冷干機中預冷器熱交換過程分析

在壓縮空氣冷凍式干燥機中 ,  為了充分利用能量(冷量) 及避免排氣管外壁低溫掛露 , 在蒸發(fā)器前都設置有一只通稱為“預冷器”的空氣 —空氣熱交換器。預冷器對冷干機的經濟運行起著重要作用 , 有必要對它的工作過程做一分析。

（圖1  順叉流換熱的預冷器）

圖 1 所示的冷干機換熱器總成中 (圖中省略水氣分離器) , 初始溫度為 t′1 的濕熱壓縮空氣( 熱流體)進入預冷器殼程與管程中初始溫度為 t′2 的干燥低溫空氣 (冷流體) 進行熱交換。通過間壁對流換熱, 在進入蒸發(fā)器前熱流體溫度下降到 t″1, 冷流體則在進入排氣管前溫度上升到 t″2。為防止出現氣流死角, 殼程中設置有多片導流折板, 使冷、熱流體呈順叉流換熱。預冷器中冷、熱流體溫度沿換熱面積按雙曲函數變化,見圖 2 

（圖2）

冷干機預冷器與工業(yè)上常見的同類換熱器相比有如下特點:( 1 ) 預冷器的工作溫度與周圍環(huán)境溫度十分接近近, 冷、熱流體的最大溫差一般不超過 40 ℃, 在此溫度下即使換熱器殼體外壁不覆蓋絕熱材料, 它與周圍環(huán)境的熱交換(輻射換熱) 也可忽略不計。冷、熱流體在預冷器中基本上作純對流換熱, 兩者之間吸、放熱平衡, 熱流體放出的總熱量全部被冷流體所吸收, 因而熱流體的焓值變化 h′1 - h″1與冷流體的焓值變化 h″2 - h′2相等, 即 h′1 - h″1 = h″2 - h′2。

( 2) 參與熱交換的冷、熱流體都是確定溫度下的濕飽和壓縮空氣。由于是飽和的, 在換熱過程中熱流體中的飽和水蒸氣隨溫度下降有連續(xù)不斷的凝結水析出, 即有相變現象發(fā)生 ———這需要一定量的“相變潛熱”來支持; 而在 t′2 溫度下, 雖呈飽和狀態(tài)但絕對含水量很少的冷流體在換熱過程中, 只表現為溫度的單純升高。這就是說, 冷、熱流體溫度作同樣變化, 有相變發(fā)生的熱流體的熱量消耗要大于冷流體“。傳熱學”中將在一定時間內單位質量流體溫度變化 1 ℃所消耗的熱量定義為該流體的“水當量”,因此在冷干機預冷器中, 熱流體的“水當量”要大于冷流體。

(3) 參與換熱的冷、熱流體是溫度相差不大(通常 tmax ≯40 ℃) 的氣體介質 , 在溫度變化范圍內 , 除飽和水蒸氣含量及“水當量”外 , 其余如壓力、定壓比熱、導熱系數等熱力學參數及冷、熱流體的質量流量兩者完全相等。根據傳熱學原理 , 同質氣體間壁對流換熱時傳熱系數很小 (約在 10～100 kcal/ (m2·K) 3 之間) , 在此情況下 , 即使在技術上采用肋片管、翅片管等強化措施來增大單邊傳熱面積也不能使換熱量明顯提高 , 所以冷干機預冷器中的換熱銅管多采用內外表面積基本相等的光管或波紋管。

根據以上特點 ,  對冷干機預冷器的換熱過程作如下分析:

由于在換熱過程中熱流體組份之一的水蒸氣要發(fā)生相變 ,  它的熱量變化由下式確定

由于 (1) 、(2)  式中代表水蒸氣焓值變化項的數值不到總數的 1 % , 為簡化計算將其略去 , 并將相關數字代入 , 則上兩式可改寫為

不等式 (6)  左邊是預冷器中冷流體的溫升幅度 ,右邊是熱流體的降溫幅度 , 表明在預冷器中 , 由于冷、熱流體的“水當量”不同 , 在交換相等的熱量時冷流體的升溫幅度要大于熱流體的降溫幅度。

舉例:  絕對壓力為 018 M Pa 的壓縮空氣在始溫

t′1= 40 ℃時 ,對應的飽和水蒸氣含量 d′1 = 0  00573kg/ kg(干) ,  經過預冷器熱交換后 , 溫度降至 t 1  =1

30 ℃, 對應的飽和水蒸氣含量降至 d″1= 0 00338 kg/ kg (干) 。將上述數據代入 (3) 式 , 可算出熱流體焓的變化 h′1- h″1= 16 30 kJ / kg (干) 。由于是純對流熱交換 ,  冷流體焓的變化應與此相等 ,  即 h″2-  h′2=1

16 30 kJ / kg (干) 。代入 ( 4) 式得到冷流體的溫升幅度達 16 ℃, 若冷流體始溫 t′2 = 3 ℃, 換熱后終溫將上升到 t″2= 19 ℃ (計算過程略) 。上述計算表明熱流體降溫 10 ℃所釋放出的冷量足以使同質量的冷流體溫度升高 16 ℃。

