熱管換熱器設計說明書.doc

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第一章　熱管及熱管換熱器的概述 熱管是一種具有極高導熱性能的新型傳熱元件，它通過在全封閉真空管內的液體的蒸發(fā)與凝結來傳遞熱量，它利用毛吸作用等流體原理，起到良好的制冷效果。具有極高的導熱性、良好的等溫性、冷熱兩側的傳熱面積可任意改變、可遠距離傳熱、溫度可控制等特點。將熱管散熱器的基板與晶閘管等大功率電力電子器件的管芯緊密接觸，可直接將管芯的熱量快速導出。 熱管傳熱技術于六十年代初期由美國的科學家發(fā)明[1]，它是利用封閉工作腔內工質的相變循環(huán)進行熱量傳輸，因而具有傳輸熱量大及傳輸效率高等特點。隨著熱管制造成本的降低，尤其是九十年代前后隨著水碳鋼熱管相容性問題的解決，熱管憑借其巨大的傳熱能力，被廣泛應用于石油、化工、食品、造紙、冶金等領域的余熱回收系統(tǒng)中。熱管氣-氣換熱器是最能體現熱管優(yōu)越性的熱管換熱器產品，它正在逐步取代傳統(tǒng)的管殼式換熱器。熱管氣-氣換熱器是目前應用最廣泛的一種氣-氣換熱器。 我國的能源短缺問題日趨嚴重，節(jié)能已被提到了重要的議事日程。大量的工業(yè)鍋爐和各種窯爐、加熱爐所排放的高溫煙氣，用熱管氣-氣換熱器進行余熱回收，所得到的高溫空氣可用于助燃或干燥，因此應用前景非常廣闊。據有關報道稱，我國三分之二的能源被鍋爐吞噬，而我國工業(yè)鍋爐的實際運行效率只有65%左右，工業(yè)發(fā)達國家的燃煤工業(yè)鍋爐運行熱效率達85%，因此，提高工業(yè)鍋爐的熱效率，節(jié)能潛力十分巨大。如果我國鍋爐的熱效率能夠提高10%，節(jié)約的能耗則相當于三峽水庫一年的發(fā)電量，做好工業(yè)鍋爐及窯爐的節(jié)能工作對節(jié)約能源具有十分重要的意義[2~6]。 利用熱管氣-氣換熱器代替?zhèn)鹘y(tǒng)的管殼式氣-氣換熱器，一方面,能夠大大提高預熱空氣進入爐內的溫度，降低煙氣溫度，從而大大提高鍋爐的熱效率；另一方面，熱管氣-氣換熱器運行壓降非常小，有時甚至不需要增加引風機等設備，從而使得運行費用大大降低。 1.1 熱管及其應用 熱管是一種具有極高導熱性能的傳熱元件，它通過在全封閉真空管內工質的蒸發(fā)與凝結來傳遞熱量，具有極高的導熱性、良好的等溫性、冷熱兩側的傳熱面積可任意改變、可遠距離傳熱、可控制溫度等一系列優(yōu)點。由熱管組成的換熱器具有傳熱效率高、結構緊湊、流體壓降小等優(yōu)點。由于其特殊的傳熱特性可控制管壁溫度，避免露點腐蝕。目前已廣泛應用于冶金、化工、煉油、鍋爐、陶瓷、交通、輕紡、機械等行業(yè)中進行余熱回收以及綜合利用工藝過程中的熱能，已取得了顯著的經濟效益[7]。 重力熱管因其簡單的結構及經濟的成本得到了廣泛的應用，其工作原理是：熱管受熱側吸收廢氣熱量，并將熱量傳給管內工質(液態(tài))，工質吸熱后以蒸發(fā)與沸騰的形式轉變?yōu)檎羝?，蒸汽在壓差作用下上升至放熱側，同時凝結成液體放出汽化潛熱，熱量傳給放熱側的冷流體，冷凝液體依靠重力回流到受熱側。由于熱管內部抽成真空，所以工質極易蒸發(fā)與沸騰，熱管起動迅速。熱管在冷、熱兩側均可裝設翅片，以強化傳熱。 1.1.1熱管的工作原理 熱管工作的主要任務是從加熱段吸收熱量，通過內部相變傳熱過程，把熱量輸送到冷卻段，從而實現熱量轉移。完成這一轉移有6個同時發(fā)生而又相互關聯的主要過程,如圖1.1。這6個過程是： 液膜 蒸汽 q q 工質 圖1.1 熱管的工作過程示意圖 (1)熱量從熱源通過熱管管壁和充滿工作液體的吸液芯傳遞到液-汽分界面；(2)液體在蒸發(fā)段內的液-汽分界面上蒸發(fā)；(3)蒸汽腔內的蒸汽從蒸發(fā)段流到冷凝段；(4)蒸汽在冷凝段內的汽-液分界面上凝結；(5)熱量從汽－液分界面通過吸液芯、液體和管壁傳給冷源； (6)在吸液芯內由于毛細作用使冷凝后的工作液體回流到蒸發(fā)段。為進一步了解熱管的傳熱機理，將以上6個過程詳述如下： 從熱源到蒸發(fā)段內液—汽分界面的傳熱過程基本上是熱傳導過程。對于水或酒精這類低導熱系數的工作液體來說，由于吸液芯（金屬網）的導熱系數比液體高，因此通過吸液芯和液體時，熱能差不多主要靠多孔吸液芯材料進行傳導。但是，如果工作液體是具有高導熱系數的液態(tài)金屬，此時熱量既通過吸液芯材料進行熱傳導，同是也通過吸液芯毛細孔內的液態(tài)金屬進行傳導。在多孔吸液芯的情況下，對流傳熱是很小的，因為要產生有實際意義的對流流動，毛細孔顯得太小了。通過吸液芯材料和工作液體的傳導所產生的溫差是熱管熱流通路中的主要溫度梯度之一，它的大小取決于工作液體、吸液芯材料、吸液芯厚度以及徑向凈熱流量。這個溫降可以從攝氏幾度到幾十度。 熱量傳遞到液—汽分界面附近以后，液體就可能蒸發(fā)，與液體蒸發(fā)的同時，由于從表面離開的液體質量使液—汽交界面縮回到吸液芯里面，形成一個凹形的彎月面(如圖1.2),這個彎月面的形狀對熱管工作性能有決定性影響。單個毛細孔上簡單的力學平衡現象表明，對于球形分界面，蒸汽壓力與液體壓力之差是等于表面張力除以彎月面半徑之商的兩倍。這個壓差是液體流動和蒸汽流動的基本推動力。它主要起到循環(huán)時作用于液體的重力和粘滯力相抗衡的作用。在蒸發(fā)段，如果熱量進一步增高，則彎月面還要進一步縮入到吸液芯里面，最后它可能妨礙毛細結構中的液體流動，并破壞熱管的正常工作。 圖1.2 熱管的汽—液交界面 當蒸發(fā)段里的液體一旦因吸收了汽化潛熱并蒸發(fā)時，蒸汽就開始通過熱管的蒸汽腔向冷卻段流動。此流動是由蒸汽腔兩端的小壓差引起的。蒸發(fā)段內蒸汽的溫度比冷卻段內的飽和溫度稍高一些，從而形成了兩端的溫度差。