基于模塊化的氟塑料換熱器優化布置研究

徐 鋼， 陳 袁， 牛晨巍， 馬 英， 劉文毅， 任英杰， 王 怡

(1． 華北電力大學 能源動力與機械工程學院， 北京 102206；2． 大金氟化工(中國)有限公司， 江蘇常熟 215522)

基于模塊化的氟塑料換熱器優化布置研究

徐 鋼1， 陳 袁1， 牛晨巍1， 馬 英1， 劉文毅1， 任英杰2， 王 怡2

(1． 華北電力大學 能源動力與機械工程學院， 北京 102206；2． 大金氟化工(中國)有限公司， 江蘇常熟 215522)

對1 000 MW火力發電機組中間熱媒體煙氣換熱器(media gas-gas heater, MGGH )系統中脫硫塔前的氟塑料換熱器展開設計計算，從交叉次數的角度對氟塑料換熱器模塊化以及優化布置展開研究.結果表明：水側阻力與交叉次數的平方成正比；隨著介質交叉次數的增加煙氣側壓降降低管外總換熱面積、聯箱總開孔數和模塊單元聯箱開孔數均減少，且當交叉次數由2增加到4時上述參數均大幅降低，當交叉次數大于4以后降幅均相對較小，即氟塑料換熱器的換熱性能、阻力性能及聯箱結構在交叉次數為4時得到優化，結合熱膨脹因素建議在工程應用中盡量采用2個U形換熱模塊單元布置成W形.

氟塑料換熱器； 模塊單元； 換熱性能； 阻力性能； 聯箱結構

燃煤電站鍋爐作為我國第一大耗能設備，每年消耗約15×108t標準煤，約占全國煤炭消耗總量的50%[1].為防止鍋爐尾部部件發生低溫腐蝕，鍋爐排煙溫度一般設計為120～150 ℃[2]，排煙熱損失占鍋爐全部熱損失的一半以上，排煙蘊藏著巨大的余熱資源[3].目前,已有不少電廠在空氣預熱器出口加裝以金屬低溫省煤器為代表的常規余熱利用裝置[4]，可在燃用含硫量較低煤種時將鍋爐排煙溫度降至100 ℃左右，顯著降低鍋爐熱損失、提高電廠綜合能效[5].另外，發達地區燃煤發電企業面臨的環保壓力逐步增大.有不少電廠開始引入基于水媒介質的熱媒體煙氣換熱器(MGGH)系統，獨立實現煙氣余熱回收和脫硫后冷煙氣再熱，實現排煙余熱回收的同時解決了脫硫塔后設備腐蝕問題，并實現干煙囪排放.由于金屬換熱器受制于耐腐蝕性能，金屬MGGH系統排煙溫度不能低于酸露點，因此電廠通常無法利用75～95 ℃內的煙氣熱量，而且難以將其推廣應用到燃用高硫高水煤種的電廠、垃圾焚燒電廠和生物質電廠[6].氟塑料具有超強的抗腐蝕性能，經特殊處理后可長時間安全運行在250 ℃以下的煙氣環境，且具備柔韌性好、適應性強和易加工成型等優點，為深度余熱利用提供了切實可行的解決方案[7].根據工程經驗，氟塑料換熱器本體在煙氣垂直方向尺寸大，沿煙氣方向尺寸小，整體呈現扁平型.針對包含數萬根氟塑料換熱管束的換熱器，必須通過模塊化以實現靈活生產、安裝及高效檢修，增加換熱器負荷設計的靈活性，以及實現運行中對故障模塊單獨實施隔離維修或者更換，提高設備利用率以及運行安全性[8].

目前，文獻主要集中在氟塑料換熱器換熱性能和防腐蝕性能研究，關于氟塑料換熱器模塊及優化布置的研究較少[9].筆者基于實驗驗證后的計算公式，對1 000 MW火力發電機組MGGH系統中脫硫塔前的氟塑料換熱器進行設計計算[10]，研究氟塑料換熱模塊單元對氟塑料換熱器整體傳熱特性、空氣側阻力特性、水側阻力特性和聯箱結構的影響規律，提出基于模塊化的氟塑料換熱器優化布置方案，為氟塑料換熱器模塊化工程應用提供參考.

