填料喷淋型全热回收器热工计算及应用.docx

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填料喷淋型全热回收器热工计算及应用

填料喷淋型全热回收器热工计算及应用

褚伟鹏1，解国珍1

1北京建筑工程学院，北京，100044

摘要：

根据填料喷淋型余热回收器中实际热质交换情况，通过合理简化假设，得出了空气与水状态参数的数学模型；提出了回收热负荷特性数与设备特性数的概念；将数学模型的计算结果与试验结果进行了对比，二者具有良好的吻合性，证明了数学模型的合理性。

关键词：

全热回收器；填料喷淋；数学模型；传热传质；试验对比

0引言

在烟叶加工生产过程中，由于生产工艺的特点，需要对烟叶、烟丝进行加热加湿。

在这过程中不仅需要大量的有温度、湿度要求的洁净新风，而且还会产生了大量的高温、高湿、有异味的废气。

这些废气的排放，不仅会对周围环境造成异味污染，而且会排放大量的废热，造成能源浪费。

如果这部分废气排放的热量作为冬季空调的新风预处理，将是非常好的废热利用途径。

填料喷淋型全热回收器由两个各自独立的溶液喷淋处理箱构成。

在能量传递过程中，排风气流和新风气流间相互不接触，排风中的有害污染物不可能传递给新风气流；含污染物的排风空气通过喷淋净化处理后排放，还可以防治大气污染。

故此装置比较适用于产生大量排风，且对新风品质要求很高的工业热回收场所。

然而，实际应用中，工业排风气体状态点的参数差别较大，并且室外新风气体状态点的参数随季节波动，这些客观因素给工程上制造设备、选用设备带来一定困难。

本文根据填料喷淋型余热回收器中实际热质交换情况，通过合理简化假设，建立了计算空气与水状态参数的数学模型，并将计算结果与实际检验结果进行了对比，从而为设备设计、选型和优化运行提供了计算方法。

1填料喷淋型全热回收器工作原理

填料喷淋型全热回收器的工作原理如图1-1所示：

图1-1填料喷淋型全热回收器工作原理

填料喷淋型全热回收器主要由两个各自独立的溶液喷淋处理箱和一个板式换热器构成。

循环液体经过泵加压通过板式换热器换热后均匀的附着在热质回收/释放芯上面；排放的热湿气体逆流通过热质回收芯，与附着在热质回收芯上面的循环液体进行热质交换，变为干冷气体排出；干冷的新风气体逆流通过热质释放芯与附着在热质释放芯上面循环液体进行热质交换，变为热湿气体；热质回收侧的循环液体与热质释放侧的循环液体通过板式换热器进行热量交换。

设备的能量传递路径如图1-2所示：

经热质释放芯

经热质回收芯

经板式换热器

图1-2能量传递路径

2热质交换原理及数学模型的建立

2.1热质交换原理

空气与水直接接触时，根据水温的不同，可能仅发生显热交换，也可能既有显热交换又有潜热交换，即发生热交换的同时伴有质交换。

显热交换是空气与水之间存在温差时，由导热、对流和辐射作用而引起的换热结果。

潜热交换是空气中的水蒸气凝结（或蒸发）而放出（或吸收）汽化潜热的结果。

总热交换是显热交换与潜热交换的代数和。

如图2-1所示，当空气与敞开水面或飞溅水滴表面接触时，由于水分子作不规则运动的结果，在贴近水表面处存在一个温度等于水表面温度的饱和空气边界层，而且边界层的水蒸气分压力取决于水表面温度。

空气与水之间的热湿交换和远离边界层的空气（主体空气）与边界层内饱和空气间温差及水蒸气分压力差的大小有关。

图1-1空气与水接触时的热湿交换

如果边界层内空气温度高于主体空气温度，则由边界层向周围空气传热；反之，则由主体空气向边界层传热。

如果边界层内水蒸气分压力大于主体空气的水蒸气分压力，则水蒸气分子将由边界层向主体空气迁移；反之，则水蒸气分子将由主体空气向边界层迁移。

在蒸发过程中，边界层中减少了的水蒸气分子又由水面跃出的水分子补充；在凝结过程中，边界层中过多的的水蒸气分子将回到水面。

如上所述，温差是热交换的推动力，而水蒸气分压力差则是质交换的推动力。

它主要由热质回收和热质释放两部分组成，对其进行热质传递过程分析时，二都机理相同，可以等同看待。

模型简化及假设如下[1]：

a.忽略空气及水在流动截面上的不均匀性；

b.热质交换的过程是稳定的；

c.设备与环境之间不存在热湿交换，且为绝热过程；

d.传热传质阻力主要取决于气相，液相阻力可以忽略；

1.2数学模型的建立

空气与水的逆流交换过程如图1-2所示:

