熱的比例接近44%,占天然氣低熱值的比例達10%～11%。如果將排煙溫度降到水蒸氣的露點溫度以下,則可充分回收其潛熱,提高天然氣利用效率[1]。其中露點溫度是指煙氣在水汽含量和氣壓保持不變時,冷卻到飽和時的溫度。

在煙氣余熱回收領域,國內外學者做了大量研究。關于間壁式換熱器的研究,王政偉等[2]建立了三維模型對間壁式波紋板換熱器進行模擬研究,結果表明,當煙氣流速為2～3 m/s,煙道寬度為10～20 mm,波紋高度為18～20 mm時,換熱效果較好。朱峰等[3]實驗研究了煙氣冷凝換熱規(guī)律以及不同防腐材料表面對換熱性能的影響,結果表明,換熱器的煙氣進出口溫度越低,煙氣單位溫降下的換熱量和冷凝水量越多;煙氣冷凝水的pH值為2.99～3.53;通過對換熱器表面改性可以起到強化換熱的效果。然而,在利用間壁式換熱器回收煙氣余熱時,通常以熱網回水或空氣作為冷源,熱網回水溫度通常為45～50 ℃,而燃氣鍋爐的煙氣露點約為55 ℃,因此,能夠冷凝回收的潛熱非常少,需要尋找更低溫的冷源來回收潛熱。為了創(chuàng)造低溫冷源,研究者將熱泵用于煙氣余熱回收。張群力等[4]將電熱泵應用于煙氣余熱回收系統(tǒng)并通過分級回收煙氣的顯熱與潛熱,結果表明,當熱網回水溫度為40 ℃、流量為11.0 L/min時,煙氣出口溫度可降至19.8 ℃,系統(tǒng)COP為3.3。付林等[5-7]對基于吸收式熱泵的煙氣余熱回收系統(tǒng)進行了實驗、模擬及分析,并提出了可用于評價該系統(tǒng)的經濟指標。Qu等[8]建立模型比較分析了將熱水驅動、煙氣驅動以及直燃式3種吸收式熱泵用于煙氣余熱回收的熱效率提升效果及投資回報年限,結果表明,直燃式吸收式熱泵系統(tǒng)性能最佳,熱泵COP為1.75,系統(tǒng)熱效率可提高10%。盡管使用熱泵可以深度回收煙氣潛熱,但需要高品位能源驅動熱泵機組以獲得冷源,造成額外的能源消耗。

關于空氣-煙氣全熱換熱的煙氣余熱回收系統(tǒng)的研究,法國工程師Gaz de France首次提出了利用空氣-煙氣全熱換熱的煙氣余熱系統(tǒng)(法國專利號7 900 901),系統(tǒng)由煙氣-水間壁式換熱器、煙氣-水直接接觸式換熱器、空氣-水直接接觸式換熱器組成。之后Guillet等[9]提出將原煙氣-水間壁式換熱器替換為煙氣-水直接接觸式換熱器與水-水換熱器,系統(tǒng)原理如圖1所示。天然氣在鍋爐中燃燒產生的煙氣先后進入1塔與2塔,進行連續(xù)的降溫減濕后排入大氣;1塔中的噴淋水得到煙氣的熱量后,進入水-水換熱器,將熱量傳遞給熱網回水實現(xiàn)煙氣余熱回收;環(huán)境空氣進入3塔,被吸收了2塔中煙氣熱量的噴淋水加熱加濕后進入鍋爐助燃。3塔中的噴淋水被空氣冷卻后又流入2塔被煙氣加熱,2塔與3塔間的噴淋水形成內循環(huán),是煙氣與空氣全熱換熱的中間流體。煙氣通過該內循環(huán)將熱量、濕量傳遞給空氣,高溫、高濕的空氣進入鍋爐助燃,提高了出口煙氣的含濕量及露點溫度,使原本因溫度高于煙氣露點溫度、不能回收煙氣冷凝熱的熱網回水能夠作為冷源,深度回收煙氣余熱。

