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u型管换热器热性能影响因素实验研究

0井筒内及其周围含水层流场采用地下u型管道或u型换热器储热或加热装置，送冷回热，采用井孔埋地材料的地埋管换热器和裸井孔的井渠设计模式。由于井下换热器不抽取地下水,不涉及地下水的回灌与处理问题,一直以来是受到关注和研究的地热利用方式之一。与以导热换热模式为主的地埋管换热器相比,以自然对流换热为主的井下换热器具有更高效的传热模式。但在自然对流中,由于温度与流动之间有较强的非线性耦合关系,较难获得能准确描述井下换热器外侧自然对流换热系数的关系式。围绕U型管外的井筒内及其周围多孔含水层中产生的自然对流现象十分复杂。前人曾对如何强化U型管外的对流涡进行了研究。比如,可以采用增速管来引发井内的纵向自然对流,并就不同尺寸的井下换热器及增速管进行模拟实验来获得最佳增速管管径。奥克兰大学的研究结论为:当增速管的径长比大于1时可获得最大热输出。此外,还在Rotorua对U型管井下换热器进行了一系列的现场测试来确定管内流体温度。在井下换热器的应用方面,提出了基于混合比来估计稳态热流的设计程序,而混合比需要通过对特定含水层的测井工作来确定。最新的研究提出了预测井下换热器运行限度的集总参数模型,该模型中,混合比由内插法确定后,作为模型的已知参数。在以往的研究中,关于井筒内及其周围含水层之间流动与传热相互作用的研究较少,目前,对影响井内外自然对流流动与传热的因素(如井筒与换热器的几何配置、换热器中水的流速、换热器与含水层中水的温差等)对热输出的影响也不十分清楚;另外,如何使井筒内及含水层中形成的自然对流之间产生协同作用,以增强换热所需要的条件,仍需深入的研究。由于实际井下换热器所处的热储条件各不相同,一般含水层也各向异性,成井后井筒直径也难以更换,因此,通过实际打井获得某些参数对热输出的影响规律比较困难,也不经济。本文通过建立井下换热器模拟实验台,对有不同井径、不同井下换热器以及不同模拟热储层渗流速度条件下的系统热输出进行了实验研究。1u型管结构模拟井下换热器的模拟实验台为长900mm,宽500mm,高1000mm的玻璃箱体,外侧采用50mm的聚乙烯泡沫板进行保温,实验系统如图1。换热器为U型铜管,直径分别为5、8和10mm,长均为1000mm。选用U型换热器的原因是:在井下狭长型空间结构下,简单的U型管结构可能比复杂翅片管结构或其他所谓强化结构情况下有更高的传热效率。采用随机布孔的有机玻璃管(露在水面以上部分未打孔)来模拟裸井井壁(或井下花管),井筒直径分别为8、60和40mm,井壁孔径为3mm。饱和含水层的固体骨架结构为3～5mm的玻璃珠,充满实验台正中500mm×500mm×500mm的空间。实验台两侧水域保持恒温使含水层边界处处于未受热扰动状态。实验台左、右两侧分设进、出水口以模拟不同的地下水流速。含水层内沿井深方向分3层布置了48个T型热电偶,各层测点具体位置如图2所示。U型管内及含水层中的水流速度用循环泵控制,采用称重法测量流量。U型管进出口、含水层内测点温度由Angilent数据采集器实时监测和采集。2热储密度tp根据式(1)计算取热功率:Q=˙mcp(Τou-Τin)(1)式中,Q——取热功率,kW;˙m——通过U型井下换热器的质流量,kg/s;T——水温,℃;cp——水的定压比热,J/(kg·℃);下标“ou”和“in”——分别表示U管的出口和入口。U型井下换热器外侧对流换热系数是井筒内对流与井外含水层内对流的共同作用结果,根据式(2)计算:ho=(1Κ-1hidodi-do2λlndodi)-1(2)式中,ho——U型井下换热器外侧对流换热系数,q——U型管壁上的热流密度,W/m2;?