图1-2传热传质过程物理模型

通过取热质释放侧中某一微段dZ进行研究，由Merkel焓差方程可得，

dQ=βx（i”-i）αAdZ（1-1）

式中dQ—微元段内总的传热量，kW；

βx—以含湿量差表示的传质系数，kg/（m2·s）；

i”—水面饱和空气层的焓，kJ/kg；

i—设备内任何计算部位处空气的焓，kJ/kg；

α—填料的比表面积，m2/m3；

A—设备的横截面积，m2；

Z—塔内填料高度，m。

式1-1表明设备内任何部位水、气之间交换的总热量与该点水温下饱和空气焓i”与该处空气焓i之差成正比。

该方程可视为能量扩散方程，焓差正是这种扩散的推动力。

在没有热损失的情况下，水和空气之间还存在着热平衡方程，亦即水所放出（吸收）的热量等于空气吸收（放出）的热量。

在微元段dZ内水的热量变化为：

dQ=Wc（t+dt）-（W-dW）ct=（Wdt+tdW）c（1-2）

式中W—进入微元段dZ内的总水量，kg/s；

t—微元段dZ的出水温度，℃；

c—水的比热容，kJ/（kg·℃）；

而空气在该微段的热量变化为：

dQ=Gdi（1-3）

式中G—进入微元段内的空气量，kg/s。

因而

Gdi=c（Wdt+tdW）（1-4）

式（1-4）右边第一项为水温降低（升高）dt放出（吸收）之热，第二项为由于蒸发（冷凝）dW水量所带走（带来）的热，此项数值与第一项比相对较小。

将式（1-4）做一变换有：

Gdi=cWdt/（1-ctdW/Gdi）（1-5）

令

K=1-ctdW/Gdi（1-6）

则

Gdi=cWdt/K（1-7）

K是考虑蒸发水量造成的热量变化的系数。

计算表明，式（1-4）中的第二项表示的热量通常只有总传热量的百分之几，因而K接近于1。

对K的分析可以看出，它基本上是出口水温t2的函数[3]，其关系如图1-3所示。

图1-3K值与冷却水温的关系

用式（1-7）对全高度积分可得：

i2=i1+

（t1–t2）（1-8）

式（1-8）可用于求解与每个水温相对应的空气的焓值。

综合上面所得的各式可得：

βx（i”-i）αAdZ=cWdt/K

对此进行变量分离并加以积分可得：

=

dZ=βx

（1-9）

令

N=

（1-10）

N’=βx

（1-11）

N为按温度积分的回收热负荷特性数。

其表示水温从t1变化到t2所需要的特征数数值，它代表热量变化负荷的大小。

在冷却数中的（i”-i）是指水面饱和空气层的焓与外界空气的焓之差△i,此值越小，水的散热（吸热）就越困难。

所以它与外部空气参数有关，而与能量回收装置的构造和型式无关。

N’为设备特性数,。

反映了能量回收装置具有的能量回收能力，它与淋水填料的构造尺寸、散热性能及水流量、气流量有关。

特性数的确定：

N’=βxv

（3-13）

式中βxv—容积传质系数，βxv=βxα，kg/（m3·s）；

V—填料体积，m3。

对于容积传质系数βxv可由资料[4]查取。

2试验方案

试验方案参照GB/T21087-2007《空气-空气能量回收装置》标准规定的两个室法进行试验[4]，测点布置如图2-1所示：

图2-1测点布置图

将能量回收/释放设备分别在两个小室内按工程应用的方式安装好，冷风出口和热风出口分别与风量、温湿度测量装置连接。

以上步骤完成以后，开启机组，待运转正常以后，开启溶液泵，通过流量计调节两溶液泵的流量，流量一致后开始试验。

调节两小室的干球温度和湿球温度到测试工况，两小室室内工况测点在各自机组的进风口位置，用取样装置取样测量。

待两小室温湿度调节到测试工况，稳定1小时后，测量新风出口和回风出口空气的干球温度和湿球温度，每隔10分钟读取一组数据，取四组数据的平均值为最终的测量结果。

风管连接如图2-2所示：

图2-2风管连接图

空气进口的温、湿度取样耙放在空气进口位置，空气出口连接带保温的风管，末端连接温、湿度测量装置和风量测量控制装置。

试验时控制能量回收/释放设备进口的温度、湿度、，测量出口的温度、湿度。