蒸發(fā)段與冷卻段之間這個溫差常?？勺鳛闊峁芄ぷ鞒晒εc否的一個判據。如果此溫差小于0.5℃或1℃，則熱管常常被稱為在“熱管工況”下工作，即等溫工作。 在蒸汽向冷卻段流動的同時，在蒸發(fā)段的沿途上不斷加進補充的質量（蒸汽），因此在整個蒸發(fā)段內，軸向的質量流量和速度是不斷增加的，在熱管的冷卻段內則出現相反的情況。 熱管內的蒸汽流動可以是層流，也可是湍流，這取決于熱管的實際工作情況。當蒸汽流過蒸發(fā)段和絕熱段時，由于粘滯效應和速度效應使得壓力不斷下降（在絕熱段只有粘滯效應），一旦到達冷卻段，蒸汽就開始在液體—吸液芯表面上凝結，減速流動使部分動能轉化為靜壓能，從而使得在流體運動的方向上壓力有所回升。應該指出：蒸汽腔內的驅動壓力要比蒸發(fā)段與冷卻段內液體的飽和蒸汽壓差銷為小一些。這是因為要維持一個邊界蒸發(fā)的過程，蒸發(fā)段內液體的蒸汽壓力必須超過該處與之相對應的蒸汽壓力。同樣，為了保持連續(xù)凝結，正在冷凝中的蒸汽壓力必須超過該處與之對應的液體的蒸汽壓力。 當蒸汽凝結時，液體就浸透冷卻段內的吸液芯毛細孔，彎月面具有很大的曲率半徑，可以認為是無窮大。在熱管內只要有過量的工質，就一定集中在冷凝表面上，因而實際上冷凝段的汽—液分界面是一個平面，蒸汽凝結釋放出的潛熱通過吸液芯、液體層和管壁把熱量傳給管外冷源。如果有過量液體存在，則從分界面到管壁外面的溫降將比蒸發(fā)段內相應的溫降大，因而，冷卻段內的熱阻在熱管設計中是應當考慮的重要熱阻之一。 1.1.2熱管的發(fā)展歷程及應用領域 熱管作為一種具有高導熱性能的傳熱裝置，其概念首先是由美國通用發(fā)動機公司的Gaugler于1944年提出的。他當時的想法是：液體在某一位置上吸熱蒸發(fā)，而后在它的下方某一位置放熱冷凝，不附加任何動力而使冷凝的液體再回到上方原位置繼續(xù)吸熱蒸發(fā)，如此循環(huán)，達到熱量從一個地點傳動到另一個地點的目的。Gaugler所提出的第一個專利是一個冷凍裝置，由于時代條件的限制，Gaugler的發(fā)明在當時未能得到應用。 1962年特雷費森向美國通用電氣公司提出報告，倡議在宇宙飛船上采用一種類似Gaugler的傳熱設備。但因這種倡議并未經過實驗證明，亦未能付諸實施。 1963年Los-Alamos科學實驗室的Grover在他的專利中正式提出熱管的命名，該裝置基本上與Gaugler的專利相類似。他采用一根不銹鋼管作殼體，鈉為工作介質，并發(fā)表了管內裝有絲網吸液芯的熱管實驗結果，進行了有限的理論分析，同時提出了以銀和鋰作為熱管的工作介質的觀點。 1964年Grover等人首次公開了他們的試驗結果。此后英國原子能實驗室開始了類似的以鈉和其它物質作為工作介質的熱管研究工作。工作的興趣主要是熱管在核熱離子二極管轉換器方面的應用。與此同時，在意大利的歐洲原子能聯合核研究中心也開展了積極的熱管研究工作。但興趣仍然集中在熱離子轉換器方面，熱管的工作溫度達到1600~1800℃。 1964年至1966年期間，美國無線電公司制作了以玻璃、銅、鎳、不銹鋼、鉬等材料作為殼體，水、銫、鈉、鋰、鉍等作為管內的工作液體的多種熱管，操作溫度達到1650℃。 1967年至1968年，美國應用于工業(yè)的熱管日漸廣泛，應用范圍涉及到空調、電子器件、核電機的冷卻等方面。并初次出現了柔性熱管和平板式的異形熱管。 Los-Alamos科學實驗室的工作一直處于領先狀態(tài)，其工作重點是衛(wèi)星上熱管的應用研究。1967年一根不銹鋼-水熱管首次在空間運轉成功。1965年Cotter首次較完整地闡述了熱管理論，他描述了熱管中發(fā)生的各個過程的基本方程，并提出了計算熱管工作毛細限的數學模型，從而奠定了熱管理論的基礎。 Katzoff于1966年首先發(fā)明有干道的熱管。干道的作用是為后冷凝段回流到蒸發(fā)段的液體提供一個壓力降較小的通道。后來莫里茨核普魯謝客提出了一個新的名詞，把在吸液芯結構中加進一些干道的熱管稱為“第二代熱管”，并把它與“第一代熱管”即裝有絲網層等吸液芯的熱管作了比較，他們證明“第二代熱管”比第一代熱管好。 1969年，蘇聯、日本的有關雜志均發(fā)表了有關熱管應用研究的文章。在日本的文章中描述了帶翅片熱管管束的空氣加熱器。在能源日趨緊張的情況下，它可以用來回收工業(yè)排氣中的熱能。同年特納核比恩特提出了“可變導熱管”作為恒溫控制使用。格雷提出轉動熱管，此種熱管沒有吸液芯，依靠轉動中的離心力使液體從冷凝段回流到蒸發(fā)段，這些發(fā)明都是熱管技術的重大進展。 熱管自1964年問世以來，獲得了廣泛的應用。高溫液態(tài)金屬熱管已廣泛地被用于動力工程的核反應堆和同位素反應器的冷卻系統(tǒng)，并在空間應用中作為熱離子核熱電發(fā)生器的重要部件；此外，作為高溫換熱器回收高溫熱能頗具前途。中溫熱管廣泛地被用于電子器件及集成電路的冷卻、大功率行波管的冷卻、密閉儀表的冷卻；在動力工程中用于透平葉輪、發(fā)電機、電動機以及變壓器的冷卻；在能量工程方面用于廢氣熱能回收、太陽能和地熱能的利用；在機械工程方面用于高速切削工具（車刀、鉆頭）的冷卻。低溫熱管在通信聯絡中冷卻紅外線傳感器、參量放大器；在醫(yī)學方面可用作低溫手術刀，進行眼睛和腫瘤的手術。隨著熱管技術的發(fā)展，其應用范圍還在擴大。幾個典型的應用如下： 美國阿拉斯加輸油管線工程采用熱管作輸油管線的支撐。這條管線穿過寒冷的凍土地帶，夏天凍土融化，使得管線下陷，引起管線破裂。后來，決定在管架支撐中裝設簡單的重力熱管，從而解決這個困難。冬天通過熱管將管樁基礎周圍的熱量帶出并散失在空氣中，使土壤凍透，形成結實的“低溫錨樁”。