圖1 基于空氣-煙氣全熱換熱的煙氣余熱回收系統(tǒng)原理圖

Wang等[10-11]將上述系統(tǒng)命名為三塔系統(tǒng),并將其分為2個子系統(tǒng),1塔與水-水換熱器為子系統(tǒng)Ⅰ,2塔與3塔為子系統(tǒng)Ⅱ,研究了氣體飽和線非線性對“三塔系統(tǒng)”的影響并做出優(yōu)化。如圖2所示,由于煙氣與空氣的飽和線是非線性的,即為變熱容量流體,而作為中間流的噴淋水是定熱容量流體,即便當換熱面積無限大時,煙氣-水-空氣3條線也不可能無限接近,系統(tǒng)效率無法達到100%。為了解決該問題,Wang等對子系統(tǒng)Ⅱ進行高溫段與低溫段的分段處理,使得原本是一條直線的噴淋水變?yōu)槎喽握劬€,通過多段折線貼合曲線的方法,使3種流體熱容量更加匹配,從而提升子系統(tǒng)Ⅱ的換熱效率。結果表明,通過對子系統(tǒng)Ⅱ的分段處理,換熱效率提升明顯,潛熱與全熱回收效率均提高14%,排煙溫度由27.3 ℃降至13.7 ℃。雖然“三塔系統(tǒng)”不需要額外高品位能源即可回收煙氣潛熱,但以水作為中間流體進行煙氣-空氣的全熱換熱,因三股流體熱容不匹配導致?lián)Q熱效率受限的問題始終存在,對子系統(tǒng)Ⅱ分段處理,雖然可以提高極限效率,但是并未從根本上解決問題,而且使得系統(tǒng)過于復雜,運行調節(jié)困難。

圖2 子系統(tǒng)Ⅱ T-Q曲線

本文針對“三塔系統(tǒng)”中煙氣-水-空氣熱容不匹配導致系統(tǒng)換熱效率受限的問題,提出逆流式蒸發(fā)冷凝型全熱換熱器,替代“三塔系統(tǒng)中”的子系統(tǒng)Ⅱ,以流量極低的噴淋水膜代替中間流體,解除了其對系統(tǒng)效率的限制。

1 全熱換熱器的結構和換熱原理

本文的研究對象是煙氣與空氣逆流的板式換熱器,圖3為系統(tǒng)及結構示意圖。該換熱器由若干個煙氣通道與空氣通道交替組合而成,2個通道被金屬板隔開。由于煙氣已在“三塔系統(tǒng)”的1塔中被噴淋加濕,因此,進入全熱換熱器的煙氣是飽和的。飽和煙氣從上方進入煙氣通道,向下流動,通過金屬板將熱量以顯熱的形式傳給空氣通道的水膜,同時,煙氣中的水蒸汽遇到低于其飽和溫度的金屬板時,水蒸氣凝結釋放潛熱,凝結液聚集在金屬板表面,通過重力作用匯聚,并將收集的冷凝水噴淋在空氣通道側的金屬板上形成水膜。空氣從下而上進入通道,與水膜直接接觸進行熱濕交換,吸熱吸濕后排出換熱器進入鍋爐助燃。

圖3 全熱換熱器示意圖

熱平衡分析可以將傳熱分為5個部分：煙氣、冷凝水膜、金屬換熱板、噴淋水膜以及空氣,傳熱傳質過程如圖4所示。

圖4 傳熱傳質過程示意圖

在煙氣通道內,熱平衡方程可以表示為式(1)：

(1)

在冷凝水膜內,熱平衡方程可以表示為式(2)：

(2)

在噴淋水膜內,熱平衡方程可以表示為式(3)：

(3)

在空氣通道內,熱平衡方程可以表示為式(4)：

(4)

式(1)—(4)中：H為焓值,kJ/kg;Cp為定壓比熱容,kJ/(kg·K);m為質量,kg;T為溫度,K;r為水的汽化潛熱,kJ/kg;Q為熱量,J;下標g表示煙氣;下標a表示空氣;下標d表示煙氣或空氣狀態(tài)為干;下標v表示水蒸氣;下標w表示冷凝水;下標c表示熱傳導;下標s表示噴淋水;下標in表示入口;下標out表示出口。