1 氟塑料換熱器阻力及傳熱計算

本實驗所用氟塑料換熱器由大金氟化工(中國)有限公司提供，使用牌號為F-302的聚四氟乙烯(PTFE)進行加工制造.該材料常溫下導熱系數為0.202 5 W/(m·K)，可連續工作于高達260 ℃的煙氣環境中，滿足電廠尾部低溫煙氣余熱回收工作條件.實驗換熱器采用豎直順列布置成W型，換熱管外徑為10 mm，壁厚為1 mm，橫、縱向節距分別為24 mm和20 mm.

1.1 水側阻力計算

每個氟塑料換熱器模塊單元均包括進、出水口，在水側通過若干個氟塑料換熱器模塊單元進行串聯，在忽略氟塑料換熱器管束流速不均的前提下，換熱器水側壓降按式(1)進行計算：

(1)

式中：l為直管段長度，m；d為換熱管內徑，m；n1、n2分別為氟塑料換熱器整體水路進、出口損失總數量；λ為直管段沿程阻力系數；ρ為水密度，kg/m3；v為水速，m/s.

圖1為單根氟塑料換熱管沿程阻力系數測量原理圖.假設由于氟塑料換熱管和差壓計未完全水平放置而引起的總高度差為ΔH，將被測量管路充滿水且水不流動時的差壓計示數置為零，則有：

(2)

式中：p1、p2分別為該處實際壓強，Pa.

實際測量中，測點1示數增量為Δp1，測點2示數增量為Δp2，壓力表示數為Δp，有：

(3)

則壓力表示數Δp為測點1與測點2之間的靜壓差.

圖1 換熱管阻力系數測量原理圖

由于實驗工況和工程實際工況均不涉及管內層流流動，圓管湍流入口段長度L*=(25～40)d[11].如圖1所示，本實驗氟塑料管過渡段長度L0=0.5 m，大于40d(即0.32 m)，其中測點1、測點2之間的距離L為1.2 m.實驗中通過量杯測量時間t內的水體積流量qV，間接求得管內水速，多次讀取差壓計示數取平均值，以得到差壓值.

圖2為換熱管阻力特性曲線.由圖2可知，壓降隨著Re的增大迅速增大，沿程阻力系數隨著Re的增大而減小，且降幅逐漸減緩，當Re>8 000后沿程阻力系數基本穩定在0.012 5.采用最小二乘法對Re與沿程阻力系數進行擬合，擬合結果如式(4)所示，根據實驗工況確定式(4)適用范圍為Re=2 600～13 500，相對粗糙度=0.02.經實驗對比驗算，在使用范圍內式(4)計算偏差值小于5%.

(4)

圖2 換熱管阻力特性曲線

1.2 空氣側傳熱計算

基于氟塑料換熱器流動傳熱性能測試實驗平臺，對氟塑料換熱管束進行傳熱阻力特性實驗，實驗數據表明：由于氟塑料圓管絕對粗糙度為0.17 mm，普通鋼管絕對粗糙度為0.4 mm[12].在相同Re下，普通鋼管對層流邊界層內的附加擾動較強烈，鋼管管束的管外傳熱系數大于表面光滑的氟塑料管束.基于實驗數據對茹卡烏斯卡斯關聯式進行常系數修正，采用修正后的關聯式(5)計算空氣側對流傳熱系數.

(5)

式中：下標f為換熱器流體參數確定的參數值，w為壁面參數確定的參數值;α為修正系數，其取值與流體Re和Pr有關，受換熱器橫、縱向節距、管束直徑、空氣流速和空氣溫度的影響.

采用式(5)對氟塑料換熱器進行實驗工況校核，當管外對流傳熱系數最大偏差為8%、總傳熱系數最大偏差為5%時，α取值為0.72.

