换热器的蒸汽耗量VIP

2.13.1 第2章 蒸汽工程和传热换热器的蒸汽耗量 章节2.13 蒸汽和冷凝水系统手册 131 2.13.2 第2章 蒸汽工程和传热换热器的蒸汽耗量 章节2.13 蒸汽和冷凝水系统手册 换热器的蒸汽耗量 热交换器，从严格定义来说指的是所有类型的设备，在其中，一种介质的热量传递给另外一种。有一 种民用的辐射换热器，热水把热量传递给周围环境的空气，同样也可以称为换热器。类似的，蒸汽锅炉内， 烟气把热量传递给水并使水蒸发，也可以称之为换热器。 但是，这个术语通常指的是管壳式换热器或板式换热器，在其中，主要的加热介质如蒸汽用于加热另外 一种介质。用于空间加热（无论使用蒸汽还是水）的管壳式换热器通常称为非储存式加热器。（图2.13.1中 是一个储存式加热器，它的构造与非储存式的不同，它通常是一种带有加热盘管的热水水箱。） 制造商通常用kW来表示换热器的额定功率，如前边的空气加热组一样，可以根据此功率来计算蒸汽耗 量。但是，通常换热器（尤其式管壳式换热器）的参数要比实际需要的大得多。 楼宇热水加热系统热负荷的计算时考虑了一定的安全系数。由于非储存式换热器（如图2.13.2所示） 通常根据标准口径范围选择，所以经常要比设计的参数大很多。 选择在板式换热器时，如果换热器是钎焊或全焊接式的，通常都是选择其标准系列的产品。但是，对 垫片式的板式换热器来说，其大小的选择会灵活得多，它的板片可以根据需要的换热面增加或减少。在很 多情况下，板式换热器选型偏大仅仅是因为要降低二次侧流体压降。 在现有的工厂中，实际负荷可以根据进出的温度和泵的容量来计算。但是，需要指出的是，制造商提 供的泵的容量通常指的特定压头下达到的，而在实际中，泵的实际压力可能与之有一定区别。 热交换器的蒸汽耗量计算： 管壳式换热器和板式换热器是典型的流动型换热应用，因此，当计算这些应用的蒸汽耗量时，应使用 公式2.6.5。 当选择换热器的时候，如果启动很少或到达满负荷输出的时间不太重要的时候，启动负荷可以忽略。 换热器通常根据运行的满负荷来选型，并留一部分安全系数。 这些类型的应用中很少计算热损失，因为这些损失与运行的满负荷相比非常小。管壳式换热器通常有 保温以防止热损失，并防止可能对人体产生伤害。板式换热器一般结构紧凑，暴露在空气中的换热面积很 小。 蒸汽 温度控制 热水 储存罐 疏水组 冷凝水 图2.13.1 容积式换热器 132 2.13.3 第2章 蒸汽工程和传热换热器的蒸汽耗量 章节2.13 蒸汽和冷凝水系统手册 式中： Q = 热量 (kW) kJ/s)； m = 二次侧流体流量 = 7.2 kg/s； cp = 水的比热容 = 4.19 kJ/(kg)； T = 物质的温升 (82-71) = 11。 Q = 7.2kg/s4.19kJ/(kg)11 Q = 332 kW 公式2.6.5 第1部分 计算热负荷 用公式2.6.5计算满负荷 c T pQ=m 公式2.6.6 hf sg m cmT p= Q = 第2部分 计算蒸汽负荷 满负荷蒸汽冷凝水率可以用热平衡公式2.6.6来计算： 图2.13.2 非储存式换热器 温度控制 蒸汽 冷凝水 疏水站 冷凝水 热水出口 冷水进口 非储存式 换热器 疏水阀 表2.13.1节选自蒸汽表 饱和 焓（能量） (kJ/kg) 干饱和蒸汽 压力 温度 水 蒸发 蒸汽 比热容 (bar g) () hf hfg hg (m3/kg) 2 134 562 2 163 2 725 0.603 2.8 142 596 2 139 2 735 0.489 3 144 605 2 133 2 738 0.461 例 2.13.1 计算非储存式换热器的热负荷和蒸汽负荷。 换热器设计在2.8 bar g蒸汽压力的满负荷运行，二次侧出水和回水温度分别为82和71，泵的给水 量7.2 kg/s。