引言矿山是具有丰富地质储能的大型储热库。矿山开采期间会产生高质量的废热，煤矿企业应对这种低温废热进行资源化开发利用[1]。通过矿井井筒将外部新鲜的气流引入通风井，一方面为矿区内部提供清新的空气，一方面利于内部岩石和机械设备散热。由回风井排放风流，回风的温度明显高于进风温度[2]。矿井回风需要满足井口防冻要求，可利用重力式热管换热器技术，结合空气源热泵机组，实现低温热源向高温热源的转换。矿井冬季安全生产时，井口防冻至关重要，如果井口结冰，会减少必要的通风面积，使矿井通风量不足；同时，井口冰碴掉落对井下的人员安全、停产等造成安全隐患[3]。《煤矿安全规程》中井工煤矿第一百三十七条规定，煤矿矿井进风井口以下的空气温度（干球温度）必须在2 ℃以上[4]。北方区域冬季时间相对较长，室外气温低于0 ℃，在冬季通风时，需要对煤矿井筒进行加热。Smith[5]等利用装置换热回收矿井余热，用于供暖的需求，经济性分析结果表明，乏风余热利用具有可行性。Baidya[6]等对寒冷地区地下矿山结合储能与余热回收系统的技术进行经济可行性研究，结果显示，系统在2.6~4.8 a内达到盈亏平衡点。左强[7]等在详细调研我国煤炭矿井分布的基础上，对其井筒防冻的热负荷进行测算，结果表明，国内煤矿井筒防冻年总能耗折合标准煤高达192万t。文中采用常规方法进行设备选型，设计一种矿井井筒防冻设备，并对井筒防冻效果进行测试。1重力热管的理论基础1.1重力热管的结构和传热原理热管主要由管壳、管芯（或毛细结构）、工质（或工作液）构成。管腔体外加翅片，并抽真空，充入工质密封。热管主要分为蒸发段（加热段）、绝热段（传送段）、冷凝段（凝结器）[8]。重力热管的结构原理如图1所示。10.3969/j.issn.1004-7948.2023.12.028.F001图1重力热管的结构原理热管是一种高效传热元件，将壳体抽成真空并注入工作介质，形成封闭状态，可实现工质的沸腾与冷凝。在温差作用驱使下，工质会发生吸热、放热的过程，进行热量传递[9]。重力热管工作步骤如下：热量经对流和导热作用沿管壁和吸液芯传递到液汽分界面上；蒸发段工作介质在液汽分离界面上蒸发；蒸汽经腔体沿绝热段流至冷凝段；蒸汽在冷凝段汽液分离液膜上冷凝放热凝结；热量经液膜和管壁传至冷源；在张力及毛细用力作用下，工质回流至蒸发段。为了确保热管能够高效传递热量，对腔体内的真空度、工质与管材的材料以及管壳强度都有要求，以免造成工质泄露。1.2重力热管的工作特点较高的导热性。热管具有较高的热导率，热传导能力较强。与银、铜等材料相比，热管的传热系数是常见金属的上万倍，热管传热具有传热极限，其轴向传热能力很强，在径向上并无很大的改善（径向热管除外）[10]。较好的等温性。传热过程中，在相变作用力下，热管内工作流体的纯度很高，饱和状态下的蒸汽在流动过程中产生的压力变化较小，即温降很小。因此，热管内蒸汽的温度基本恒定。热流方向可变。热管传递热量的方向具有可变性，外界条件不同时，其端口作用随之不同，接触高温流体的端口是蒸发段；接触冷流体的端口是冷凝段。因此，可以按照设计需求调节不同管段换热，也可以设置不同的输入、输出加热面积或冷却面积，满足换热过程中的热传需求。能耗小，安全可靠。在热管内温差的驱动下实现换热，对外力的需求更少，更节能，运行成本较低。换热器中，每一支热管独立运行，可以根据现场实际情况设计任意组合，即可以按需替换，且安全可靠。2井筒防冻热管式空气加热器设计2.1工程概况为了响应国家节能减排政策，各地煤矿企业启动供热系统改造提升项目，通过引入新型能源设备、余热能源综合利用等手段，逐渐淘汰原有燃煤锅炉供热系统。以陕北某煤矿为例，该煤矿采用热泵机组替代燃煤锅炉进行供热，文中重点分析井筒加热方案设计。