1.3 空氣側阻力計算

管外流體流過管束的壓降Δp是其幾何外形(S1、S2、d)、管束排數(Z)、流速(u)以及流體物性參數(ρ、η)的函數.實驗工況下管外空氣處于湍流狀態(3 500

(6)

(7)

(8)

式中：S1、S2分別為橫向節距和縱向節距。

1.4 空氣側傳熱及阻力計算實驗驗證

圖3為氟塑料換熱器傳熱流動性能測試系統.室溫下的空氣由變頻軸流風機吸入風洞風道，經電加熱器加熱至設定溫度，流經蜂窩器整流后進入換熱器，與換熱管束內的冷水充分換熱后由尾部通道排出；通過冷水機恒定換熱器入口水溫，由冷水機配套水泵將冷水送入換熱器，吸熱后的水再送回冷水機，形成閉合循環系統.通過調節變頻器頻率來改變加熱器內空氣流速；通過球閥結合渦輪流量計瞬時讀數設定加熱器水速；通過帶溫度反饋調節的電加熱段設定加熱器進口風溫；通過冷水機設定加熱器進口水溫.

1-軸流風機； 2-風洞風道； 3-蜂窩器； 4-皮托管； 5-出水口測溫混合器； 6-球閥；7-渦輪流量計； 8-入水口測溫混合器.

圖3 氟塑料換熱器測試系統

Fig.3 Experimental system for testing of the fluoroplastic heat exchanger

在空氣進、出口均勻布置16個精度為0.1 K的T型熱電偶測點；在水進、出口安裝測溫混合器，豎向同樣均勻布置4個T型熱電偶，處理數據時均采用平均值；通過安裝在加熱器前后充分發展段的皮托管和傾斜式微壓計測量壓降；在風道出口等面積劃分6個區域，采用精度為3%、量程為0.15～15 m/s的葉輪式風速儀測量各區域風速并求取平均值，作為風道風速；水側采用精度為±0.5%、量程為0.2～1.2 m3/h的智能渦輪流量計記錄實驗開始、結束時的總體積流量，結合實驗耗時和換熱管束尺寸求取水速.

選取5個實驗工況的實驗數據進行計算偏差分析，所選定的一組實驗工況如下：水溫為20 ℃，水速為0.3 m/s，風溫為70 ℃，風速分別為3.78 m/s、4.79 m/s、5.7 m/s、6.69 m/s和7.65 m/s.

圖4 空氣側壓降、管外對流傳熱系數計算值與實驗值的對比曲線Fig.4 Comparison of air-side pressure drop and convective heat transfer coefficient between calculated and experimental data

圖4為上述5個工況下空氣側壓降、管外對流傳熱系數計算值與實驗值的對比曲線.結果表明，α取0.72時，式(5)計算值的最大偏差為8%，式(6)～式(8)的空氣側阻力計算值的最大偏差為10%，計算公式具有較高的準確性.

2 氟塑料換熱器運行參數設計

以某1 000 MW火力發電機組加裝MGGH為研究背景[14]，主要探索氟塑料換熱模塊單元及其布置對氟塑料換熱器整體傳熱特性、空氣側阻力特性和水側阻力特性的影響規律.將MGGH系統簡化為僅用于加熱脫硫后冷煙氣的系統.如圖5所示，將氟塑料換熱器1布置于脫硫塔前，氟塑料換熱器2布置在脫硫塔與煙囪之間，煙氣側溫度從前往后依次為ty1、ty2、ty3和ty4，煙氣體積流量為qV,y，水側溫度為ts1和ts2，水體積流量為qV,s.該120 ℃工況下排煙體積流量為30 701 414 m3/h(標準狀況下)，除灰后排煙中O2、CO2、SO2、N2和水蒸氣的體積分數分別為4.8%、13.2%、0.035%、73.97%和8%.

圖5 MGGH中氟塑料換熱器布置簡圖

當脫硫塔穩定工作后，吸收塔進、出口石灰漿液溫度穩定，在忽略化學反應熱的情況下，脫硫過程可近似看為絕熱增濕的過程.此時，石灰漿液液滴與煙氣充分接觸，煙氣中水蒸氣分壓力為該狀態下飽和分壓力，按式(9)進行計算[15]：

(9)

式中：ps為飽和水蒸氣壓力，Pa；tw為脫硫塔出口溫度，℃.

