冷干机中预冷器热交换过程分析

在压缩空气冷冻式干燥机中 ,  为了充分利用能量(冷量) 及避免排气管外壁低温挂露 , 在蒸发器前都设置有一只通称为“预冷器”的空气 —空气热交换器。预冷器对冷干机的经济运行起着重要作用 , 有必要对它的工作过程做一分析。

（图1  顺叉流换热的预冷器）

图 1 所示的冷干机换热器总成中 (图中省略水气分离器) , 初始温度为 t′1 的湿热压缩空气( 热流体)进入预冷器壳程与管程中初始温度为 t′2 的干燥低温空气 (冷流体) 进行热交换。通过间壁对流换热, 在进入蒸发器前热流体温度下降到 t″1, 冷流体则在进入排气管前温度上升到 t″2。为防止出现气流死角, 壳程中设置有多片导流折板, 使冷、热流体呈顺叉流换热。预冷器中冷、热流体温度沿换热面积按双曲函数变化,见图 2 

（图2）

冷干机预冷器与工业上常见的同类换热器相比有如下特点:( 1 ) 预冷器的工作温度与周围环境温度十分接近近, 冷、热流体的最大温差一般不超过 40 ℃, 在此温度下即使换热器壳体外壁不覆盖绝热材料, 它与周围环境的热交换(辐射换热) 也可忽略不计。冷、热流体在预冷器中基本上作纯对流换热, 两者之间吸、放热平衡, 热流体放出的总热量全部被冷流体所吸收, 因而热流体的焓值变化 h′1 - h″1与冷流体的焓值变化 h″2 - h′2相等, 即 h′1 - h″1 = h″2 - h′2。

( 2) 参与热交换的冷、热流体都是确定温度下的湿饱和压缩空气。由于是饱和的, 在换热过程中热流体中的饱和水蒸气随温度下降有连续不断的凝结水析出, 即有相变现象发生 ———这需要一定量的“相变潜热”来支持; 而在 t′2 温度下, 虽呈饱和状态但绝对含水量很少的冷流体在换热过程中, 只表现为温度的单纯升高。这就是说, 冷、热流体温度作同样变化, 有相变发生的热流体的热量消耗要大于冷流体“。传热学”中将在一定时间内单位质量流体温度变化 1 ℃所消耗的热量定义为该流体的“水当量”,因此在冷干机预冷器中, 热流体的“水当量”要大于冷流体。

(3) 参与换热的冷、热流体是温度相差不大(通常 tmax ≯40 ℃) 的气体介质 , 在温度变化范围内 , 除饱和水蒸气含量及“水当量”外 , 其余如压力、定压比热、导热系数等热力学参数及冷、热流体的质量流量两者完全相等。根据传热学原理 , 同质气体间壁对流换热时传热系数很小 (约在 10～100 kcal/ (m2·K) 3 之间) , 在此情况下 , 即使在技术上采用肋片管、翅片管等强化措施来增大单边传热面积也不能使换热量明显提高 , 所以冷干机预冷器中的换热铜管多采用内外表面积基本相等的光管或波纹管。

根据以上特点 ,  对冷干机预冷器的换热过程作如下分析:

由于在换热过程中热流体组份之一的水蒸气要发生相变 ,  它的热量变化由下式确定

由于 (1) 、(2)  式中代表水蒸气焓值变化项的数值不到总数的 1 % , 为简化计算将其略去 , 并将相关数字代入 , 则上两式可改写为

不等式 (6)  左边是预冷器中冷流体的温升幅度 ,右边是热流体的降温幅度 , 表明在预冷器中 , 由于冷、热流体的“水当量”不同 , 在交换相等的热量时冷流体的升温幅度要大于热流体的降温幅度。

举例:  绝对压力为 018 M Pa 的压缩空气在始温

t′1= 40 ℃时 ,对应的饱和水蒸气含量 d′1 = 0  00573kg/ kg(干) ,  经过预冷器热交换后 , 温度降至 t 1  =1

30 ℃, 对应的饱和水蒸气含量降至 d″1= 0 00338 kg/ kg (干) 。将上述数据代入 (3) 式 , 可算出热流体焓的变化 h′1- h″1= 16 30 kJ / kg (干) 。由于是纯对流热交换 ,  冷流体焓的变化应与此相等 ,  即 h″2-  h′2=1

16 30 kJ / kg (干) 。代入 ( 4) 式得到冷流体的温升幅度达 16 ℃, 若冷流体始温 t′2 = 3 ℃, 换热后终温将上升到 t″2= 19 ℃ (计算过程略) 。上述计算表明热流体降温 10 ℃所释放出的冷量足以使同质量的冷流体温度升高 16 ℃。