该煤矿地处陕西北部，建筑气候分区属于严寒地区，冬季寒冷，早晚温差大，年平均气温9.3 ℃，1月最冷，极端最低气温可达-27.3 ℃。空气加热器设计参数如下：室外计算温度为-19 ℃，极端最低温度平均值为-25.8 ℃，冬季通风计算温度为-12 ℃；冬季平均风速为3.5 m/s，主导风向为西北风，采暖天数180 d。2.2井筒防冻热负荷计算根据调研资料，副平硐井筒进风量为6 200 m3/min(103.3 m3/s)。按照《煤炭安全规程》要求，混风温度需要大于2 ℃。井筒防冻热负荷QJT为QJT=KCPGρTh-Tw (1)式中：K——管网热损失系数，取1.1；G——井筒进风量，m3/s；ρ——空气密度，取1.136 kg/m3；CP——空气定压比热容，取1.01 kJ/(kg·℃)；Th——冷、热空气混合后的混风温度，℃；Tw——室外最低平均温度，℃。计算得，井筒防冻热负荷为3 624.4 kW。2.3热管式空气加热器的选型设计热管式空气加热器中的热管属于重力型气-液热管，采用常规设计方法，不考虑露点腐蚀以及积灰，将机组当作一个整体考虑，看作是一块热阻很小的“间壁”，热管冷侧不断地从热水中吸收热量，热侧向空气释放热量。先进行估算和结构设计，再进行验证，核算传热系数K。运用计算机程序可以实现热管式空气加热器的选型，通过设定边界约束条件，输入已知参数，求取未知量，从而完成机组的选型工作。选型设计时，系统制取的热水温度为50 ℃，回水温度为43 ℃，结合矿方提供的参数、空气加热室的室内净高和纵深以及矿方设计要求，热管式空气加热器的设计条件如表1所示。10.3969/j.issn.1004-7948.2023.12.028.T001表1热管式空气加热器的设计条件项目数值冷侧热水入口温度/℃50冷侧热水出口温度/℃43热管热侧空气流量/(m3/h)372 000热侧空气入口温度/℃-19热侧空气出口温度/℃15热管热侧压降/Pa≤300根据表1中的设计参数，结合热管厂家的管材尺寸，进行单支热管技术选型。2.3.1工质和管材选型热管的工作温度即是热管内部介质适合蒸发的温度，热管内的蒸汽温度TV介于热源温度和冷源温度之间。TV=T1+nT21+n (2)式中：T1——热源温度，℃；T2——冷源温度，℃；n——系数，与热管式换热器形式和工质有关，取3。考虑成本，采用R466A作为热管管内工质，钢铝复合作为基础管材。2.3.2管径和扩展表面选型选取基管内径为22 mm，管壳厚度为1.5 mm，则光管外径为25 mm。气-液型热管换热器的传热阻力主要在气体侧，故安装翅片扩大换热面积，增加换热量。考虑气体为空气，翅片间距可以减小，厚度可以减薄，确定翅片外径、高度、厚度和间距分别为50.0 mm、12.5 mm、1.0 mm和2.3 mm。翅化比β为：β=Af+AiA0 (3)式中：Af——翅片外表面积，m2；Ai——翅片间光管面积，m2；A0——光管外表面积，m2。计算得翅化比为12.7。2.3.3参数及结构设计根据热管和翅片的设计参数，结合热管厂家的管材尺寸，热管规格为：热管蒸发侧（热水侧）长1 050 mm，热管冷凝侧（空气侧）长1 950 mm，绝热段长50 mm，热管总长3 050 mm，蒸发侧和冷凝侧的长度比为0.54。热管蒸发侧为光管，冷凝侧为翅片管。冷凝侧的压降没有过高要求，从经济性考虑，热管冷凝侧的迎面风速取4.5 m/s，蒸发侧采用单管程流道设计。根据井口空气加热改造系统设计方案及工艺参数，选用6台热管式空气加热器进行加热，计算单机迎风面积A1为：A1=M1G1 (4)式中：M1——空气流量，kg/h；G1——冷、热流体质量流速，kg/(m2·s)。经计算，单机迎风面积为3.83 m2。