通过计算得出各进、出口的空气状态参数。

3试验结果与计算结果对比

对填料喷淋型全热回收器进行了三个工况的试验。

工况1：

能量释放侧进风干球温度30.89℃，湿球温度17.78℃，标准状态下风量3080m3/h，水流量3.13m3/h;能量回收侧进风干球温度9.07℃，湿球温度6.13℃，标准状态下风量2999m3/h,水流量3.086m3/h。

试验结果与计算结果对比如表3-1所示：

表3-1试验结果与计算结果分析

项目

试验结果

计算结果

相对误差

能量

释放侧

进口水温（℃）

10.56

10.35

1.99%

出口水温（℃）

15.25

15.43

-1.18%

出口空气焓值（kJ/kg）

38.432

39.572

-2.97%

能量

回收侧

进口水温（℃）

15.14

15.32

-1.19%

出口水温（℃）

10.37

10.31

0.58%

出口空气焓值（kJ/kg）

34.265

32.591

4.89%

工况2：

能量释放侧进风干球温度35.11℃，湿球温度28.05℃，标准状态下风量3194m3/h，水流量5.050m3/h;能量回收侧进风干球温度35.02℃，湿球温度20.41℃，标准状态下风量3151m3/h,水流量5.032m3/h。

试验结果与计算结果对比如表3-2所示：

表3-2试验结果与计算结果分析

项目

试验结果

计算结果

相对误差

能量

释放侧

进口水温（℃）

23.33

22.83

2.14%

出口水温（℃）

26.54

27.03

-1.85%

出口空气焓值（kJ/kg）

72.693

75.053

-3.25%

能量

回收侧

进口水温（℃）

26.36

26.92

-2.12%

出口水温（℃）

23.26

22.70

2.41%

出口空气焓值（kJ/kg）

69.900

74.374

-6.40%

工况3：

能量释放侧进风干球温度26.91℃，湿球温度19.66℃，标准状态下风量3164m3/h，水流量5.030m3/h;能量回收侧进风干球温度34.98℃，湿球温度28.00℃，标准状态下风量3141m3/h,水流量5.008m3/h。

试验结果与计算结果对比如表3-3所示：

表3-3试验结果与计算结果分析

项目

试验结果

计算结果

相对误差

能量释放侧

进口水温（℃）

26.30

25.75

2.09%

出口水温（℃）

22.85

23.26

-1.79%

出口空气焓值（kJ/kg）

76.747

75.053

2.21%

能量回收侧

进口水温（℃）

22.97

23.15

-0.78%

出口水温（℃）

26.40

25.65

2.84%

出口空气焓值（kJ/kg）

71.446

72.152

-0.99%

由以上三个工况的试验结果与计算结果的对比可以看出，上述计算方法可以满足工程上的精度要求。

4结论

本文根据填料喷淋型余热回收器中实际热质交换情况，通过合理简化假设，得出了空气与水状态参数的数学模型；提出了回收热负荷特性数与设备特性数的概念；将数学模型的计算结果与试验结果进行了对比，二者具有良好的吻合性，证明了数学模型的合理性。

为填料喷淋型余热回收器的优化设计、工程选型提供了依据。

参考文献：

[1]D.I.STEVENS,J.E.BRAUNandS.A.KLEIN.ANEFFECTIVENESSMODELOFLIQUID-DESICCANT

SYSTEMHEAT/MASSEXCHANGERS[J].SolarEnergyVol.42,No.6,pp.449--455.1989

[2]史美中，王中铮编.热交换器原理与设计（第二版）.南京：

东南大学出版社，1996

[3]华东建筑设计院主编.给水排水设计手册（第4册）.北京：

中国建筑工业出版社，1986