綜合考慮濕法脫硫效率，脫硫前煙氣溫度ty2設定為80 ℃[16]，結合脫硫前后煙氣成分變化以及焓值近似相等，計算得脫硫塔進出口煙氣參數，如表1所示.脫硫后煙氣溫度ty3為50.1 ℃.由于該系統僅用于再熱脫硫后冷煙氣，忽略熱交換損失，根據能量平衡得到氟塑料換熱器2出口溫度ty4為85.3 ℃.針對氟塑料換熱器壁面熱阻大的特征，將氟塑料換熱器2煙氣進口側傳熱端差設定為20 K[17]，則閉式循環水溫度ts1=70 ℃、ts2=103 ℃，根據煙氣與水換熱量平衡求得qV，s=522.4 m3/h.

表1 煙氣脫硫前后參數對比

3 氟塑料換熱器模塊化及優化布置分析

圖6為氟塑料換熱器模塊化示意圖，換熱模塊通過聯箱與大量換熱管束相連，若干個換熱模塊單元組成換熱系統.由于在煙氣垂直方向模塊化對換熱器整體性能影響較小，因此對沿著煙氣流動方向開展模塊化研究.借鑒氟塑料換熱器研究經驗，為避免煙氣阻力過大，換熱器煙氣流速設計為5 m/s，因此換熱器整體入口橫截面寬為8 m、高為12 m[6].由于氟塑料換熱器模塊規格及布置形式直接取決于煙氣與水的交叉次數，因此從交叉次數的角度對氟塑料換熱器模塊化以及優化布置展開研究，以圖5中的氟塑料換熱器1為研究對象，煙氣與水交叉次數由2遞增至10時該換熱器的整體換熱性能、阻力性能及模塊單元聯箱結構變化規律如圖7～圖11所示.

圖6 氟塑料換熱器模塊化示意圖

3.1 換熱器整體傳熱性能影響分析

如圖7所示，由于不同交叉次數下氟塑料換熱器整體管束布置節距相同、空氣與水溫度變化一致，因此管外對流傳熱系數為定值，穩定在94 W/(m2·K).

圖7 換熱器整體管內、外對流傳熱系數與總傳熱系數

圖8 管內水速與管內傳熱熱阻占總熱阻比例

如圖7和圖8所示，換熱管內水速、管內對流傳熱系數均隨著交叉次數增加而增大，當交叉次數由3增加到4時，管內由層流轉向紊流，管內對流傳熱系數由225 W/(m2·K)突增至1 691 W/(m2·K).

圖9 實際對數溫差與管外總換熱面積

圖10 水側壓降與煙氣側壓降

圖11 換熱器聯箱總開孔數與換熱器模塊單元開孔數

由于氟塑料換熱器熱阻主要集中在管外和管壁，且二者均不隨交叉次數變化，在交叉次數為2和3時，管內對流傳熱系數較小且傳熱阻占總熱阻比例較大，分別為26%和22%；當交叉次數大于4后，管內對流傳熱系數繼續增大，但傳熱阻占總熱阻比例始終小于3%.

如圖7所示，當交叉次數小于4時，總傳熱系數隨著交叉次數的增加迅速增大，交叉次數分別為2、3和4時的總傳熱系數分別為44 W/(m2·K)、47 W/(m2·K)和60.7 W/(m2·K)，當介質交叉次數大于4后，總傳熱系數基本穩定為62 W/(m2·K).

如圖9所示，總趨勢為逆流的多次交叉流實際對數溫差隨著交叉次數增加而增大，但增幅迅速放緩.當交叉次數為2時實際對數溫差為9.3 K，較純逆流實際對數溫差小29.6%；當交叉次數為4時僅比純逆流實際對數溫差小7.1%.