在換熱器端差很小的情況下：

(5)

將式(5)代入式(3)得到：

(6)

將式(2)與式(6)結合,可以得到

(7)

2 模型建立

2.1 物理模型

全熱換熱器的物理模型如圖5所示,考慮到對稱性,該模型包括全熱換熱器的半個煙氣通道、半個空氣通道、換熱板、冷凝水膜以及噴淋水膜。由于z方向尺寸遠小于x方向與y方向尺寸,且z方向的速度、溫度等分布對換熱器性能影響很小,因此,模擬選擇建立x-y平面上的二維模型,并將z方向的傳熱傳質用熱源項和濕源項表示[12]。

圖5 全熱換熱器物理模型

2.2 數學模型

參考其他含有冷凝及蒸發(fā)換熱的板式換熱器尺寸[3,13-14],選擇換熱板為平直板,材料為304不銹鋼,根據板長1.2 m、板寬0.5 m、板厚0.8 mm、通道間距6 mm的換熱板尺寸進行二維建模。

對模型采用以下假設：

1) 忽略煙氣與空氣除比熱外其他熱物性差異;

2) 忽略換熱板與兩側水膜之間對流換熱熱阻;

3) 氣體的傳熱、傳質過程為穩(wěn)態(tài),且為不可壓縮流動;

4) 忽略換熱器與外部環(huán)境之間的熱量交換;

5) 濕表面充分浸濕。

2.3 控制方程

連續(xù)性方程[15]：

ρ▽u=0

(8)

式中：ρ為密度,kg/m3;u為速度矢量,m/s。

動量方程[15]：

ρ(u·▽)u=▽[-p+μ(▽u+(▽u)T)]

(9)

式中：p為壓力,Pa;μ為動力粘度,pa·s。

能量方程[15]：

ρcpu·▽t=▽(k▽t)+φ

(10)

式中：k為導熱系數,W/(m·K);φ為熱源項,W/m3。

組分擴散方程[15]：

u·▽d=▽(Dab▽d)+φm

(11)

式中：d為含濕量,kg·(kg·干空氣)-1;Dab為質擴散率,m2/s;φm為濕源項,kg/m3。

煙氣熱源項：

(12)

(13)

式中：h為煙氣與噴淋水膜的換熱系數,W/(m2·K);hg和hs分別為煙氣和噴淋水膜表面的換熱系數,W/(m2·K);l為通道間距,m;δ為厚度,m;k為導熱系數,W/(m·K);下標pl為換熱板。

空氣熱源項：

(14)

濕源項：

(15)

式中：r(ta)和r(ts)分別為空氣溫度和噴淋水膜溫度下的水蒸氣焓值,kJ/kg;ha與hm分別為空氣與噴淋水膜的對流換熱系數和對流傳質系數,m/s;下標b為噴淋水膜表面飽和空氣層。

噴淋水膜熱源項：

(16)

干煙氣的Nu數由經驗公式[17]給出：

Nug,d=8.235

(17)

對于煙氣側對流換熱：

(18)

(19)

式中：Pr為普朗特數;Sc為施密特數;v為運動粘度,m2/s;a為導溫系數,W/(m·K);Di為擴散系數,m2/s。

經計算,0.6

飽和煙氣的Nu：

(20)

空氣和水膜的對流換熱系數運用Dowdy等[18]提出的適用于直接蒸發(fā)冷卻的準則關聯(lián)式來估算：

(21)

(22)

式中：le為定性長度;Re為雷諾數;V為潤濕介質體積,m3;A為濕表面面積,m2。

采用劉易斯關系式計算空氣通道內空氣與水膜的傳質系數：

(23)

式中：Le為劉易斯數。

2.4 邊界條件

2.4.1煙氣

入口：

tg=tg,in,ug=ug,in

(24)

出口：

(25)

2.4.2噴淋水膜

入口：

ts=ts,in,us=us,in

(26)

出口：

(27)

2.4.3空氣

入口：

ta=ta,in,ua=ua,inda=da,in

(28)

出口：

(29)