水的比热容cp = 4.19 kJ/(kg)。 式中： ms = 蒸汽耗量 (kg/s)； hfg = 蒸汽的蒸发焓 (kJ/kg)； Q = 换热量 (kW)。 133 2.13.4 第2章 蒸汽工程和传热换热器的蒸汽耗量 章节2.13 蒸汽和冷凝水系统手册 图2.13.3 板式换热器的示意图 产品 蒸汽 产品 冷凝水 板式换热器 板式换热器内部是一组薄的波纹金属板，波纹之间形成流道，一次侧和二次侧流体分别从这些流道中流 过。于是，热交换就通过板片发生在临近的一次侧和二次侧之间。图2.13.3所示为板式换热器的示意图。 波纹形状增加了板片的刚性，可适用于其两侧不同的压力。这些流道内部同时出现紊流，提高了换热 效率，这样就使板换比传统的管壳式换热器更为紧凑。同时，湍流还减少了非流动区域的存在，因此减少 了结垢。板片的一次侧通常覆盖一层涂层，这样促使冷凝水从板片上掉落。 以前的蒸汽换热器基本上都是管壳式换热器，而板式换热器通常使用于食品加工行业或用于加热水。 但是，最近设计的板式换热器表明其同样也适合于蒸汽加热应用。 板式换热器同时允许冷凝水和过冷水存在于其设备中，如果冷凝水排放到大气压力下的集水槽中，降 低冷凝水温度，则闪蒸蒸汽的损失就会减少。这样就不需要采用单独的冷却器或闪蒸蒸汽回收系统。 尽管名义换热面积理论上可以用公式2.5.3计算出来，但板式热交换器的设计通常仍是按照制造商的标 准来进行的。 垫片式板式热交换器 - 在垫片式板式热交换器里，板片是用夹具固定在框架上的，用一些薄垫片(通 常是合成聚合物)密封在各个板片边缘，然后在框架板和承压板之间用固定螺栓来压紧这些板片。这种设计 方便对这些板片进行拆卸清洗，同时也可以通过增加和减少板片来改变换热器的容量。 板片包之间使用的垫片使之有一定灵活性，可以防止热应力以及突然的压力波动。这种特性使垫片式 板换特别适合应用于瞬时热水供应，在这些应用中，板片可能会经常受到热冲击。 垫片能承受的温度是限制垫片式板式换热器使用一个重要因素，这同样也就限制了能够使用的蒸汽的 压力。 钎焊的板式换热器 - 在钎焊式换热器中，所有板片被放置于真空熔炉中焊接在一起（通常使用铜或 镍焊接），它是由垫片式板式换热器发展而来的，它可以承受更高的压力和温度，并且非常便宜。但是， 不像垫片式板式换热器，钎焊式板式换热器不能拆卸，如果需要清洗，必须进行反程冲洗或化学冲洗。同 时也意味着这些板式换热器是标准规格的，因此选型经常会偏大。但钎焊式换热器比垫片型的坚固的多， 然而，结构刚性过大不利于抵抗热应力的冲击，所以任何突然或经常的温度或负荷的变换都是不允许的， 控制蒸汽侧时需要特别注意防止出现热应力。 钎焊式换热器比较适合（主要应用）那些温度波动缓慢的场合，例如空间加热。同样它们应用于二次 侧流体逐渐膨胀的情况下，如热油。 重新整理: 一个332 kW 的换热器工作在 2.8 bar g (hfg = 2139 kJ/kg)冷凝水量为： ms = ms = kg/s ms = 0.1552 kg/s ms = 558 kg/h Q hfg 332 2139 134 2.13.5 第2章 蒸汽工程和传热换热器的蒸汽耗量 章节2.13 蒸汽和冷凝水系统手册 全焊接式板式换热器 - 在焊接式板式换热器中，所有板片包都被焊接在一起。激光焊接技术的应用使 焊接式板式换热器比钎焊的板式换热器具有更好的灵活性，并使焊接部分对压力波动和热应力有更好的耐受 性。焊接部分的耐高压高温性能意味着这些换热器通常具有更高的规格，更适合用于大负荷工业应用中，同 时它们还可以用于对压力和温度要求较高的场合，或黏性流体比如油和其它的烃类加热的场合。 管壳式换热器 管壳式换热器是工业应用中最常用的一种换热器。