綜上，實際對數溫差與總傳熱系數在交叉次數小于4時均隨著交叉次數的增加迅速增大，當交叉次數大于4后增幅均非常緩慢.在換熱量相當時，管外總換熱面積隨交叉次數的變化規律如圖9所示，當交叉次數從2增加到4時，管外總換熱面積由4.42×104m2迅速減小到2.47×104m2，氟塑料材料總消耗量減少近44%；當交叉次數繼續增加到10時，管外總換熱面積減小緩慢，降幅僅增加4.6%.

3.2 換熱器整體阻力性能影響分析

煙氣壓降取決于煙氣流動狀況，且與換熱器縱向管排數成正比.不同交叉次數下管外流動狀況基本一致，因此煙氣壓降與縱向管排數成正比.由于換熱器整體入口橫截面寬度與管束橫向節距固定.所以換熱器煙氣側壓降隨交叉次數的變化規律與管外總換熱面積的變化規律一致.

由圖10可知，煙氣側壓降隨交叉次數的增加呈下降趨勢且降幅迅速減緩.當交叉次數從2增加到4時，煙氣側壓降由2 420 Pa降低為1 352 Pa，降幅高達44%；當交叉次數繼續增加到10時，煙氣壓降為1 242 Pa，降幅僅增加4.6%.

隨著交叉次數增加，管內水速與換熱管水側串聯長度均增大，水側壓降曲線如圖10所示，水側阻力與交叉次數的平方成正比.當交叉次數由2增加到4時，水側壓降由0.14 kPa增大為1.59 kPa，當交叉次數增加到10時，水側壓降增至20.7 kPa.

3.3 換熱器聯箱分析

氟塑料換熱器通過聯箱的開孔與換熱管束相連，換熱器聯箱總開孔數越少，越有利于降低連接處的泄漏風險，增加整個換熱系統的安全可靠性.換熱器模塊單元開孔數越少，越利于模塊的制造和運輸，同時更易滿足龐大換熱管束的水動力均勻性.

為便于分析，假設氟塑料換熱模塊采用直線型單元.如圖11所示，換熱器聯箱總開孔數與換熱器模塊單元開孔數均隨交叉次數的增加而下降，且降幅迅速減緩.由于交叉次數對換熱器整體存在切分作用，隨著交叉次數的增加，換熱器模塊單元開孔數的降幅大于換熱器聯箱總開孔數，當交叉次數由2增加到4時，換熱器聯箱總開孔數降幅為44%，而換熱器模塊單元開孔數對應降幅高達72%；當交叉次數繼續增加至10時，兩者降幅分別增加4.6%和17.7%.

3.4 換熱器模塊單元熱膨脹分析

電廠深度余熱利用系統換熱器多采用能長期工作于260 ℃的聚四氟乙烯進行制造.鍋爐排煙溫度一般為120～150 ℃[3]，聚四氟乙烯線膨脹系數對25～120 ℃的積分值為12.84×10-5/℃，25 ℃生產的高度為12 m的換熱器在管壁溫度為120 ℃的工況下，換熱管束熱膨脹量為：

(10)

若采用線性模塊單元，必須對上下聯箱同時進行固定，熱膨脹量將導致換熱管束偏離最優布置，不但增大增壓風機耗功、降低換熱效率，還易因管束振動加劇產生疲勞損壞.若采用上聯箱吊裝的U形模塊單元，模塊單元可吸收自身熱膨脹量，在自重下始終保持最優排布，利于提升氟塑料換熱器的運行穩定性與安全性.

4 結 論

(1) 煙氣側壓降、管外總換熱面積均隨交叉次數的增加而下降，且降幅迅速減緩，當交叉次數從2增加到4時，兩者降幅高達44%，當交叉次數繼續增加到10時，兩者降幅僅增加4.6%.

(2) 水側阻力與交叉次數的平方成正比.當交叉次數從2增加到4時，水側壓降由0.14 kPa增大為1.59 kPa，當交叉次數繼續增加到10時，水側壓降增大到20.7 kPa.