其余邊界為通道外壁面,視為絕熱邊界。

2.5 算法選擇與網格無關性檢驗

采用多物理場仿真軟件COMSOL Multiphysics對構建的數學模型進行求解,求解方法為有限元法。采用流體傳熱和傳熱2個模塊,構建層流、流體傳熱、空氣中的水分輸送和濕空氣傳熱4個物理場并對其進行耦合求解。對模型進行結構化網格劃分,選擇單元數量為8 473、14 250、20 375、26 843、32 079的網格進行網格無關性檢驗,得到的煙氣出口溫度分別為14.60、14.62、14.64、14.64、14.65 ℃。綜合考慮計算精度及計算迭代時間,選擇單元數量為20 375的網格進行模擬計算。

2.6 模型驗證

由于現(xiàn)有公開發(fā)表的實驗中,暫無使用該類全熱換熱器進行煙氣-空氣換熱的實驗數據,而煙氣與空氣在熱物性上僅存在比熱的差異,在傳熱系數等其他參數上差異極小,因此,采用空氣-空氣換熱的實驗進行模型試驗,結果可行。

采用Riangvilaikul等[19]的實驗數據進行驗證,幾何參數和操作條件均與實驗設置一致。換熱板長1.2 m,寬0.3 m,通道間距5 mm,噴淋水溫度28 ℃,噴淋水質量流量60 g/h,在不同速度、溫度和濕度條件下,本模型空氣出口溫度與實驗值如圖6所示,可知誤差范圍在6%以內,本文構建的數學模型可以用于全熱換熱器性能參數的優(yōu)化研究。

圖6 出口溫度實驗值與模擬值相對誤差曲線

3 模擬結果與討論分析

3.1 模擬參數設置

本節(jié)分別對不同氣體流動方式、煙氣流速、循環(huán)水質量流量、板片長寬比及通道間距對全熱換熱器的性能影響進行了研究及分析。在分析中,煙氣與空氣質量流量之比保持一致;煙氣入口溫度恒定為60 ℃;考慮到冬季為供暖季,煙氣余熱回收需求更大,將空氣入口溫度定為0 ℃;換熱板初始溫度定為冬季室內設計溫度20 ℃。本文研究換熱器關鍵參數的參考值及其變化范圍如表1所示。其中,當噴淋水質量流量為2.6 kg/h時,即可滿足在參考值下空氣升至最高溫度維持飽和狀態(tài)所需水量,此時,空氣與噴淋水質量流量之比為6.6。

表1 關鍵參數的參考值及其變化范圍

3.2 性能評價

本次分析中,全熱換熱器的換熱效率用全熱換熱效率η表示。

(30)

式中：Hg,in表示煙氣入口的焓值;Hg,out煙氣出口的焓值;H0 ℃,g表示20 ℃時,飽和煙氣的焓值。本次分析中,取0 ℃時飽和煙氣與空氣的焓值為0,則η可以表示為

(31)

換熱量Q表示全熱換熱器換熱能力的大小。

Q=ΔHa·ma

(32)

式中：Q表示換熱量,kW;ΔHa表示進出口空氣的焓差,kJ/kg;ma表示入口空氣的質量流量,kg/s。

3.3 氣體流動方式的影響

為獲得更高的換熱效率,煙氣與空氣的流動形式選擇為逆流,逆流形式下的氣體流動方式有3種：① 煙氣從換熱器上方流入下方流出,空氣與煙氣流向相反,煙氣與空氣在y方向上逆流且空氣與噴淋水膜逆流;② 煙氣從換熱器下方流入上方流出,空氣與煙氣流向相反,煙氣與空氣在y方向上逆流且空氣與噴淋水膜順流;③ 將換熱板長度與寬度上的尺寸互換,煙氣與空氣均從換熱器側方流入流出,煙氣與空氣在x方向上逆流且空氣與噴淋水膜交叉流。

當空氣與噴淋水質量流量之比為6.6,換熱板長寬比為2.4,通道間距為6 mm,換熱板面積為0.6 m2,煙氣流速從1 m/s增加至5 m/s時,3種氣體流動方式下全熱換熱器性能的變化如圖7、圖8所示。