管壳式换热器是在一个圆柱状的壳体内布置很多管 束，这些管束安装在管板上，用来分开一次和二次流体。 当用蒸汽来加热介质的时候，换热器通常水平放置，蒸汽在管子内部冷凝。管内可以允许一部分过冷度 来更好地吸收冷凝水中的热量，但是，如果要求的过冷度较大时，使用单独的冷凝水冷却器则更为方便。 蒸汽加热非储存式换热器 通常使用的蒸汽加热水的非储存式换热器如图2.13.4所示，这种被称为“一壳程二管程”型管壳式换 热器，其中U型管束固定在管板上。 流程分隔板 图2.13.4 管壳式换热器示意图 蒸汽进口 U型管束 壳体 二次侧流体进口 冷凝水出口 通道 二次侧流体出口 通常来说，采用“一个壳程”是因为二次侧流体进口和出口连接口在换热器的两端，通常壳侧流体一 次通过换热器；而“二个管程”是因为蒸汽进口和出口连接口在换热器的同一端，所以管侧的流体要通过 换热器长度方向二次。 换热器用分隔板分为两部分，使管侧流体的通路成为U型，而不是直接流过换热器。这种设计只有一 个管排，所以比较简单而且价格不贵，但是这种设计如用于洁净流体则受到限制，因为这个管子很难进行 清洗。注：这种换热器的管子很难进行更换。 壳体中通常设置一些隔板来引导壳侧流体通过管排，从而提高换热率，并且可以起到支撑这些管子的 作用。 冷态启动 正如2.7节所述，如果很少启动或到达满负荷需要的时间并不苛刻，那么启动负荷通常可以忽略，出于 这个原因，控制阀和换热器的通常按照满负荷加上一定的安全系数来选型。 对那些晚上或周末停机的系统来说，很冷的冬天早上启动时二次侧的水温可能会很低，热交换器中冷 凝量可能要比满负荷时高。因此，蒸汽侧的压力就会比换热器通常工作的压力低，直到二次侧温度升高到 设计参数。从热力学观点来看，这会导致一个问题，系统需要长时间加热。但是，如果设计者没有考虑这 种情况，从而造成蒸汽疏水阀和冷凝水排除系统选型不当，会造成冷凝水积聚在蒸汽侧。 135 2.13.6 第2章 蒸汽工程和传热换热器的蒸汽耗量 章节2.13 蒸汽和冷凝水系统手册 热水容积式换热器 热水容积式换热器是用来把容器内冷水在一定时间内加热到一定温度的换热器。 蒸汽在加热阶段和保温阶段的平均耗率可以公式2.13.1来计算： 公式2.13.1 这样会导致： 换热器内部腐蚀； 变形引起机械应力； 水锤效应引起噪声。 如果换热器设计时没有考虑到需要承受这种工作条件，就会产生很多问题。 估算热负荷 大楼 - 估算建筑物的热负荷的通常可行的方法是来看建筑物本身。这种计算可能非常复杂，因为要考 虑到很多因素如：换气次数以及窗户、屋顶和墙面的换热量等。但是，比较合理的方法是根据建筑物的总体 积和换热系数，如3000m3以下换热系数取3040 W/m3，3000m3以上换热系数取1530W/m3。设计条件选 取为室外温度大约是1，以上数据可以大概估算出建筑物的热负荷。 实际上用来确定已安装好的系统的蒸汽耗量的方法是使用精确、可靠的蒸汽流量计。 例 2.13.2 根据实际测量的条件来确定换热器的设计功率 换热器的设计功率未知，但是蒸汽负荷的测量值是227 kg/h，外界环境温度是7，内部温度为19， 温差为12。 换热器设计的外界温度为-1时，内部可达到19，温差20。 设计条件下的蒸汽负荷可以根据温差来简单估算： m c h t p fg s m T = 设计蒸汽负荷 = 实测蒸汽负荷 设计蒸汽负荷 = 227 kg/h 设计蒸汽负荷 = 378 kg/h 设计 实测 20 12 式中： ms = 平均冷凝水量 (kg/h)； m = 被加热水的质量 (kg)； cp = 水的比热 (kJ/(kg)； T = 温升()； hfg = 蒸汽的蒸发焓 (kJ/kg)； t = 加热时间 (h)。 