(3) 換熱器聯箱總開孔數與換熱器模塊單元開孔數均隨交叉次數的增加而下降，且降幅迅速減緩，換熱器模塊單元開孔數的降幅更大.當交叉次數從2增加到4時，換熱器聯箱總開孔數降幅為44%，模塊單元開孔數降幅達72%；當交叉次數繼續增加至10時，兩者降幅分別增加4.6%和17.7%.

(4) 常溫(25 ℃)生產的高度為12 m的換熱器，在管壁溫度為120 ℃工況下，熱膨脹長度為0.146 m，建議采用U形換熱模塊單元進行吊裝，吸收自身管束熱膨脹量，保證換熱管束始終處于最優排布.

(5) 氟塑料換熱器整體的換熱性能、阻力性能及聯箱結構在介質交叉次數為4時取得優化.交叉次數取4相對于交叉次數取2和3時，煙氣側壓降明顯降低，管外總換熱面積、聯箱總開孔數與模塊單元開孔數明顯減小，繼續增加交叉次數其降低效果不明顯.交叉次數取4時水側壓降增幅較小，但當繼續增加交叉次數將導致水側壓降迅速增大.因此，交叉次數取4能在保證換熱器管束承壓安全性的前提下，最大化滿足換熱高效性、水動力均勻性以及加工運輸方便性，建議在不受具體參數限制前提下，盡量使用2個U形換熱模塊單元布置成W形.

[1] 國家統計局能源統計司. 中國能源統計年鑒2015[M]. 北京: 中國統計出版社, 2015: 98.

[2] 黃圣偉. 大型燃煤電站鍋爐煙氣余熱利用系統節能分析與優化研究[D]. 北京: 華北電力大學, 2013.

[3] 韓宇, 徐鋼, 楊勇平, 等. 燃煤電站清潔高效協同的煙氣余熱深度利用優化系統[J]. 動力工程學報, 2015, 35(8): 674-680.

HAN Yu, XU Gang, YANG Yongping, et al. An op-timized system for clean, efficient and deep utilization of flue gas waste heat from coal-fired power plants[J]. Journal of Chinese Society of Power Engineering, 2015, 35(8): 674-680.

[4] XU Gang, HUANG Shengwei, YANG Yongping, et al. Techno-economic analysis and optimization of the heat recovery of utility boiler flue gas[J]. Applied Energy, 2013, 112: 907-917.

[5] 宋景慧, 闞偉民, 許誠, 等. 電站鍋爐煙氣余熱利用與空氣預熱器綜合優化[J]. 動力工程學報, 2014, 34(2): 140-146.

SONG Jinghui, KAN Weimin, XU Cheng, et al. Comprehensive optimization of air preheater for boiler flue gas heat recovery[J]. Journal of Chinese Society of Power Engineering, 2014, 34(2): 140-146.

[6] 陳林, 孫穎穎, 杜小澤, 等. 回收煙氣余熱的特種耐腐蝕塑料換熱器的性能分析[J]. 中國電機工程學報, 2014, 34(17): 2778-2783.

CHEN Lin, SUN Yingying, DU Xiaoze, et al. Performance analysis of anti-corrosion heat exchangers made of special plastics for flue gas heat recovery[J]. Proceedings of the CSEE, 2014, 34(17): 2778-2783.

[7] 陳林, 梁江濤, 杜亦航, 等. 耐腐蝕塑料換熱器性能的實驗研究[J]. 工程熱物理學報, 2015(9): 1971-1974.

CHEN Lin, LIANG Jiangtao, DU Yihang, et al. Experimental study on anti-corrosion plastic heat exchanger[J]. Journal of Engineering Thermophysics, 2015(9): 1971-1974.

[8] 田鑫, 胡清, 孫少鵬, 等. 氟塑料換熱器技術在燃煤電廠的應用現狀及前景分析[J]. 發電與空調, 2015(5): 15-18.

TIAN Xin, HU Qing, SUN Shaopeng, et al. Applicating situation and prospect analysis of the technology about fluorine plastic heat exchanger in the coal-fired units[J]. Power Generation & Air Condition, 2015(5): 15-18.