圖7 氣體流動方式對煙氣及空氣出口溫度的影響曲線

圖8 氣體流動方式對全熱換熱效率及換熱量的影響曲線

由圖7及圖8可知,方案2條件下煙氣出口溫度最低,全熱換熱效率及換熱量均最高,方案1次之,方案3最差。如果單純從全熱換熱效率和換熱量的角度上考慮,應選擇方案2。但在實際運行中,氣體流向對換熱板兩側水膜會產生很大影響。在煙氣通道內,煙氣與冷凝水膜順流可以使冷凝水更容易收集,而在空氣通道內,空氣與噴淋水膜逆流可以加速噴淋水向空氣的蒸發(fā)?？紤]到模擬結果中方案1與方案的2的換熱效果相差不大,選擇方案1,即煙氣從換熱器上方進入、空氣從換熱器下方進入的方案更合理。

3.4 煙氣入口流速的影響

當空氣與噴淋水質量流量之比為6.6,換熱板長寬比為2.4,通道間距為6 mm,換熱板面積分別為0.6、0.8 、1 m2時,全熱換熱器的性能隨煙氣入口流速的變化如圖9、圖10所示。

圖9 煙氣入口流速對煙氣及空氣出口溫度的影響曲線

圖10 煙氣入口流速對全熱換熱效率及換熱量的影響曲線

由圖9及圖10可知,隨著煙氣入口流速的增大,煙氣出口溫度逐漸升高,全熱換熱效率基本呈線性下降,換熱量持續(xù)增大但增長速度下降。當換熱板面積為0.6 m2,煙氣的入口流速從1 m/s增長至5 m/s時,煙氣出口溫度從9.5 ℃升至37.2 ℃,全熱換熱效率從92.6%降低至78.6%,換熱量從0.75 kW增至2.74 kW,增長了265.3%。當煙氣入口流速為在3.5 m/s以內時,3種板面積下的全熱換熱效率基本保持在85%以上,可實現(xiàn)對煙氣余熱的高效回收。為了在得到較高的全熱換熱效率同時兼顧換熱量,建議選取2.5～3.5 m/s的入口流速。

煙氣入口流速影響全熱換熱器換熱性能的主要原因是：隨著煙氣入口流速的增加,煙氣與換熱板接觸時間變短,煙氣還未與換熱板進行充分的熱交換就流出通道,使得單位質量的煙氣換熱量減少,出口平均溫度升高,全熱換熱效率降低;同時,由于煙氣質量流量的增幅高于全熱換熱效率的減幅,因此,換熱量隨煙氣入口流速的增大而增大。

3.5 噴淋水質量流量的影響

當煙氣入口流速為2.5 m/s,換熱板長寬比為2.4,通道間距為6 mm,換熱板面積為0.6 m2時,全熱換熱器的性能隨噴流水質量流量的變化如圖11、圖12所示。

圖11 噴淋水流量對煙氣及空氣出口溫度的影響曲線

圖12 噴淋水流量對全熱換熱效率及換熱量的影響曲線

由圖11及圖12可知,噴淋水質量流量的增加對全熱換熱器性能呈負面影響,隨著噴淋水質量流量的增加,煙氣出口溫度升高,全熱換熱效率和換熱量均下降。因此,在滿足空氣升溫保持飽和狀態(tài)所需的水量前提下,噴淋水質量流量越小越好。并且改變煙氣流速、通道間距等其他參數條件后,模擬發(fā)現(xiàn),空氣與噴淋水質量流量之比對換熱器性能的影響規(guī)律不受其他因素影響。

噴淋水質量流量影響換熱器換熱效果的主要原因是：噴淋水膜表面?zhèn)鳠嵯禂惦S噴淋水質量流量的增加而減小,且隨著噴淋水質量流量的增大,通道內水膜整體溫度降低,導致水膜表面飽和空氣含濕量降低,水膜向空氣質傳遞速率降低,整體換熱量減小,全熱換熱效率降低。

3.6 換熱板長寬比的影響

以換熱板面積為0.6 m2、通道間距為6 mm、煙氣入口流速為2.5 m/s時的煙氣質量流量為標準保持不變,當空氣與噴淋水質量流量之比為6.6,換熱板面積分別為0.6、0.8、1 m2時,全熱換熱器的換熱性能隨換熱板長寬比的變化如圖13、圖14所示。