ΔΤ——含水层中水的对数平均换热温差,℃。根据逆流管壳式换热器平均换热温差的计算方法,按式(3)计算:?ΔΤ=√B2+1(Τou-Τin)ln2-A(1+B-√B2+1)2-A(1+B+√B2+1)(3)式中,A=Τou-ΤinΤp,in-Τin?B=Τp,in-Τp,ouΤou-Τin;Tp,in——热储上层平均温度,℃;Tp,ou——热储下层平均温度,℃。Tp,in和Tp,ou——分别相当于管壳式换热器壳侧的进、出口温度,计算时分别取上、下16个测温点的平均温度值;hi——U型井下换热器内侧对流换热系数,W/(m2·℃)。根据式(4)计算:hi=Νuiλdi(4)式中,λ——水的导热系数,W/(m·K);Nui——管内对流换热的Nu数,按式(5)计算:Νui=1.86(ReiΡr)13(di/Η)13(5)式中,Rei——管内Re数,Rei=vudiv;vu——U型管内水流速度,m/s;v——水的运动粘度,m2/s;H——换热段(U型管)高度,m;d——U型管直径,m;λ——铜的导热系数,W/(m·℃);下标“i”和“o”——分别表示U型管的内、外两侧。计算平均换热温差所需的含水层进、出口温度由对应位置上的温度平均值确定。3含水层渗流速度及几何参数对影响井下换热器热输出的4个主要因素进行了实验模拟研究,这些因素包括含水层内的渗流速度vs(m/s),U型管入口和未受热扰动的含水层远边界处的水温差ΔT(℃),U型管内水流速vu(m/s)以及U型管与井筒的几何参数。3.1渗流速度对系统性能的影响本组实验对应的工况为:在不同含水层渗流速度vs下,含水层边界温度维持在40℃,U型管入口温度Tin与流速vu分别为15℃和0.12m/s。如图3、图4所示,当渗流速度大于0.6×10-5m/s时,取热功率比渗流速度较低或无渗流流动时高约20%。给定U型管流速时,井下换热器的传热性能随渗流速度的增长并不是线性关系,取热功率Q和外侧对流换热系数ho近似为渗流速度vs的指数函数。此外,传热温差不同时,渗流速度对井下换热器热输出性能有不同影响。如图5a、图5b所示,当井下换热器入口水温Tin为15℃和5℃,对应储层初始温度Tp为30℃和40℃时,系统内最大温差分别为15℃和35℃。在取热达到稳定阶段后,在小温差下,不同渗流速度下的管内循环水温度的升幅基本相同,处于2.5～3.0℃之间,相差不到0.5℃;在大温差下,循环水温升均提高到5.5～7.5℃之间,而不同渗流速度的影响显而易见。换言之,当系统内具有较大的传热温差时,地下水渗流对井下换热器输出性能的影响更为显著。这表明,由井下换热器换热形成的混和对流中,自然对流强度也相应增加。由温差导致的密度差是自然对流的唯一驱动力,因此,根据热储温度的高低设计合理的入口水温,对提高井下换热器的热输出来说相当重要。3.2指数降装置本组对比实验基本工况为:井下换热器入口水温15℃,热储含水层初始温度40℃,储层渗流速度为vs=0,井下换热器管内流速vu分别控制在0.06、0.12、0.18、0.28、0.38、0.60、0.75m/s。在整个运行时段内,取热功率的平均值随管内流速的增加按一阶指数降幂的规律增长,如图6所示。入口温度一定时,取热功率会随管内流速的增大而增长,但其增长的幅度最终受热储本身温度及渗透性等参数的限制,即井下换热器能够从热水储层中提取的热量存在一个上限,当热储条件给定时,仅靠提高管内循环流量并不能增加井下换热器从热储取热的能力,同时,流量的增大以水泵耗功增多为代价,未必能获得较好的运行经济性。与取热功率类似,当管内流速增加时,外侧对流换热系数ho的增长呈一阶指数降幂的趋势,如图7所示。流速达到0.38m/s后,ho基本稳定,随管内循环流量增加幅度减小。