在冷干机热负荷计算时 , 除了技术指标规定的进气温度 t′1 以及和露点相关的空气冷却温度 t′2 外 ,预冷器中热、冷流体的终温都是未知值 ,  一般要先设定一个 , 再计算出另一个进行综合比较。合理选取蒸发器的进气温度 ( t″1) 非常重要 , 它直接关系到制冷系统蒸发器的热负荷计算。事实上蒸发器进气温度t″1选定后 , 冷干机的其它重要参数也基本确定了。

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表 1 列出绝对压力为 0 8 M Pa 的压缩空气在进气温度 t′1= 40 ℃, 经蒸发器冷却后的冷流体温度 t′2= 3 ℃时 , 对应于不同的 t″1 取值 , 冷干机排气温度t″2的计算值 , 以及在此条件下为处理 1 Nm3 / min 压缩空气 ,  蒸发器热负荷 Q 1 、预冷器热负荷 Q 2  的计算值 (计算过程略) 。

Q 2   (在数值上与热流体降温所需的冷量、或冷流体升温所需的热量相等)  完全靠蒸发器的热负荷 Q 1  来提供。因此可以把 Q 2 / Q 1 看作是预冷器的“冷量利用率”, 不可能大于 1 , 即 Q 2 /

Q 2(在数值上与热流体降温所需的冷量、或冷流体升温所需的热量相等)  完全靠蒸发器的热负荷 Q 1 来提供。因此可以把 Q 2 / Q 1 看作是预冷器的“冷量利用率”, 显然“冷量利用率”不可能大于 1 , 即 Q 2 /Q 1 ≤1 。

从表 1 中可以看出 , t″1 取得越高 , 冷干机的排气温度 t″2越低 , 预冷器的“冷量利用率”Q 2 / Q 1 也越小;  随着 t″1 设计取值下降 ,  冷干机的排气温度t″2逐渐上升 , “冷量利用率” Q 2/ Q 1 也跟着上升。值得注意的是当 t″2 达到 28 ℃时 , Q 2 / Q 1 已近100 %。此时预冷器中热流体的终温 , 即进入蒸发器的湿热气流温度 t″1只有 24 ℃, 这在顺流换热器中是无法实现的。因为依据传热学原理 , 在顺向对流热交换器中冷流体的终温是不可能高于热流体的终温的。对中、小型冷干机来讲 , 往往为了使结构紧凑 , 在安排预冷器的热交换流向时多采用如图 1 所示的顺向(即顺叉)对流方式。此种情况下冷干机理想的 t″1取值应是 26 ℃。此时冷干机排气温度应在 25 ℃左右 ,冷量利用率 Q 2 / Q 1 约为 77 %。

在对流换热中 , 逆向对流的换热量要比顺向对流换热强。从理论上讲 , 逆向换热的冷流体终温可以小于、等于甚至大于热流体的终温。因此在大、中型冷干机中 , 预冷器以逆流换热为主 (如图 3) 。但由于受到“冷量利用率”不能超过 100 %的限制 , 冷干机的排气温度即使在逆流换热时也不可能提得很高。譬如在上述条件下 ,  冷干机排气温度就以 28 ℃为极限 ,超过它“冷量利用率”就大于 1 了 , 这当然是不可能的。

(一种逆 - 叉流换热的预冷器)

采用逆向对流可以有限提高冷干机的排气温度 ,其意义不仅在于可以比较充分地利用本机制冷量 ,  而且还可使预冷器换热面积得以减小。

根据换热器负荷方程 Q  =  U At m , 在热负荷 Q及换热系数 U 一定条件下, 换热面积 A 与换热器平均传热温差 t m 成反比,   t m 越大, 换热面积 A 将越小。在对流换热器中, 平均传热温差 t m 与冷、热流体的

流动方向有关 ,  对顺流、逆流换热器一般都用对数平均温差来表示传热平均温差 , 这在各种文献中都有介绍。本文采用当前在溴化锂吸收式制冷机传热计算中较常用的沙柯洛夫简化公式来计算冷干机预冷器在不同冷、热流终温下的预冷器平均传热温差。

表 3 列出在初始条件与表 1 相同情况下 , 根据沙柯洛夫公式计算出的对应于不同的 t″1, 预冷器在顺流、逆流及叉流换热时的平均传热温差 t m 。

从表 3 看出在相同的进气条件下 ,  预冷器采用逆流换热时可以得到最高的平均换热温差。这意味在热负荷相等时 ,  它的换热面积将最小。这对冷干机整机设计十分有利。所以 ,  若条件许可 ,  冷干机预冷器应尽量采用逆流换热方式。

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