技术领域
[0001] 本
发明涉及一种沼气池及其换热管的设置方法，特别涉及一种球形玻璃
钢沼气池及其内嵌球面双螺旋管的设置方法，主要用于解决寒冷环境下沼气池无法正常产气的问题。
背景技术
[0002] 沼气
发酵需要在一定的
温度范围内才能进行，而冬季北方农村气温低，难以满足沼气发酵的条件，导致大量沼气池闲置。借助外部热源加热沼液，可使原本冬季无法正常工作的沼气池恢复正常工作。
[0003] 经检索发现：“一种
太阳能供热、供电沼气池增温装置”(
专利号：201310610134.0)公开了一种太阳能供热、供电沼气增温装置，提出利用太阳能为增温装置提供
热能及热
水循环用电。该专利注重于沼气增温装置热源及电源的选用，对
散热部分并没做详细的说明。“采用塑料管网
散热器和辅助热源加热的沼气池”(专利号：201110182700.3)公开了一种沼气增温散热器，所述散热器适用于球形、柱形、方形池体，该发明仅描述了散热管网的形式，并没有具体设计制作方法，而且这种管网形式复杂，接头数目多，不易制造及推广。
发明内容
[0004] 针对
现有技术中的
缺陷和不足，本发明的目的在于提出一种适用于球形玻璃钢沼气池的内嵌球面双螺旋管增温方法，解决沼气池冬季及过渡季使用过程中无法正常产气的问题。
[0005] 为解决上述问题本发明采取的技术方案为：
[0006] 一种沼气池换热管的设置方法，包括对沼气池内螺旋式盘设的多圈换热管的
位置进行设置；
[0007] 设置方法包括采用
流体仿真模拟的方法进行邻圈换热管
螺距的确定；然后根据热平衡原理计算得到换热管管长，根据得到的换热管螺距和换热管管长进行换热管在沼气池内的设置。
[0008] 具体的，所述的沼气池为球形的沼气池，所述的换热管盘设在沼气池的中下部，且换热管的初始盘设点距球形沼气池中心面的距离为一个螺距。
[0009] 更具体的，用流体仿真模拟的方法对不同螺距的换热管散热情况进行模拟，比较不同螺距情况下换热管单位面积的散热量来确定换热管螺距。
[0010] 进一步的，根据热平衡原理，通过沼气池热负荷、换热管内水流平均速度、换热管内受迫
对流换热系数、换热管外
自然对流换热系数及换热管的
传热系数确定换热管的管长；
[0011] 所述的沼气池热负荷包括沼气池散热热负荷和沼气池内投料热负荷；
[0012] 再根据几何原理得到沼气池内所需的实际换热管管长，将实际换热管管长与根据热平衡原理计算得到的换热管管长对比校正。
[0013] 一种沼气池，包括池体，所述的池体为球形体，在池体的中下部沿球面螺旋式盘设换热管，换热管在池体中的设置位置按照所述的方法进行确定。
[0014] 具体的，所述的池体包括由外到内依次设置的保温层和容纳层，所述的换热管沿容纳层的内壁螺旋式盘设。
[0015] 更具体的，容纳层内壁上设置经向翅片和纬向翅片用于换热管在池体中的固定，经向翅片为带有U形槽的片体，U形槽用以镶嵌换热管，纬向翅片和经向翅片的结构相同；
[0016] 经向翅片用于将换热管沿容纳层内壁进行螺旋式固定，纬向翅片用于将换热管沿容纳层内壁引入和引出池体。
[0017] 本发明的有益效果是：
[0018] (1)采用螺旋的方式布置换热管的位置，增加换热强度的同时，减少管材用量：流体在螺旋管道中流动时，由于离心
力的作用，诱发管内产生二次流动，增强了热水对管内壁的冲刷，使管内对流换热强度增加，整体换热系数增大，管材用量减少；
[0019] (2)管子固定构件与池体整体制成，气密性好，性能稳定：相比普通池体，本发明中的沼气池带有短翅片，翅片上开有U形卡槽，换热管镶嵌于卡槽中，因此，安装换热管无需对沼气池打孔等，气密性好；固定构件与池体材质一致，发酵液不会对其性能产生影响；
[0020] (3)管线布置合理，占池容积小，不影响进料、出渣：管线沿球形玻璃钢沼气池的下半球内壁呈等距球面双螺旋线布置，管线紧贴内壁面，占池容积较小，且不阻挡进、出料口，搅拌不易损坏管子，且管线布置在发酵的核心部位，提高热能利用效率。