表2.13.2 节选自蒸汽表 焓（能量） (kJ/kg) 干饱和蒸汽 压力 饱和温度 水 蒸发 蒸汽 比容 (bar g) () hf hfg hg (m3/kg) 2 134 562 2 163 2725 0.603 蒸汽冷凝时的平均负荷是多少？ 例2.13.2 计算容积式换热器的平均蒸汽负荷 容积式换热器的容量为2272L (2272 kg)，设计条件为2 bar g蒸汽在半小时内将水从10加热到 60。 136 2.13.7 第2章 蒸汽工程和传热换热器的蒸汽耗量 章节2.13 蒸汽和冷凝水系统手册 式中： m = 2 272 kg； T = 60 - 10 = 50； hfg = 2 163 kJ/kg； t = 1/2 h。 公式2.13.1 这个平均值可以用来选择控制阀，但是，当水的温度在最低点，如10时，蒸汽的最大冷凝量可能超 过控制阀全开时能通过的蒸汽量，这样，盘管内蒸汽量不足，因此，盘管内的压力就会显著下降，这样， 就会减少蒸汽疏水装置的排水量。如果疏水装置选型不当，冷凝水就会返回进入盘管，减少盘管的换热能 力，从而增加加热时间。同时，还会出现水锤现象，会导致严重的噪声和盘管机械应力腐蚀。如果冷凝水 不回流入盘管，系统就可以维持正常的加热时间。 解决方法是采用适当的方法排除冷凝水，可以根据系统需要采用蒸汽疏水阀或者自动泵阀组合。详细 情况请参考13.1节 - 从换热器中排除冷凝水。 其它的管壳式换热器 在其它使用蒸汽的换热器中，可能使用一个内部浮动而不是固定的U型盘管，这些换热器通常适合用 于蒸汽和二次侧温差较大的情况下。因为，这些管束便于拆卸并进行清洗。管侧的流体通常通过更多的回 程 才通过换热器，这样增加了流通距离。 换热器通常有一到十六个管程，选择回程的数量是用来达到设计的管侧流速。这些管子的回程是通过 隔板把换热器分割成一定数量的区域来实现的。通过在换热器中心安排一个纵向的壳侧隔板可以使壳侧也 变成两回程，这样就可以避免单回程中出现的温度差情况。换热器设计时，一般需要控制压降和传热量的 比率，可以通过分开流动的布置方式以降低壳程的压降。 蒸汽还可以用来蒸发另一种流体。有一种管壳式换热器被称为再沸器，在石油工业中通常用来蒸发 一部分分裂蒸馏塔底部的产品。此设备往往是水平布置的，被蒸发物在壳侧蒸发，蒸汽在管侧冷凝（如图 2.13.5所示）。 m c h t p fg s m T = ms = kg/h ms = 440 kg/h 2272 kg4.19 kJ/(kg)50 2163 kJ/kg0.5 h 图2.13.5 再沸器 蒸发气体出口 管支撑管板 蒸汽进口 U型管 壳体 底部产品 挡板 从蒸馏塔 来的液体 冷凝水 在强制循环的再沸锅中，二次侧流体被泵送通过换热器；而在热虹吸再沸器中，自然循环是依靠流体 密度差来进行的。在这种再沸器中，二次侧流体没有循环，管子浸没于流体中。 137 2.13.8 第2章 蒸汽工程和传热换热器的蒸汽耗量 章节2.13 蒸汽和冷凝水系统手册 尽管这所有的应用中，滴状冷凝方式是最好的，但是实践中却很难实现，并且是不可预测的。在实际 应用，设计计算通常都是基于膜状冷凝来进行的。 管壳式换热器的换热面积可以用公式2.5.3来估算。尽管这些部分通常仍需要咨询制造商来得到准确的 数据，表2.13.3中还是给出了一些典型的介质使用蒸汽作为加热热源的换热器总的换热系数。 波纹管换热器 波纹管换热器是最近开发的一种由传统的管壳式换热器演化而来的换热器。这是一种单回程的固定板 换热器，换热器的壳体是焊接而成的，采用的直线型波纹管适合用于低黏度流体。这种换热器与板式换热 器类似，波纹管产生湍流从而强化换热，并减少结垢。和传统的管壳式换热器相同，这些换热器通常是水 平安装的。但是，在波纹管换热器中，蒸汽必须走壳程。 