干法烧成窑尾废气冷却器探讨

    窑尾废气冷却器是两种不同温度的流体介质在互相隔离中进行热交换的一种设备。和其它行业换热器不同之处是热介质具有较高的温度,较低的密度,较大的流量和较浓的含尘量,从而给设计、制造带来一定的困难。
    截止目前,国内主要有两大类四种类型的空气冷却器。按冷却介质分为水冷却器和空气冷却器,空气冷却器又分为强制通风型和自然通风型。强制通风型又按冷却介质的流动方向和采用风机的不同分为轴流风机型和离心风机型。在四种类型的废气冷却器中,热废气在管道内均为自上而下的强制流动。冷却介质在管道外流动,进行对流换热。其基本公式为:　

 

 

式中:Q——单位时间内,通过总传热面积F传递的热量,W;
     α——换热系数,W/(m²·℃);
     F——换热面积,m²;
     t_b———固体壁面温度,℃;
     t_c——冷却介质温度,℃。
     四种冷却器分述如下。
1.1  水介质冷却器
    在水冷却器中,冷却水在壳体和热列管之间的密闭空间自下而上穿过,流速较慢,和热废气管热交换形式为层流换热。换热系数α虽相对同种介质的湍流状态要低,但是由于水的密度远远大于空气的密度,故水冷却器换热系数仍远远大于空气冷却器,约为空气冷却器的200倍。

    其计算公式为：

式中:Nu——努谢尔特准数;
     Re——雷诺准数;
     Pr——普朗特准数;
     Gr———格拉晓夫准数;

 

 

                                              
    λ———流体导热系数,kJ/(m·h·℃);
    d——定性尺寸,m。
1.2  自然通风型冷却器
    该种冷却器没有封闭的壳体,热废气管道裸露在大气中,冷却介质为环境空气。
    其换热机理为:邻近管壁表面的一个薄层内的空气被加热,温度升高,密度降低,从而沿着热表面向上流动。空气温度随着离热管表面的距离而降低。待到离开表面一定距离以后,空气温度不再变化,而和大气温度相同。判断其热传导方式主要由冷空气流动状态决定,其依据为Gr和Pr准数的乘积。当Gr·Pr＜10⁹时为层流状态,流体内各质点互不混合,热量传递主要依靠传导;当Gr·Pr＞10⁹时,流体浮力克服粘性力,流动状态变成湍流。热量传递除传导外,还同时有涡流扰动的对流方式。
    由于冷却空气流速较慢,加之空气密度较低,换热系数α很小。所以只有增大传热面积才能提高换热效果。这种冷却器设备庞大,但无动力消耗。其换热系数计算公式为:

 

式中:A、B———简化公式系数；
     Δt———温度差,℃；
     l₀——定性尺寸,m。
1.3  强制通风型冷却器
    该种冷却器有着不完全封闭的壳体。在使用轴流风机的冷却器中,在冷却器一侧沿着热列管方向排布着数台轴流风机。轴流风机两侧有壳体遮挡。冷却风横向穿过数排热管。而在使用离心通风机型冷却器中,四周有封闭的壳体,仅在上、下部留有进出口。冷风由一台(或两台)风机从下部吹进,沿着列管方向进行逆流换热后,由上部壳体开口流出。由于是强制通风,流速较高,一般在12m/s以上,因此冷空气流动属湍流范围。其换热形式主要以对流换热为主。决定其换热强度的主要因素取决于边界层中的热阻。空气流速越高,热边界层越薄,热阻越小,热交换能力就越强。由于是气体被加热,其热交换系数计算式为:　

 

　

式中:ε_e——当l/d＜50时的校正系数；
     An——由流体种类而异的系数;
     W₀——流体速度,m/s;
     d——当量直径,m。
2  影响废气冷却器换热效率的因素

2.1  冷却介质的流速
    我们知道,流体和固体壁间存在温度差时,将发生对流换热,而对流换热主要发生在热边界层内。当流体为湍流状态时,热阻最大的是层流内层。速度边界层和热边界层有着固定的数学关系:

　    