井下换热器传热过程涉及管内对流、管壁导热和管外纯流体区-多孔介质区耦合自然对流3个环节,外侧对流换热系数的升高以整体传热效果的改善为前提,并不是仅取决于管内流量。从总传热系数K的定义式也可推出当内、外侧换热系数相等时K值最大的结论。因此,增大管内流量的意义在于使内、外侧换热系数保持尽可能相近的水平。3.3管压强化对低影响的性能本组对比实验的基本工况为:管内流量为420mL/min,热储含水层初始温度分别控制在30℃和40℃,井下换热器入口水温为5、10、15、20℃,即系统最大温差ΔTmax分别为15、20、25、30和35℃。在管内流量一定的条件下,井下换热器取热功率Q随换热温差的增大呈一阶指数降幂的增长趋势,即取热功率存在一个上限,如图8所示。此时若要进一步提高取热功率,应同时增加管内的循环流量。一般情况下,换热温差越大,井下换热器管内温升也相应增大,在储层中温差分布的均匀性会减弱,实验结果表明,这可能不利于整体换热。但是,温差是自然对流传热的唯一驱动力,当其增长没有显著影响到温度分布的均匀性时,整体而言,换热性能仍是提高的。因而,如图9所示,外侧对流换热系数ho随最大温差的变化存在明显的上升段和下降段。换热温差和管内循环流量是可以控制的两个运行参数。结合前面管内循环流量的影响来看,这两个参数,给定其中任何一个,井下换热器的热输出随另一参数的增加都是有限的,实质上也取决于热储侧能够提供的热量,这又与热储温度及渗透性有关。因此,运行参数的设置应寻求在热储供热能力限度内尽可能增大,而同一取热速率下,两参数(即温差与流量)的组合并不唯一。3.4井壁内自然对流空间大小的分析本组对比实验基本工况为:依次采用不同直径的U型铜管及模拟井壁进行实验,井下换热器入口水温15℃,热储含水层初始温度40℃,热水储层中无宏观渗流,管内流量vu约为650mL/min。影响井下换热器热输出的主要几何因素有两点,即换热面积和井内对流空间。前者取决于管径,后者取决于井、管二者直径的相对大小。井筒直径一定时,井内对流空间随U型管直径的扩大而减小,两者相互制约;同时,外侧流体所需空间的大小也是相对于一定的对流换热面积上的传热量而言,为了说明它们之间的关系,在分析中引入了当量长度几何参数ζ(m3/m2),定义见式(6):ζ=井内地热水赋存空间体积U型管外侧换热面积=18D2wd0-14d0(6)式中,Dw——模拟井壁的内径,m;H——热储层深度,m;d0——U型管外径,m。因此,ζ代表单位换热面积对应的管外纯流体区自然对流空间的大小。在不同直径的井孔中依次放入管径逐渐减小的U型管,保持管内循环流量和入口温度不变,得到如图10、图11所示结果。根据式(6),各种井孔直径下管径从左到右依次递减。ζ对取热功率Q和外侧对流换热系数ho的影响均呈现出一种与井孔直径非单调的对应关系,即在各种井孔直径下,随管径的减小,Q和ho均是先降后升的变化规律。不同井径下相同管径对应结果之间的差异较小,而同一井径下不同管径之间的差异较大。这表明,仅就Q和ho而言,采用不同井、管尺寸的匹配可达到同样的热输出效果。在影响传热性能的几何因素中,换热器面积并不具有决定性,这是因为井下换热器中的换热机理不同于无限大空间中的对流换热。井壁内纯流体区的自然对流的强弱不仅与换热温差、传热面积有关,也受到自然对流生成与变化所在空间的影响。从初投资角度考虑,采用小直径的井、管可节省建设及管材费用,从运行经济性而言,采用大直径的井、管组合可减少水泵的耗功,节约电费。4实验关联式的热储热物性参数的计算根据最小二乘法对实验数据进行了分析整理,得到了井下换热器在稳态下自然对流准则方程:Nuo=2.7208θ-0.7496ζ0.09101Ra0.1717o(7)式中,Nuo——管外自然对流换热的Nusselt数;ζ1——ζ对应的无量纲值,即单位井深的ζ;θ——无量纲温度,按式(8)计算:θ=管内温升最大温差=Τou-ΤinΤ∞-Τin(8)式中,T∞——热储层初始温度,℃。