螺旋板式换热器 螺旋板式换热器继承了管壳式和板式换热器的一些特点，应用也大致相同。这种换热器包括在冷态下 加工并焊接而成的一对对同心螺旋通道，这些螺旋通道末端用螺栓和垫片与外壳连接。 这些通道中的湍流很强烈，两种流体都有同样的流动特性。这些螺旋管容易清洗，因此可以用于很容 易结垢的流体和泥浆上。两种流体都只有一个回程，且都紧密布置在换热器内部，这就意味着流体通过时 的压降很小。 表2.13.3 一些管壳式换热器的典型换热系数 二次侧流体 U (W/(m2) 水 1 500 - 4 000 有机溶液 500 - 1 000 轻油 300 - 900 重油 60 - 450 气体 30 - 300 水溶液（蒸发） 1 000 - 1 500 轻有机物（蒸发） 900 - 1 200 重度有机物（蒸发） 600 - 900 图2.13.6 波纹管式换热器 138 2.13.9 第2章 蒸汽工程和传热换热器的蒸汽耗量 章节2.13 蒸汽和冷凝水系统手册 Questions 1. The thermal output or rating of a non-storage calorifier is unknown. What would be the preferred method of calculating the steam requirement of the unit? a| From the secondary pump duty b| From the size of the steam supply and its carrying capacity c| From the size and capacity of the secondary pipework d| By using the connected load details 2. Which of the following is an advantage of a plate heat exchanger over a shell and tube heat exchanger? a| More turbulent flow in a plate heat exchanger improves control b| In a plate heat exchanger, the rating can be easily changed c| Plate heat exchangers are less susceptible to fouling of the heat transfer surface d| In a plate heat exchanger package, sub-cooling of the condensate can be arranged 3. A non-storage calorifier rated at 120 kW when charged with steam at 5 bar g, is used in a space heating system, raising water from 71C to 82C. What will be the approximate design steam flowrate? a| 193 kg/h b| 217 kg/h c| 207 kg/h d| 187 kg/h 4. What is a disadvantage of using the thermal rating of a calorifier to calculate its steam consumption? a| If the return water temperature rises above 71C the calo