夏天，由于重力熱管具有單向傳熱性能，大氣中的熱不能傳到地下，故地下凍土不能融化；采用了氨-碳鋼熱管，長10～20m，上部散熱端裝有鋁翅片，埋入土壤中的深度為9～12m，在熱管兩端溫差小于1℃的情況下，保證每根熱管可輸送300W的熱流。其熱管的設計使用壽命可達30年，滿足整個管線工程的要求。在1290km長的管線上，總共使用了112,000多根熱管。 熱管應用于一個化學反應釜，反應釜的攪拌軸就是一根熱管。當反應釜中的反應溫度達不到熱管啟動溫度時，熱管不工作，一旦溫度上升到熱管工作溫度時，熱管便通過釜內的吸熱片把熱量傳到釜外，通過散熱片散入空間，從而使得釜內反應溫度保持恒定。 熱管在太陽能方面的應用。目前太陽能熱管發(fā)電裝置、太陽能熱管熱水器等產品已經得到了成功應用。隨著工業(yè)技術的發(fā)展，熱管技術正愈來愈廣泛地滲入到各個工業(yè)領域中，發(fā)揮出愈來愈重要的作用。 我國熱管研究開始于1970年左右。在1972年，第一根鈉熱管運行成功，以后相繼研制成功氨、水、鈉、汞、聯苯等各種介質的熱管，并在應用上取得了一定的進展。1981年國內第一臺試驗性熱管換熱器運行成功，各地相繼出現了各種不同類型的、不同溫度范圍的氣-氣熱管換熱器和氣-液熱管換熱器，在工業(yè)余熱回收方面發(fā)揮了良好的作用，并積累了一定的使用經驗。 20世紀80年代初，國內一些科研院所、高校及制造廠相繼開展了熱管氣-氣換熱器的試驗研究。主要目的是解決熱管的制造工藝、碳鋼-水熱管的相容性、中高溫熱管的研制、熱管的傳熱性能及熱管換熱器的設計方法等問題，其研究成果陸續(xù)在石化、冶金、電力等行業(yè)推廣應用。 目前國內已有數千臺熱管氣-氣換熱器先后投入使用，取得了較好的使用效果。但也暴露了不少問題，如熱管失效、低溫腐蝕、積灰、漏風等，影響了熱管氣-氣換熱器的進一步推廣。因此，急需對這些問題進行細致分析與研究，完善熱管氣-氣換熱器的設計制造方法，提高熱管氣-氣換熱器的使用效果和壽命[8~12]。 1.1.3熱管換熱器的性能特點及技術優(yōu)勢 由熱管管束和外殼等組成的換熱器稱為熱管換熱器。一般情況下，它有一個矩形的外殼，在矩形外殼中布滿了帶翅片的熱管。熱管的布置可以是錯列呈三角形的排列，也可以是順列呈正方形排列。在矩形殼體內部的中央有一塊隔板把殼體分成兩個部分，形成熱流體與冷流體的通道。當熱冷流體同時在各自的通道中流過時，熱管就將熱流體的熱量傳給了冷流體，實現了兩種流體的熱量交換。 根據具體工況設計的熱管換熱器結構及外形形式多樣，圖1.3、圖1.4分別為應用最為廣泛的氣-氣熱管換熱器外形示意圖和氣-液熱管換熱器外形示意圖。 圖1.3 氣-氣熱管換熱器 圖1.4 氣-液熱管換熱器 熱管式換熱器是一種新型的換熱器，于70年代初才開始應用于工業(yè)中作為節(jié)能設備。雖然熱管換熱器在工業(yè)中應用時間不長，但發(fā)展速度很快。熱管換熱器的最大特點是：結構簡單、換熱效率高，在傳遞相同熱量的條件下，熱管換熱器的金屬耗量少于其他類型的換熱器，換熱流體通過換熱器時的壓力損失也比其他換熱器小，因而動力消耗也小。熱管換熱器的這些特點正越來越受到人們的重視，是一種應用前景非常好的換熱設備。 我國于1970年開始的熱管研制工作，首先是為航天技術發(fā)展的需要而進行的。1976年12月7日，在衛(wèi)星上首次應用熱管取得了成功。我國氣象衛(wèi)星也應用了熱管，并獲得了預期效果。我國在熱管換熱器方面的研制工作起步較早。南京工業(yè)大學于1973年就開始了這方面研制工作，并和南京煉油廠共同完成了國內第一臺熱管換熱器。以后幾年，熱管換熱器相繼在紡織、石油、化工等行業(yè)用于余熱回收及干燥工藝上。各研究熱管的科研單位和大專院校都先后與制造熱管的廠家組成了科研生產聯合體，在擴大熱管換熱器應用范圍和有效、合理地使用熱管換熱器等方面起了推動作用。 熱管氣-氣換熱器是一種應用最廣泛的熱管換熱器。隨著能源短缺問題的日趨嚴峻，節(jié)能意識越來越深入人心，熱管氣-氣換熱器的應用前景更加廣闊。 熱管氣-氣換熱器是目前應用最為廣泛的一種余熱回收設備,它利用鍋爐、加熱爐等排煙余熱預熱爐內的助燃空氣，不僅可提高爐子的熱效率，還可以減輕對環(huán)境的污染，因此，熱管氣-氣換熱器在余熱回收利用中得到非常廣泛的應用。圖1.5（a）是熱管氣-氣換熱器用于回收鍋爐煙氣余熱，得到的熱空氣用于鍋爐助燃的流程示意圖，圖1.5（b）是熱管氣-氣換熱器用于回收窯爐煙氣余熱來加熱空氣，得到的熱空氣作為烘房熱源的流程示意圖。 煙囪 燃料 熱空氣>150℃ 低溫煙氣<180℃ 空氣20-30℃ 鍋爐 熱管氣-氣換熱器 圖1.5 熱管氣-氣換熱器流程示意圖（a） 煙囪 燃料 熱空氣>150℃ 送烘房 低溫煙氣<180℃ 空氣20-30℃ 熱管氣-氣換熱器 窯爐 圖1.5 熱管氣-氣換熱器流程示意圖（b） 熱管氣-氣換熱器就象省煤器和蒸汽過熱器一樣已經成了大型鍋爐整體中正常而必要的一部分。熱管氣-氣換熱器的應用簡化并加速了燃料的烘干工程，減少了低值燃料和濕燃料的著火困難，并且擴大了這些燃料經濟燃燒的可能。熱管空氣預器熱同樣還可以提高鍋爐整體的蒸汽生產量。熱管氣-氣換熱器能夠把排出的煙氣加以高度冷卻。這是由于進入熱管氣-氣換熱器的空氣溫度比較低（一般在20~40℃）、空氣與煙氣成逆流換熱的結果。 傳統(tǒng)的氣-氣換熱器的缺點是過于笨重，愈提高煙氣冷卻程度或者空氣的加熱溫度，氣-氣換熱器就愈加笨重。氣-氣換熱器所排出的煙氣的溫度也受到限制，既決定于技術經濟條件，也決定于必須避免在氣-氣換熱器的金屬表面上結成水滴，因為水滴會引起金屬壁的腐蝕，灰分也會粘在濕金屬壁上使之加速積垢。燃料中含硫愈多，在金屬壁上結成的水滴就會愈危險。從氣-氣換熱器中排出的容許溫度決定于必須使金屬壁溫度高于煙氣露點的條件[13]。 