圖13 換熱板長寬比對煙氣及空氣出口溫度的影響曲線

圖14 換熱板長寬比對全熱換熱效率及換熱量的影響曲線

由圖13及圖14可知,隨著換熱板長寬比的增加,煙氣出口溫度降低,全熱換熱效率及換熱量在長寬比達到3之前快速增長,在長寬比達到5以后增量已經很小。當換熱板面積為0.6 m2,長寬比從1增至3、3增至5、5增至7時,全熱換熱效率從86.2%增至87.5%、87.5%增至87.9%、87.9%增至88.1%,分別增長了1.3%、0.4%和0.2%。為獲得較高的全熱換熱效率及換熱量,同時考慮換熱器過高會引起噴淋水不易噴淋等問題,建議采用3—5的長寬比。

換熱板長寬比影響換熱器換熱效果原因是：當換熱板面積一定時,隨著長寬比的增加,煙氣入口截面減小,由于煙氣入口流量一定,入口流速增加,且入口流速與板長增加的比例相等,煙氣換熱時間不變,煙氣流速增加,使得傳熱、傳質系數增加,因此全熱換熱效率增高。

3.7 通道間距對換熱器換熱性能的影響

當煙氣入口流速為2.5 m/s,空氣與噴淋水質量流量之比為6.6,換熱板長寬比為2.4,換熱板面積分別為0.6、0.8、1 m2時,全熱換熱器的性能隨通道間距的變化如圖15、圖16所示。

圖15 通道間距對煙氣及空氣出口溫度的影響曲線

圖16 通道間距對全熱換熱效率及換熱量的影響曲線

由圖15及圖16可知,隨著通道間距的增加,煙氣出口溫度升高,全熱換熱效率基本呈線性降低,換熱量持續(xù)增長但增長幅度有所下降。當換熱板面積為0.6 m2,通道間距從3 mm增至6 mm、6 mm增至9 mm時,換熱量分別從0.92 kW增至1.681.68 kW增至2.28 kW,增長值分別為0.76、0.6 kW。當通道間距低于7 mm時,3種板面積下的全熱換熱效率均可達85%以上,可實現(xiàn)對煙氣余熱的高效回收。為獲得較高的全熱換熱效率,應選擇更小的通道間距,然而通道間距過小又會引起換熱量不足以及通道內雜物堵塞等問題,影響換熱機組的連續(xù)生產,因此,建議選擇5～7 mm的通道間距。

通道間距影響換熱器換熱效果的主要原因是由于煙氣入流流速一定,通道間距增加,煙氣與空氣的質量流量同時增加,換熱量增大;同時隨著通道間距增加,通道中心的氣體遠離換熱板,不能與換熱板進行充分的換熱,從而使得全熱換熱效率降低。

4 結論

1) 煙氣上進下出與下進上出條件下的全熱換熱效率相差不大,考慮到氣體流動對冷凝水收集以及噴淋水蒸發(fā)的影響,選擇煙氣上進下出的流動方式更合適。

2) 隨著煙氣入口流速的增加,煙氣出口溫度升高,全熱換熱效率基本呈線性下降,換熱量持續(xù)增大但增長速度降低,綜合考慮全熱換熱效率及換熱量,建議選擇2.5～3.5 m/s的煙氣入口流速;在滿足空氣維持飽和狀態(tài)所需水量的條件下,全熱換熱效率及換熱量均隨噴淋水質量流量的增加而下降,且此趨勢不受其他因素影響。

3) 當換熱板面積一定時,全熱換熱效率及換熱量隨長寬比的增大而增大,但當長寬比達5以后,增量變得很小,綜合考慮換熱性能以及換熱器過高引起噴淋水噴淋困難等問題,建議選擇3—5的長寬比;隨著通道間距的增加,全熱換熱效率下降,換熱量持續(xù)增加但增幅降低,綜合考慮全熱換熱效率、換熱量以及通道過窄造成雜物堵塞等問題,建議選擇5～7 mm的通道間距。