[9] 王巖. 氟塑料低溫省煤器在燃煤電站的應用[J]. 能源與節能, 2013(5): 119-120.

WANG Yan. Application of the fluoroplastic low temperature economizer in the coal-fired power plant[J]. Energy and Energy Conservation, 2013(5): 119-120.

[10] 陳文理. MGGH技術在1 000 MW機組中應用的技術、經濟性分析[J]. 電力建設, 2014, 35(5): 103-107.

CHEN Wenli. Technical and economic analysis of MGGH technology application in 1 000 MW unit[J]. Electric Power Construction, 2014, 35(5): 103-107.

[11] 孫麗君. 工程流體力學[M]. 北京: 中國電力出版社, 2014: 86-87.

[12] 華紹曾, 楊學寧. 實用流體阻力手冊[M]. 北京: 國防工業出版社, 1985: 120-125.

[13] 茹卡烏斯卡斯. 換熱器內的對流傳熱[M]. 馬昌文, 譯. 北京: 科學出版社, 1986: 384-395.

[14] 鮑靜靜, 毛琳, 李卓凡, 等. 濕法煙氣脫硫系統出口凈煙氣的溫濕度變化特性[J]. 農業工程學報, 2016, 32(8): 231-237.

BAO Jingjing, MAO Lin, LI Zhuofan, et al. Temperature and humidity variation characteristics of desulfurated flue gas at outlet of wet flue gas desufurization system[J]. Transactions of the Chinese Society of Agricultural Engineering, 2016, 32(8): 231-237.

[15] 張競爭. 切圓式濕法煙氣脫硫塔內部流場的數值模擬[D]. 廣州: 華南理工大學, 2014: 23-28.

[16] 孫慶龍. 濕法脫硫效率影響因素及噴淋塔數值模擬[D]. 濟南: 山東大學, 2014: 25-32.

[17] 錢頌文. 換熱器設計手冊[M]. 北京: 化學工業出版社, 2006: 211-220.

Research on Optimal Layout of a Fluoroplastic Heat Exchanger Based on Modularization

XUGang1,CHENYuan1,NIUChenwei1,MAYing1,LIUWenyi1,RENYingjie2,WANGYi2

(1. School of Energy, Power and Mechanical Engineering, North China Electric Power University, Beijing 102206, China; 2. Daikin Fluorochemicals (China) Co., Ltd., Changshu 215522, Jiangsu Province, China)

A design calculation was implemented for a fluoroplastic heat exchanger set before desulfurizer in the media gas-gas heater (MGGH) system of a 1 000 MW thermal power unit, while an optimal layout of the fluoroplastic heat exchanger was researched based on modularization in terms of gas-water crossover times. Results show that the water-side resistance is in direct proportion to the square of crossover times. The total external heat exchange area, the gas-side pressure drop, the total number of header connectors as well as the number of header connectors in the modular unit reduce with the rise of gas-water crossover times. When the number of crossover times increases from 2 to 4, the above-mentioned parameters significantly reduce, and when the number rises continually, the reducing tendency lowers gradually, i.e. optimum heat exchange performance and optimum resistance characteristics of the fluoroplastic heat exchanger as well as reasonable structure of related headers can be obtained for the crossover times of 4. Considering the thermal expansion factor, double U-shaped heat exchange modules in W-shape arrangement are recommended for the fluoroplastic heat exchanger.

fluoroplastic heat exchanger; module unit; heat exchange performance; resistance characteristics; header structure

2016-05-24

2016-08-05

國家自然科學基金資助項目(51276059， 51436006)；中央高校基本科研業務費專項基金資助項目(2015ZZD10)

徐 鋼(1978-)，男，安徽六安人，副教授，工學博士，主要從事能源動力系統優化與節能、污染物控制、溫室氣體減排及換熱器等方面的研究.電話(Tel.):13161081185；E-mail：xg2008@ncepu.edu.cn.

1674-7607(2017)05-0394-07

TM621

A 學科分類號：470.30