采用熱管氣-氣換熱器能夠把排出煙氣時帶走的熱量損失減少到能夠容許的程度。每當使排出的煙氣溫度降低20℃，鍋爐整體的效率可提高約1%。此外，熱管氣-氣換熱器能使爐膛中前部煙道中的煙氣溫度有某些提高。在這些地方，煙氣與水或蒸汽的溫度差將會增加，因而經過受熱面?zhèn)鬟^的熱量也就增加了。輻射傳遞的熱量增加得尤為顯著。 由于水-碳鋼熱管的研制成功，使得氣-氣熱管換熱器的制造成本大幅降低，從而促進了熱管氣-氣換熱器的工業(yè)化應用。熱管氣-氣換熱器綜合起來有如下一些特點[14~17]： ①傳熱性能高。由于熱管氣-氣換熱器的加熱段和冷凝段都有帶翅片，大大擴展了換熱表面，因此，其傳熱系數比普通光管氣-氣換熱器的要大好多倍； ②對數平均溫差大。由于熱管氣-氣換熱器可以方便地做到冷流體與熱流體的純逆向流動，這樣在相同的進、出口溫度條件下，就可以產生最大的對數平均溫差； ③傳熱量大。由于熱管氣-氣換熱器的傳熱系數和對數平均溫差大，因此，傳熱量就大； ④體積小、重量輕、結構緊湊。由于熱管氣-氣換熱器所傳輸的熱量大，因此在傳輸同樣的熱量情況下，熱管氣-氣換熱器就顯得體積小、重量輕、結構非常緊湊，因而金屬的消耗量小，占地面積也就大大減少。熱管氣-氣換熱器這一獨特的優(yōu)點就使其在余熱回收等應用領域開辟了廣闊的天地； ⑤便于拆裝、檢查和更換。熱管氣-氣換熱器是由許多根獨立的換熱元件-熱管按著一定的排列方式組成的。因此更換部分熱管不會影響熱管氣-氣換熱器整體的正常工作； ⑥熱管氣-氣換熱器具有很大的靈活性，可以根據不同的熱負荷和氣體的流量將幾個熱管氣-氣換熱器串聯或并聯起來使用； ⑦明顯地提高了金屬壁溫，減輕了低溫腐蝕； ⑧有效地防止了漏風，降低了引風機的耗電量； ⑨增強了換熱能力，余熱回收率高，提高了鍋爐熱效率； ⑩明顯地減輕了受熱面積灰，不會出現堵煙現象而影響鍋爐正常運行； ⑾流阻小，降低了換熱器運行時的動力消耗。 總之, 熱管氣-氣換熱器與管殼式預熱器相比，有很多優(yōu)點，主要體現在傳熱性能好、結構簡單、緊湊、投資小、運行費用低和流動阻力小等方面。熱管氣-氣換熱器的技術優(yōu)勢就在于利用了熱管內部工質的相變傳熱，換熱系數大，易于控制空氣及煙氣的出口溫度。 1.2熱管氣-氣換熱器設計中應注意的問題 自七十年代以來，熱管換熱器用于回收各種廢氣的余熱已經取得相當大的成效，迄今已投入運行的熱管換熱器已有好幾千臺;特別是工藝簡單、成本低廉的碳鋼-水熱管的問世，更為熱管換熱器在余熱回收方面的應用開辟了十分廣闊的前景。 （1）熱管的結構參數 ??? 熱管直徑、熱管長度、翅片的結構參數(翅片間距、翅片高度、翅片厚度) 決定翅片效率和翅化比,對熱管氣-氣換熱器的傳熱及流阻性能影響較大,并涉及換熱器的緊湊性、投資和運行費用。在設計熱管時所依據的都是經驗,當煙氣的流量、溫度一定時,如何確定熱管的直徑、翅片高度、翅片厚度、翅片間距、熱管管間距、熱管長度等結構尺寸沒有準確的依據。這也影響了熱管氣-氣換熱器的應用。 （2）積灰 對于灰塵較多的煙氣,如其在熱管氣-氣換熱器中設計流動速度過高,雖然能夠提高熱管的換熱能力,但是會加速熱管的磨損,且增大煙氣流動阻力;速度較小時,熱管翅片上易積灰,使熱管換熱能力下降,嚴重時堵塞換熱器,使其失效。這也與目前落后的設計方法有關，傳統(tǒng)的設計手段難以通過進行精確的設計計算來避免積灰。 （3）露點腐蝕 雖然也有工程技術人員已經采用了以避免露點腐蝕為控制目標的設計計算，但由于受傳統(tǒng)設計計算手段的限制，設計計算采用試算驗證的方式進行，難以做到各項參數的優(yōu)化組合，從而造成熱管氣-氣換熱器的實際運行參數與設計參數的偏離，導致露點腐蝕，導致熱管失效。 第二章　熱管氣-氣換熱器的計算理論及方法 熱管氣-氣換熱器是由若干獨立傳熱的熱管按一定的排列方式所組成，目前的工業(yè)應用場合，均采用重力式熱管作傳熱元件，所以熱管氣-氣換熱器的工藝設計計算內容包括重力式熱管，以及以重力式熱管作傳熱元件的氣-氣換熱器兩個部分的設計計算。 2.1熱管的材料及工作溫度 根據熱管的工作原理知道，影響熱管性能的幾個主要因素為：管內的工作液體；熱管的工作溫度；管壁（殼體）材料。在進行熱管設計計算以前，首先應考慮怎樣確定上述這些因素。 一般地說，這與設計的目的有關。因為熱管的用途相當廣泛，不同的用途對熱管的要求也不盡一致。在某些場合下要求相當苛刻，例如宇航、軍工中就是如此。此時管子的數量可能較少，但可靠程度和精密性要求卻相當嚴格，可靠性占第一位，經濟性則處于次要地位。在民用和一般工業(yè)中，管子數量相當多（已屬批量生產），這時經濟性占了突出地位，如果價格昂貴，應用也就失去意義。故此時的熱管設計應注意經濟性，應盡量采用價廉易得且傳輸性能好的工作液體；不采用吸液芯，完全依靠重力回流；對管壁則盡可能采用廉價金屬-碳鋼。殼體材料首先應滿足與工質的相容性要求。除此之外殼體材料還應滿足在工作溫度下的剛度和強度要求。同時應考慮對熱管殼體材料的選擇必須符合我國有關標準的規(guī)定。 熱管是依靠工作液體的相變來傳遞熱量的，因此工作液體的各種性質對于熱管的工作特性也就具有重要的影響。一般應考慮以下一些原則[25~28]： ①工質應適應熱管的工作溫度區(qū) 在指定的設計條件下，冷源和熱源的溫度是已知的，換熱條件也是明確的，因而熱管本身的工作溫度范圍可以通過一般的傳熱公式計算出來。熱管的工作溫度一般是指工作時熱管內部工作液體的蒸汽溫度。在良好的熱管工作時，工質必然在汽-液兩相狀態(tài)。據此，所選擇的熱管工作液體熔點應低于熱管的工作溫度，而臨界點必須高于熱管的工作溫度，熱管才有可能正常工作。在某一溫度范圍內有幾種工作液體可被選用，這就要依次考慮各種因素，并加以對比，作出選擇。 ②工質與殼體材料應相容，且工質應具有熱穩(wěn)定性 工作液體與殼體、吸液芯材料的相容性是最重要的必須考慮的因素。