式中:δ_t——热边界层厚度,m;
     δ——速度边界层厚度,m。
    而速度边界层δ厚度公式为:

       

    从上式可以看出,流体速度越大,层流内层越薄,换热系数α就越大。

2.2  冷却介质密度的影响
    由于努谢尔特准数方程为Nu=f(Re),而Re准数又与流体密度成正比,所以对流换热系数的大小与流体密度有直接关系。
2.3  冷却介质流体的冲刷方向和热列管的排列方式
    理论和实践都证明了流体与热列管的冲刷角度对换热系数有很大的影响。当横向冲击列管时,换热系数最大。这是因为管子后面产生强烈涡流的缘故。同样道理,热管顺排不及叉排的换热系数大。

2.4  管壁导热热阻的影响及肋片的作用
    废气冷却器属于间壁式换热器,不仅有管壁面的对流换热,还有管壁的导热。因此,管壁的导热系数λ直接影响冷却器的换热效果。
    另外,我们来讨论一下在热管壁加肋片的问题。从热流量平衡的原理可推出带肋片换热器的传热公式:

    

式中:t₁、t₂———管内、外流体的温度,℃;
     F₁———管壁光面总面积,m²;
    α₁、α₂——管内、外流体换热系数,W/(m²·℃),
    δ———管壁厚度,m;
    β——管外散热总面积与管内总面积之比;
    η———肋片效率;
    λ——管壁导热系数,W/(m·℃)。
    从公式中可看出,当两侧流体换热系数相差悬殊时,在α较小一侧加肋,可增强传热作用。当α₂βη值接近α₁时,即使再增加β值,对增强传热效果不大。因此,对于采用冷空气作为冷却介质的废气冷却器,可不加肋。

3  几点结论和建议
    根据上述分析,对窑尾废气冷却器提出如下看法和建议:
    (1)窑尾废气冷却器冷却介质理论上采用空气和水均可。采用空气作为冷却介质,设备制造和工艺流程均较简单。采用水作为冷却介质,换热效果较好,但设备制造要求严密无泄漏。同时还要防止和去除水垢。因为水垢的存在将大大降低换热效果。除非增设一套软化水系统。
    本人认为,干法窑尾废气冷却器采用空气冷却为好。
    (2)冷却空气应采用风机强制输送。这样可适当提高流速,增强冷却器换热效果。自然通风虽无能量消耗,但使冷却器体形庞大,冷却效果差,不稳定,对后面废气处理产生不良影响。
    (3)冷却空气冲击方向以横向为好,热管排列最好采用叉排形式。如图1所示。
    以往的横向吹送是采用固定在冷却器一侧的轴流风机。这种设计从工艺和机械角度考虑都有很多弊端。实际上采用离心通风机同样可以改变流体的吹送方向,如图2所示。

 

 

 

   

    Δt′、Δt″———热空气进出口冷热流体间温差。

    废气由350℃降到150℃的放热量:
    Q=G×C_p×Δt₁=28000×200×0.346=19.37×10⁵ kJ/h
式中:C_p———热废气比热,kJ/(Nm³·℃);
    Δt₁———热废气温差,℃。
     热废气雷诺准数:

    热废气冷却可用管内受迫放热公式求解:
    Nu=0.023×Re^0.8×Pr^0.4=0.023×(5.049×10⁴)^0.8×0.68^0.4=114.10
    故热空气放热系数:

    

    管外冷空气换热系数按照气体被加热的经验公式计算:

    Nu=0.023×Re^0.8×Pr^0.3            (15)
    冷空气Re准数为:

 

　

    将计算值代入,则K=12.2W/(m²·℃)
    则热流量为:
    q=KΔt_m=12.2×200=2440W/m²
    热管散热总面积为:

    

    取54根。
    冷却空气需要量:

 

    冷却器总截面积为：S=S₁+S₂=5.77m²

    计算出冷却器总截面积后,就可以根据热列管的数量、间距、排列方式,画出冷却器的实际截面积图,从而设计出整个冷却器结构图。

参考文献
1  杨世铭等.传热学(修定本).北京:中国工业出版社
2  流体力学、风机及泵.上海同济大学流体力学教研室.1979