在冷干機熱負荷計算時 , 除了技術指標規(guī)定的進氣溫度 t′1 以及和露點相關的空氣冷卻溫度 t′2 外 ,預冷器中熱、冷流體的終溫都是未知值 ,  一般要先設定一個 , 再計算出另一個進行綜合比較。合理選取蒸發(fā)器的進氣溫度 ( t″1) 非常重要 , 它直接關系到制冷系統(tǒng)蒸發(fā)器的熱負荷計算。事實上蒸發(fā)器進氣溫度t″1選定后 , 冷干機的其它重要參數也基本確定了。

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表 1 列出絕對壓力為 0 8 M Pa 的壓縮空氣在進氣溫度 t′1= 40 ℃, 經蒸發(fā)器冷卻后的冷流體溫度 t′2= 3 ℃時 , 對應于不同的 t″1 取值 , 冷干機排氣溫度t″2的計算值 , 以及在此條件下為處理 1 Nm3 / min 壓縮空氣 ,  蒸發(fā)器熱負荷 Q 1 、預冷器熱負荷 Q 2  的計算值 (計算過程略) 。

Q 2   (在數值上與熱流體降溫所需的冷量、或冷流體升溫所需的熱量相等)  完全靠蒸發(fā)器的熱負荷 Q 1  來提供。因此可以把 Q 2 / Q 1 看作是預冷器的“冷量利用率”, 不可能大于 1 , 即 Q 2 /

Q 2(在數值上與熱流體降溫所需的冷量、或冷流體升溫所需的熱量相等)  完全靠蒸發(fā)器的熱負荷 Q 1 來提供。因此可以把 Q 2 / Q 1 看作是預冷器的“冷量利用率”, 顯然“冷量利用率”不可能大于 1 , 即 Q 2 /Q 1 ≤1 。

從表 1 中可以看出 , t″1 取得越高 , 冷干機的排氣溫度 t″2越低 , 預冷器的“冷量利用率”Q 2 / Q 1 也越小;  隨著 t″1 設計取值下降 ,  冷干機的排氣溫度t″2逐漸上升 , “冷量利用率” Q 2/ Q 1 也跟著上升。值得注意的是當 t″2 達到 28 ℃時 , Q 2 / Q 1 已近100 %。此時預冷器中熱流體的終溫 , 即進入蒸發(fā)器的濕熱氣流溫度 t″1只有 24 ℃, 這在順流換熱器中是無法實現的。因為依據傳熱學原理 , 在順向對流熱交換器中冷流體的終溫是不可能高于熱流體的終溫的。對中、小型冷干機來講 , 往往為了使結構緊湊 , 在安排預冷器的熱交換流向時多采用如圖 1 所示的順向(即順叉)對流方式。此種情況下冷干機理想的 t″1取值應是 26 ℃。此時冷干機排氣溫度應在 25 ℃左右 ,冷量利用率 Q 2 / Q 1 約為 77 %。

在對流換熱中 , 逆向對流的換熱量要比順向對流換熱強。從理論上講 , 逆向換熱的冷流體終溫可以小于、等于甚至大于熱流體的終溫。因此在大、中型冷干機中 , 預冷器以逆流換熱為主 (如圖 3) 。但由于受到“冷量利用率”不能超過 100 %的限制 , 冷干機的排氣溫度即使在逆流換熱時也不可能提得很高。譬如在上述條件下 ,  冷干機排氣溫度就以 28 ℃為極限 ,超過它“冷量利用率”就大于 1 了 , 這當然是不可能的。

(一種逆 - 叉流換熱的預冷器)

采用逆向對流可以有限提高冷干機的排氣溫度 ,其意義不僅在于可以比較充分地利用本機制冷量 ,  而且還可使預冷器換熱面積得以減小。

根據換熱器負荷方程 Q  =  U At m , 在熱負荷 Q及換熱系數 U 一定條件下, 換熱面積 A 與換熱器平均傳熱溫差 t m 成反比,   t m 越大, 換熱面積 A 將越小。在對流換熱器中, 平均傳熱溫差 t m 與冷、熱流體的

流動方向有關 ,  對順流、逆流換熱器一般都用對數平均溫差來表示傳熱平均溫差 , 這在各種文獻中都有介紹。本文采用當前在溴化鋰吸收式制冷機傳熱計算中較常用的沙柯洛夫簡化公式來計算冷干機預冷器在不同冷、熱流終溫下的預冷器平均傳熱溫差。

表 3 列出在初始條件與表 1 相同情況下 , 根據沙柯洛夫公式計算出的對應于不同的 t″1, 預冷器在順流、逆流及叉流換熱時的平均傳熱溫差 t m 。

從表 3 看出在相同的進氣條件下 ,  預冷器采用逆流換熱時可以得到最高的平均換熱溫差。這意味在熱負荷相等時 ,  它的換熱面積將最小。這對冷干機整機設計十分有利。所以 ,  若條件許可 ,  冷干機預冷器應盡量采用逆流換熱方式。

------ 責任編輯：吸干機

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