因為一旦殼體或吸液芯材料與工作液體發(fā)生化學反應了，或是工作液體本身分解了，都將產生不凝性氣體?；瘜W反應的結果將使殼體受到腐蝕破壞，這些都將使熱管的性能不斷變壞，甚至不能工作。目前還沒有完整的理論來計算材料的相容性，但是確定材料相容性的試驗研究結果已相當多。原來的文獻中認為水與碳鋼材料不相容，但水-碳鋼熱管換熱器的實際運行時間甚至有超過10年的。 ③工質應有良好的熱物理性質 工質的品質因數用來說明工質的物理性質對熱管軸向傳熱能力的影響，用符號N1表示，是一個有因次數，單位是W/m2 （2.1） ④其他（包括經濟性、毒性、環(huán)境污染等） 滿足以上條件的工質并不一定就是可采用的最好工質，還要考慮制作的安全性、經濟性和來源的難易程度等一系列問題。 2.2 熱管的強度與最大傳熱功率 熱管的設計計算通常按以下3個步驟進行：根據一定的蒸汽速度確定熱管的直徑；按照工作壓力對熱管進行機械強度校核；驗算與熱管最大傳熱能力有關的工作極限。 熱管管徑的大小對熱管的性能有影響，即對熱管換熱器的性能有影響。對單管傳熱量來說，管徑越大，傳熱面積就越大，單管傳熱量就越多。 對一臺換熱器來說，當總的熱負荷一定時，所需要管子的根數就減少，這會降低設備的造價和投資。因此增大管徑是有利的。但對熱管傳熱熱阻來說，就熱管氣-氣換熱器來說，在總的傳熱熱阻中，起控制作用的是管外兩側的放熱熱阻。隨管徑的增大，管外放熱系數要下降，熱阻要增大（此項是熱管傳熱的主要熱阻），對傳熱不利。對熱管的強度來說，在其他條件相同的情況下，管徑越小，所能承受的管內壓力就越高，管徑小些有利。從以上看來，管徑越小，熱管換熱器的性能越好。但管徑的大小還直接影響了管內流通面積的大小，從而影響著熱管的幾項傳熱極限。受流通截面影響最為顯著的傳熱極限有兩個，一個是聲速極限，另一個是攜帶極限。在熱管的加熱段如果增加輸入的熱量超過一定值時，工質蒸汽流在加熱段的出口處達到音速，便出現蒸汽流動的阻塞現象，由此現象產生的傳熱量的界限稱為音速極限（聲速限）。 管徑計算的一個基本原則是管內蒸汽速度不超過一定的極限值。這個極限值是在蒸汽通道中最大馬赫數不能超過0.2。在這樣的條件下，蒸汽流動可以被認為是不可壓縮的流體流動。這樣軸向溫度梯度很小，并可忽略不計。否則，在高馬赫數下蒸汽流動的可壓縮性將不可忽略。 一般來說，一根熱管所要傳遞的最大軸向熱流量Qmax是已知的。如果又限定它的馬赫數等于0.2，則有 （2.2） （2.3） （2.4） 式中：Av是蒸汽流道的面積，dv為蒸汽腔直徑，Qmax為最大軸向熱流量。熱管氣-氣換熱器一般采用的是重力式水-碳鋼熱管，換熱器設計計算后只對工質的工作溫度進行校核。 2.3熱管氣-氣換熱器的設計計算方法 熱管氣-氣換熱器設計計算的主要任務在于求取總傳熱系數U，然后根據平均溫差ΔT及熱負荷Q求得總傳熱面積A，從而定出管子根數N。 設計中考慮的問題有：合適的迎風面風速，風速過高會導致壓力降過大和動力消耗增加，風速過低會導致管外膜傳熱系數降低，管子的傳熱能力得不到充分的發(fā)揮；熱管的管徑，厚度，以及翅片的間距，高度，厚度等參數；冷流體及熱流體運行參數，包括流量，進出口溫度等[29-30]。 熱管氣-氣換熱器的兩種基本計算方法是平均溫差法和傳熱單元數法，它們都能完成預熱器的設計計算和校核計算。設計計算是設計一個新的氣-氣換熱器，要求確定氣-氣換熱器所需的換熱面積；而校核計算是是對已有的氣-氣換熱器進行校核，以確定氣-氣換熱器的流體出口溫度和換熱量。 通常由于設計計算時冷熱流體的進出口溫度差比較易于得到，對數平均溫度能夠方便求出，故常常采用平均溫差法進行計算；而校核計算時由于熱管氣-氣換熱器冷熱流體的熱容流率和傳熱性能是已知的，熱管氣-氣換熱器的效能易于確定，故采用傳熱單元數法進行計算。 熱管氣-氣換熱器傳熱計算的熱平衡方程為: （2.5） 其傳熱方程為 （2.6） 式中，ΔTm是由冷熱流體的進出口溫度確定的。以上三個方程中共有八個獨立變量，它們是UA、(mcp)h、(mcp)c、Th1、Th2、Tc1、Tc2、Q。因此，熱管氣-氣換熱器的換熱計算應該是給出其中的五個變量來求得其余三個變量的計算過程。 對于設計計算，典型的情況是給出需設計熱管氣-氣換熱器的熱容流率(mcp)h、(mcp)c，冷、熱流體進出口溫度中的三個已知量，如Th1、Th2、Tc1，計算另一個溫度Tc2、換熱量Q以及傳熱性能量UA。UA也就是傳熱系數和傳熱面積的乘積，最后達到設計熱管氣-氣換熱器的目的。 對于校核計算，典型的情況是給出已有熱管氣-氣換熱器的熱容流率(mcp)h、(mcp)c、傳熱性能量UA以及冷熱流體的進口溫度Th1、Tc1，計算換熱量Q和冷熱流體的出口溫度Th2、Tc2，最后達到校核換熱器性能的目的。 2.3.1 熱管氣-氣換熱器換熱計算的平均溫差法 1. 平均溫差法進行熱管氣-氣換熱器設計計算的步驟為： （1）由已知條件，從熱管氣-氣換熱器熱平衡方程計算出冷熱流體進出口溫度中待求的那一個溫度； （2）由冷熱流體的四個進出口溫度確定其對數平均溫差ΔTm； （3）初步布置換熱管，根據無因次準則方程計算總傳熱系數U； （4）從傳熱方程求出所需的換熱面積A，并核算熱管氣-氣換熱器冷熱流體的流動阻力； （5）如果流動阻力過大，或者換熱面積過大，造成設計不合理，則應改變設計方案重新計算。 2. 平均溫差法用于校核計算，其主要步驟為： （1）首先假定一個流體的出口溫度，按熱平衡方程求出流體的另一個出口溫度； （2）由四個進出口溫度計算出對數平均溫差ΔTm； （3）根據熱管氣-氣換熱器的結構，計算相應工作條件下的傳熱系數U 的數值； （4）從已知的UA和ΔTm由傳熱方程求出換熱量Q（假設出口溫度下的計算值）； （5）再由熱管氣-氣換熱器熱平衡方程計算出冷熱流體的出口溫度值； （6）以新計算出的出口溫度作為假設溫度值，重復以上步驟（2）至（5），直至前后兩次計算值的誤差小于給定數值為止，一般相對誤差應控在1％。 