井下换热器外空间自然对流换热的Rayleigh数Rao,定义为:Rao=βgΔΤoΗ3αmv(9)式中,β——水的体积膨胀系数,1/℃;αm——多孔介质的热扩散系数,m2/s;ΔTo——井下换热器外空间自然对流的驱动温差,℃,按式(10)计算:ΔΤo=Τ∞-ΤW=qoho(10)式中,TW——U型管外壁面的温度,℃;qo——U管外壁面热流密度,W/m2。由以上各式的定义可知,实验关联式考虑了井/管直径、高度等几何参数,U型管入口水温、流量等运行参数以及孔隙度、热扩散系数等热储的热物性参数。各对比实验的实测值Nuexp与其理论值Nucal的比较如图12所示,实验值与理论值的平均误差为23.3%。在实验关联式中,无量纲温差θ与热储层初始温度T∞和U型管入口水温Tin有关,而后者是可选择的设计参数,在热储的供热能力范围内,θ越大,意味着U型管的热作用半径内温度分布越不均匀,本实验结果表明这是不利于换热的情况,关联式中θ的拟合指数为负,也说明了这一问题。从几何因素来说,自然对流的生成及强度受换热面积和相应空间大小的共同影响。在其他条件相同时,换热面积增加,可获得更多的热量,而流动空间增大则有利于对流涡的生成。井下换热器的几何特点是由井深、换热面积和管外纯流体对流空间三者共同确定的,其井孔的长径比通常在2000以上,属于狭长型空间类型,井深的增加不利于对流涡的生成;而换热面积与流动空间两者之间则是一种此消彼长的相互制约关系。无量纲长度ζ1即反映了这3种几何参数的影响作用,其拟合指数大于零,表明对流空间的相对大小在井下换热器的换热过程中起着重要作用,这与图10、图11的结果一致,也表明适当的井、管配合比单一参数的增长更有效。换热关系式中自然对流Ra数的拟合指数约为0.17,可认为流动处于层流范围。需要说明的是,实验结果对换热性能的预测较为保守。这是由于虽然实验在井、管配置方面做到了与实际相似,但限于具体条件,整个换热区域仍属于封闭式边界结构,这一点与实际地层有所不同。在真实地层条件下,井下换热器处于一个较开放式大空间中,换热作用对远边界处地热水的温度影响很小,渗流边界也不是没有渗透能力的固壁边界,而实验台多孔换热段与固壁边界相对于中心位置的长度比约为1∶1.5,难以实现理想的自由出流的情况,这一点在实际设计中应予考虑。5热泵装置的使用目1)通过对井下换热器模拟实验系统的40组对比实验,总结得到了包括几何参数、工况参数和热储结构参数等因素在内的传热关联式,结果表明:提高地热井下换热器换热性能的核心是有效组织储层-裸井壁-U型换热器三者之间的自然对流;2)井下换热器的结构及热源特点决定了影响其传热的诸多要素之间是一种制约关系,在井深、换热面积和管外纯流体对流空间三者之中,对流空间在井下换热器的换热过程中起着更为重要的作用;3)系统内温差影响的特点是外侧对流换热系数的非单调性变化;由换热及渗流形成的混和对流中,自然对流仍占主导作用,根据热储的温度条件设计合理的入口水温,是提高井下换热器热输出的重要因素;4)在入口温度一定的条件下,井下换热器出口水温将随流量的增加而下降,但总的取热量仍然增加。出口温度的高低决定了供热模式,通过增大流量获得较高热输出时,将以降低出口温度(供热温度)为代价,采用与井下换热器相结合的热泵装置可作为井下换热器在大量新建筑中推广的一种普及模式;5)实验所得到的温度数据中未包括U型管换热器的局部管壁温度,该温度有助于全面了解不同区间下的局部换热系数,在后续实验研究中可通过补充测点得到这一温度,以获得更为深入的理论分析。