选取热管设计迎风面宽度为3.83/2=1.91 m，进而计算第一排管根数为(1.91/0.06)-1=30.8根，设计第一排管数为31根，实际宽度为32×60=1 920 mm，实际迎风面积为3.84 m2，实际迎风风速为4.48 m/s。结合生产工艺与阻垢的影响，传热系数K0采用400 W/(m2·℃)，平均温差∆T为：∆T=∆T1+∆T22 (5)传热面积A为：A=QK0∆T (6)热管总根数n为：n=Aπ×d0×L2 (7)式中：Q——换热量，kW；d0——光管外径，m；L2——热管冷凝侧长度，m。经计算，平均温差为48.5 ℃，传热面积为33.51 m2，热管总根数为219根。考虑热管叉排排布和阻力问题，确定使用244根热管，采用31、30、31、30、31、30、31、30的8排管分布。热管排距为52 mm，每4排热管中间设置100 mm的检修区，机组垂直方向的框架采用80 mm×40 mm的角钢，机组水平方向的框架采用60 mm×40 mm的角钢，机组底座高度为100 mm，则热管式空气加热器的定型尺寸为2 080 mm×3 270 mm×650 mm。确定本项目热管式空气加热器的基本参数，选用6台热管式空气加热器，其单机性能参数如表2所示。10.3969/j.issn.1004-7948.2023.12.028.T002表2热管式空气加热器单机性能参数项目数值热管数量244热管排数8热水流量/(m3/h)100进出水温/℃50/43水压/MPa0.5进出风温/℃-19/15风压/Pa320供热量/kW650风机风量/(m3/h)62 000单台热管式空气加热器的供热量为650 kW，配备功率为7.5 kW的风机，6台热管式空气加热器总的供热量为3 900 kW，满足热负荷设计要求。3副平硐井筒防冻效果测试分析测试井筒防冻效果在副平硐入口处进行测试，空气加热室的侧墙上开有6个1 800 mm×1 800 mm的百叶送风口，分别对应6台热管式空气加热器，在最中间的百叶风口上布置测点，记录从空气加热室送入井筒内的送风温度Ts，从空气加热室送入井筒的热空气与室外新风在井筒内混合后送入矿井的井下工作面。为了测定混风温度检验井筒防冻效果，在进入井筒内的20 m处和50 m处分别设置温度测点，记录井筒内20 m处的混风温度Th1、井筒内50 m处的混风温度Th2。空气加热室及副平硐的平面位置如图2所示。10.3969/j.issn.1004-7948.2023.12.028.F002图2空气加热室及副平硐的平面位置测试时间为1月14日至17日，空气加热室及副平硐温度测试结果如图3所示。测试期间的室外温度均低于0 ℃，送风百叶处的送风温度在17~22 ℃之间，平均送风温度为19 ℃，满足设计要求。井筒内20 m处的混风温度Th1和井筒内50 m处的混风温度Th2均大于2 ℃，满足《煤炭安全规程》的要求，说明该系统运行可靠。图3空气加热室及副平硐温度测试结果10.3969/j.issn.1004-7948.2023.12.028.F3a1（a）送风温度10.3969/j.issn.1004-7948.2023.12.028.F3a2（b）井筒送风最低温度和混风温度10.3969/j.issn.1004-7948.2023.12.028.F3a3（c）室外温度4结语热管式空气加热器的平均送风温度为19 ℃，井筒内20 m处的混风温度和井筒内50 m处的混风温度均大于2 ℃，满足井筒防冻要求。该设备安全高效、节能环保。此外，采用热管式空气加热器能够有效防止散热器的冻裂风险，对煤矿安全生产起到关键作用。文章结果为热管技术在井筒防冻的选型设计与应用方面提供参考。10.3969/j.issn.1004-7948.2023.12.028.F004