2.3.2 熱管氣-氣換熱器計算的傳熱單元數法 傳熱單元數是反映冷熱流體間換熱過程難易程度的參數，也是衡量熱管氣-氣換熱器傳熱能力的參數。 熱流體和冷流體的傳熱單元數NTUh和NTUc 各按下式定義計算： （2.7） （2.8） 式中Th1和Th2分別為熱流體的進出口溫度; Tc1和Tc2分別為冷流體的進出口溫度;dTh 和dTc 分別為微元傳熱面兩側的熱流體與冷流體溫度；U為平均傳熱系數；A為傳熱面積；(mcp)h和(mcp)c分別為熱流體和冷流體的水當量。由定義式可知：在設計熱管氣-氣換熱器時，換熱要求越高，則所需傳熱面積越大，傳熱單元數也越大。對操作中的熱管氣-氣換熱器，傳熱單元數越大，表明其性能越好。 　　采用傳熱單元數法計算換熱過程，還須引入傳熱效率的概念。熱管氣-氣換熱器內傳熱效率是指兩流體的實際傳熱量與理論上可能的最大傳熱量（即兩流體逆流操作且傳熱面積為無限大時的傳熱量,此時Tc2= Th1或Th2= Tc1）的比值。熱流體和冷流體的傳熱效率分別為： （2.9） 對一定型式的熱管氣-氣換熱器，傳熱單元數、傳熱效率和兩相熱容量流率(mcp)間存在一定關系。對于逆流操作的熱管氣-氣換熱器為： （2.10） 其中： （2.11） 利用NTU與η的關系式和熱量衡算式，可較方便地進行傳熱計算，特別是對已有熱管氣-氣換熱器傳熱性能進行核算，可避免試算或減少試算的次數。 1. ε-NTU法進行熱管氣-氣換熱器校核計算的主要步驟為： ①由熱管氣-氣換熱器的進口溫度和假定出口溫度來確定物性參數，計 算熱管氣-氣換熱器的傳熱系數U； ②計算熱管氣-氣換熱器的傳熱單元數NTU和熱容流率的比值 Xmin/Xmax； ③按照熱管氣-氣換熱器中流體流動類型，根據ε-NTU的計算公式計算 預熱器的效能值ε； ④根據冷熱流體的進口溫度及最小熱容流率，按照公式求出換熱量Q； ⑤利用熱管氣-氣換熱器熱平衡方程確定冷熱流體的出口溫度Th2、Tc2； 以計算出的出口溫度重新計算傳熱系數，并重復進行計算步驟（2）至（5）。 2. ε-NTU法用于熱管氣-氣換熱器的設計計算，其主要步驟是： ①由熱管氣-氣換熱器的熱平衡方程求出待求的溫度值，進而由公式計算出預熱器效能ε； ②根據所選用的流動類型以及ε和Xmin/Xmax的數值，計算傳熱單元數NTU； ③初步確定換熱面的布置，并計算出相應的傳熱系數U的數值； ④再由NTU的定義式確定換熱面積A=XminNTU/U，同時核算熱管空氣 預熱器冷熱流體的流動阻力； ⑤如果流動阻力過大，或者換熱面積過大，造成設計不合理，則應改 變設計方案重新計算。 2.4 總換熱系數的求解理論及方法 如圖1.3是熱管氣-氣換熱器的換熱示意簡圖，高溫煙氣流過隔板的一側，將熱量傳給帶有翅片的熱管，并通過熱管將熱量傳至空氣側。高溫煙氣沿流動方向不斷被冷卻，低溫的空氣沿流動方向不斷被加熱。原則上可以把熱管群看成是一塊流阻很小的“間壁”。因而熱管氣-氣換熱器與常規(guī)間壁式換熱器的計算方法相似。 如圖2.1所示，用下標h表示加熱段，下標c表示冷卻段。對于加熱段，熱流體溫度為Th，Tv代表管內介質蒸汽溫度；對于換熱管，在加熱段和冷卻段的管內蒸汽溫度基本相等，冷流體溫度為Tc 。用rw表示管壁熱阻，用ry表示污垢熱阻，其中δy 為污垢層厚度，λy為污垢層導熱系數，可得加熱段和冷卻段的傳熱系數。 Tc Tv Th Q 圖2.1 熱管的溫度分布示意圖 對于加熱段，有 （2.12） 對于冷卻段，有 （2.13） 式中的Ah 和Ac 分別為加熱段和冷卻段的管外總表面積，A0，h、A0，c分別為加熱段和冷卻段翅片間光管表面積；Af,h和Af,c分別為加熱段和冷卻段的管外翅片總表面積；Uh和Uc分別為加熱段和冷卻段以各段管外總表面積為基準的傳熱系數。 加熱段的傳熱方程為 （2.14） 冷卻段的傳熱方程為 （2.15） 將式（2.14）和（2.15）整理后可得 （2.16） （2.17） 兩式相加消去Tv后，可得 （2.18） 對于熱管氣-氣換熱器，一般總是以加熱段管外側的總表面積Ah為計算基準的，故: （2.19） 因而對應于Ah的熱管氣-氣換熱器總傳熱系數U為 （2.20） 將（2.12）和（2.13）式代入上式可得： （2.21） 式（2.21）中并未考慮吸液芯導熱和管內蒸汽流動的影響。在考慮吸液芯的情況下，蒸發(fā)段的管內傳熱系數應包括吸液芯的導熱和表面蒸發(fā)兩項，同樣在冷凝段也應包括表面冷凝和吸液芯導熱兩項。在不計吸液芯和蒸汽流動所造成的熱阻的情況下。式（2.21）就具有如下的形式： （2.22） 式中的為以管內面積為基準的熱管內部蒸發(fā)傳熱系數，為以管內面積為基準的熱管內部冷凝傳熱系數。 實驗表明，簡略計算時可令==5.8 kW/（m2.K），再令 （2.23） （2.24） 其中的Uh、Uc分別為加熱段和冷卻段管外的有效給熱系數。最后式（2.22）可寫為 （2.25） 如果熱管氣-氣換熱器的冷、熱流體的隔板放在熱管的中央，此時冷側和熱側管外總面積相等（冷熱側翅片參數相同時），若冷流體是干凈的空氣，則上式可簡化成為 （2.26） 式（2.26）常被用來計算熱管氣-氣換熱器的總傳熱系數。 在解決了熱管氣-氣換熱器的總傳熱系數U之后，就可寫出熱管氣-氣換熱器的總傳熱方程式為 （2.27） 式中的Q為熱管氣-氣換熱器總傳熱量，U為熱管氣-氣換熱器的總傳熱系數，Ah為熱管氣-氣換熱器加熱段管外總面積，ΔTm為熱管氣-氣換熱器的對數平均溫差。 一般情況下，Q可以從冷、熱流體的熱平衡方程式中求出。從式（2.26）求出U，分別代入式（2.27），可求出Ah; 若已知熱管加熱段單位長度的總表面積Ah，就可得所需熱管的總長度，從而求得熱管的根數。 2.4.1 換熱準則方程及冷熱側對流換熱系數 對于橫向掠過光管或光管管束的給熱系數，其準數方程式為[31] （2.28） 對叉排管束c=0.33，對順排管束c=0.26； Nu數、Pr數及Re數定義如下： （2.29） 式中的do為光管外徑，wmax為流體橫向掠過管束的最大流速，λf為流體的導熱系數，Cpf為流體的定壓比熱，ρf 為流體的密度，μf為流體的動力粘度。顯然流體橫向流過光管管束和橫向流過翅片管束的流動情況存在著很大的差異，因而對帶翅片的熱管氣-氣換熱器管外側給熱系數應以流體橫向流過翅片管束的給熱系數Uf來代替U0更為合理。求Uf的準則方程一般具有如下形式： （2.30） 式中的c1和c2為常數，其大小和肋片的幾何形狀有關，Briggs和Young 綜合給出下列實驗方程為[32]： （2.31） 式中的sf/lf為翅片間距與翅片高度之比，sf/δf為翅片間距與翅片厚度之比。sf和δf, lf如圖2.2所示,由式（2.31）可得 圖2.2 翅片幾何參數示意圖 （2.32） 式中 （2.33） 其中Gmax為流體最大質量流速，μf為流體動力粘度。 （2.34） 式中的ρf為標況下流體的密度,Vf為標況下流體的體積流量,NFA為管束的最小流通面積。 （2.35） 式中ST為與氣流垂直方向的管間距（中心距）,nf為 單位管長的翅片數;L為熱管長度，Nn為迎氣流方向的管子數。 式（2.35）的適用范圍為：0.125＜（sf/lf）＜0.610; 45＜（sf/δf）＜80。與工業(yè)上實際使用的熱管氣-氣換熱器對比，以（2.32）式計算的Uf偏大。南京化工學院試驗所得的公式為[1] （2.36） 上式適用范圍：熱氣流溫度240~380℃ ;Ref=6000~14000; 以 Uf表達的U計算式為： （2.37） 式中 （2.38） （2.39） 2.4.2 流體流動中的壓力損失 目前對螺旋翅片管的壓降計算均采用A.Y.Gunter公式，即 （2.40） 式中的ΔP為壓力降（Pa）; f為摩擦系數;Gmax為流體最大質量流速(kg/m2.s);Lf為沿氣流方向的長度（m）; gc為重力換算系數，Dev為容積當量直徑(m),ρf為流體密度（kg/m3）; μf為流體粘度(Pa.s); μw為壁溫下的流體粘度(Pa.s); ST為管束橫向節(jié)距（m）,SL為管束縱向節(jié)距（管間距）（m）。 Gunter推薦對光管和翅片管在湍流區(qū)的摩擦系數為[33] （2.41） 式中 （2.42） （2.43） 其中NFV為流體流動凈自由容積（m3）,Au為單位長度摩擦面積（m2）,而 （2.44） 式中的df為翅片外徑（m），d0為光管外徑（m），δf為翅片厚度（m），nf為單位管長的翅片數（m-1），SL為翅片管縱向間距（m），ST為翅片管橫向間距（m）。 S.L.Jameson對螺旋翅片管作了試驗，對Dunter公式進行了修正[34]，即 （2.45） 并推薦： （2.46） 當管束為等邊三角形排列時，ST=SL，式（2.46）與式（2.41）具有相同的形式。式（2.46）所得的f值比式（2.41）所得值小。 使用時可根據實際情況參照實驗值確定。 對于圓片形翅片管 （2.47） 式中的Nn為沿流動方向的管排數。 （2.48） 一般在設計前應已知以下參數： 煙氣在標準狀況下的流量V0,h(m3/s)、空氣在標準狀況下的流量V0,c (m3/s)、煙氣的入口溫度Th1，煙氣的出口溫度Th2（這一溫度一般應高于該煙氣在管壁上產生露點腐蝕的溫度）；空氣側的入口溫度Tc1及熱管有關參數：管材、管內工質、翅片參數、管子的排列方式、排列尺寸、管子幾何參數。 計算傳熱量Q，空氣出口溫度Tc2和對數平均溫差ΔTm。 煙氣放出的熱量： （2.49） 冷氣流吸收熱量 （2.50） 式中的η為散熱損失率，一般η=6~10%（包括加熱段和冷卻段）； 求冷氣流出口溫度Tc2 （2.51） 求對數平均溫差ΔTm （2.52） 確定迎風面積Aex,h及迎風面管排數Nm。 一般熱管氣-氣換熱器的設計規(guī)定迎面標準風速為2.0~3.0m/s，已知冷、熱流體的體積流量V，則Aex,h為 （2.53） 式中的Vh為熱流體的體積流量（標況下），w1為標況下的迎面風速， Ah ex為氣-氣換熱器煙氣側的迎風面積，同理 （2.54） 如果規(guī)定了加熱側的管長Lh，就可求得迎風面的寬度為 （2.55） 式中的B為迎風面寬度； Lh為加熱側的熱管長度。從而求得迎風面管子的根數Nn，即 （2.56） 式中的ST為迎風面的管子中心距（在考慮管子排列方式時一般已定），求出Nn后取整數再校核迎風面風速w1。 求總傳熱系數U： 用式（2.35）求管束最小流通截面NFA； 用式（2.34）求流體最大質量流速Gmax； 用式（2.33）求Re； 用式（2.32）或式（2.36）求U； 在已知翅片的幾何參數lf、sf、δf及管子幾何尺寸do、管子翅片材料的導熱系數λw的情況下，可求得ηf及Ah ； 用式（2.38）和式（2.39）求Uh； 求rw和ry： （2.57） 式中δw為管壁厚度，λw為管壁材料導熱系數。δy和λy分別為污垢層厚度及其導熱系數，一般不易知道，可從有關資料中查取經驗數據； 用式（2.27）或式（2.22）求總傳熱系數U; 用公式（2.28）求加熱側總傳熱面積Ah； 求熱管總根數N （2.58） 式中的Ah 為煙氣側單位長度的傳熱面積，A為熱管加熱段管外總表面積；Lh為單根熱管加熱側長度； 求換熱器縱深方向排數Nn（沿氣流方向管排數）及沿氣流方向長度Lf; （2.59） 式中的Lm為沿氣流方向管排數 （2.60） θ為非等邊三角形排列時的1/2頂角，在等邊三角形排列時，θ=300。 求流體通過熱管換熱器的壓力降: 通過式（2.39）求NFV； 通過式（2.38）求Dev; 通過式（2.37）求Ref; 由式（2.36）或式（2.41）求摩檫系數f； 求平均管壁溫度Tw。 （2.61） 式中的U為翅片熱管管外的有效給熱系數，Ah為翅片熱管換熱器一側管外總表面積，Th為流體的平均溫度，Tw為平均管壁溫度。 求出Tw后可分別查出相應的μw；通過式（2.35）或（2.40）求流體通過熱管氣-氣換熱器的壓力降ΔPh，ΔPc；如ΔP過大，可重新修正管子排列方式及迎面風速。 以上是熱管氣-氣換熱器的一般設計程序，實際設計計算中可能要通過幾次試算方可取得較為滿意的結果。因此，設計計算工作量很大。 2.5 熱管氣-氣換熱器的離散計算法理論 文獻［35］提出了一種離散型計算法。這種分析法的出發(fā)點認為：在熱管氣-氣換熱器中，溫度是連續(xù)變化的，各排熱管管外流體定性溫度取其所在溫度區(qū)段的算術平均溫度；假設熱管內工質溫度從蒸發(fā)段到冷凝段的過程中溫度保持恒定，并且忽略熱管氣-氣換熱器向外界環(huán)境的散熱損失；考慮到熱管氣-氣換熱器中隔板面積相對于熱管的換熱面積很小，隔板的導熱率相對于熱管的導熱率也很小，因此忽略通過隔板的傳導傳熱；沿著流體流動方向，將熱管氣-氣換熱器內熱流體進出口算術平均溫差和冷流體進出口算術平均溫差均勻地分成n段，n的多少根據實際情況確定；熱量從熱流體到冷流體的傳遞不是通過壁面連續(xù)的，而是通過若干熱管進行傳遞，熱流體溫度從進口的Th1降到Th2，呈階梯形變化，同樣，冷流體溫度從Tc1 升到Tc2，也是階梯形的，因而稱為“離散型”。其分析方法如下: 熱流體放出的熱量Qh為 （2.62） 式中的m為熱流體質量流量（㎏/s），cp為熱流體定壓比熱(kJ/kg.K); X=mcp稱為水當量。 同理，冷流體接收的熱量為 （2.63） 不計熱損時，應有。 假定熱管氣-氣換熱器是由尺寸和性能相同的熱管組成，分為n排，每排m根熱管，其中任意一排熱管的傳輸的熱量Qx可從圖2.3得到。 則 （2.64） 式中的為Uh、Uc為熱側和冷側的傳熱系數，Ah、Ac為熱側和冷側的傳熱面積，Sh、Sc為熱側和冷側的熱導，Th 、Tc為熱管熱側和冷側的流體溫度，Tv為熱管內部工質的蒸汽溫度。即 （2.65） 由于是熱管內部工質蒸汽溫度在加熱側和冷卻側基本上可以認為是相等的。熱流體溫度Th和冷流體溫度Tc沿管長也是均勻變化的，由式（2.64）可得 （2.66） 式中的Qx為x 排熱管傳輸的熱量，（）為冷熱側的流體溫度差，分母為傳熱熱阻。 熱流體和冷流體流過第X排熱管后，溫度要發(fā)生變化。由式（2.64）和（2.65）可得熱流體的溫度降低為和冷流體的溫度升高為，即 （2.67） （2.68） 由此，可得出順流情況下每排熱管的傳熱量。 Q1 Th1-ΔTh1 Tc1+ΔTc1 熱流體進口Th1 冷流體進口Tc1 Q11 Q1 11 Th1-ΔTh1-ΔTh11 Th1-ΔTh1-ΔTh11-ΔTh111 Tc1+ΔTc1+ΔTc11 Tc1+ΔTc1+ΔTc11+ΔTc111 圖2.3 流體通過熱管時的溫度變化示意圖（順流） 第一排： （2.69） 移項合并，得 （2.70） 第二排： （2.71） 移項合并，得 （2.72） 同理，推出第n排： （2.73） 令 （2.74） 則整個熱管氣-氣換熱器的傳輸熱量Q為各排熱管傳輸量之和，即 （2.75） 上式方括號內是初項為1、公比的等比級數，該級數之和為 （2.76） 代入公式（2.75），得 （2.77） 以上各式中下標h均表示熱流體，下標c均表示冷流體，下標1表示進口，2表示出口。 同理可導出逆流傳熱時的總傳熱量（參見圖2.4）為： （2.78） Q1 Th1-ΔTh1 Tc2-ΔTc1 熱流體進口Th1 冷流體出口Tc2 Q11 Q1 11 Th1-ΔTh1-ΔTh11 Th1-ΔTh1-ΔTh11-ΔTh111 Tc2-ΔTc1-ΔTc11 Tc2-ΔTc1-ΔTc11-ΔTc111 圖2.4 流體通過熱管時的溫度變化示意圖（逆流） 但這時 （2.79） 因級數項之和，所以 （2.80） 概括式（2.68）應有 （2.81） 即 （2.82） 將式（2.81）、（2.82）代入式（2.80），并加以變換，可整理為 （2.83） 式（2.77）和式（2.83）分別為順流和逆流情況下熱管氣-氣換熱器總傳熱量的表達式。 和前述一般設計計算方法一樣，“離散型”計算事先亦需已知冷、熱流體的原始參數、熱管的幾何參數、翅片幾何參數、管子排列方式、各種熱阻的參數等數據，方可進行設計計算。 2.6熱管氣-氣換熱器的定壁溫計算法理論 所謂定壁溫計算法是指將熱管氣-氣換熱器的每排熱管的壁溫都控制在煙氣露點溫度之上,這種設計方法是建立在管內蒸汽溫度可調整的基礎之上的。根據熱管如下的熱平衡方程 （2.84） 假設冷、熱流體的管外給熱系數近似相等，則對冷、熱側傳熱面積相等的情況，此時，Uh.Ah= Uc.Ac，則必有(Th-Tv)=( Tv-Tc)；而當熱側面積大于冷側面積時,則為UhAh＞UcAc 的情況，應有(Th-Tv)＜( Tv-Tc)；而當熱側面積小于冷側面積時,則為Uh.Ah＜Uc.Ac的情況，應有(Th-Tv)＞ Tv-Tc)。因而通過調整（UA）的值，可使熱管的蒸汽溫度Tv接近熱流體或遠離熱流體溫度。由于熱管的管壁溫度基本上與管內蒸汽溫度相近，故可用調整(UA)值的辦法來控制熱管管壁溫度。控制熱管管壁溫度高于煙氣露點的方法，在含塵煙氣的環(huán)境中，這種方法取得了良好試驗結果。定壁溫計算法首先應采用常規(guī)計算法，大致計算出熱管氣-氣換熱器的概略尺寸及管排數，然后再用離散型的計算方法逐排計算每排的壁溫、傳熱量、冷流體的溫升、熱流體的溫降，