附图说明
[0021] 图1是本发明沼气池的内部结构示意图；
[0022] 图2是本发明沼气池下半球结构俯视图；
[0023] 图3是本发明沼气池上半球结构仰视图；
[0024] 图4是本发明沼气池中经向翅片和纬向翅片的结构放大图；
[0025] 图5是确定换热管长度计算方法
流程图；
[0026] 图6是盘管中心距为20mm时矩形池体纵截面温度分布图
[0027] 图7是盘管中心距为50mm时矩形池体纵截面温度分布图
[0028] 图8是盘管中心距为100mm时矩形池体纵截面温度分布图
[0029] 图9是盘管中心距为150mm时矩形池体纵截面温度分布图
[0030] 图中各标号表示为：1-进料口、2-工作口、201-蓄水腔、202-导气管、203-活动盖、3-出料口、4-罐体、401-保温层、402-反应腔、403-容纳层、4030-纬向翅片、4031-经向翅片、
5-换热管、501-换热管进水端、502-换热管回水端、6-U形卡槽、601-U形卡槽中心；
[0031] 以下结合
说明书附图和具体实施方式对本发明做具体说明。
具体实施方式
[0032] 沼气发酵过程中会产生各种
有机酸，对金属易造成
腐蚀，不宜采用金属管作为换热管，最好采用耐酸腐蚀的塑料管。但塑料管的热阻普遍较大，换热效率低，需要消耗大量管材，热响应慢。螺旋管的结构特性使其传热效果远优于直管，因此将塑料管安装布置成螺旋形式能够有效提高换热效率。
[0033] 本发明中采用可弯曲的塑料软管(PE-RT管)作为换热管，将换热管嵌于与沼气池一体的带有U形卡槽的翅片上，按照一定规则确定卡槽位置，使换热管呈球面螺旋线形式，并使供、回水管相间隔布置。静态发酵过程中，料液会自动出现分层现象(上层为浮渣层，中层为清液层，中下层为
活性层，下层为沉渣层)，沼气发酵主要在活性层进行，因此活性层应作为增温的核心部位，而且池体底部沉积大量
沼渣会影响换热管向沼液传热，应避免将换热管设置于池底，基于以上考虑宜将换热管设置于沼气池的中下部。
[0034] 本方法包括球面螺旋管的安装布置方法、螺距确定方法、管长度计算方法。首先，依据沼气池的池形与材质，提出螺旋换热管布置形式、安装构件型式以及固定换热管卡槽位置计算。然后，分析管间距对传热的影响，依据传热原理，采用数值模拟方法确定螺旋管螺距。最后，在确定热媒及沼气发酵参数的情况下，根据
能量守恒的原理，采用试算的方法来求得所需螺旋管的长度。
[0035] 下面结合附图和具体实施方式对本发明进行详细说明。
[0037] 结合图1、2、3和4，本实施例的沼气池为玻璃钢沼气池，该沼气池整体呈圆球状，分为上下半球两部分，无搅拌装置，属静态发酵；
[0038] 本沼气池包括进料口1、工作口2、出料口3、罐体4和换热管5，其中工作口2设置在圆球状罐体的顶端中央位置，进料口1和出料口3分设在工作口2两侧的罐体上，工作口2为圆柱形的
接口与罐体4连通，且工作口2内设置蓄水腔201、导气管202和活动盖203，活动盖203设置在工作口2与罐体4的结合处，活动盖203到工作口2顶边的空间为蓄水201腔，蓄水腔201的作用是防止因密封材料干裂造成漏气，也便于及时发现漏气现象，导气管202穿过活动盖203连通罐体4与蓄水腔201的空间；换热管5沿罐体4内壁螺旋式盘设在罐体4内，为罐体4内发酵提供所需的热量，换热管进水端501与换热管回水端502分别穿过活动盖203与外部连通；
[0039] 具体的，罐体4由外到内依次设置保温层401和容纳层403，保温层401和容纳层403围绕成的腔体为反应腔402，保温层401可采用挤塑聚苯乙烯、聚
氨酯、聚氯乙烯等制成，容纳层403采用玻璃钢制成；
[0040] 容纳层403的容纳腔内设置纬向翅片4030和经向翅片4031，经向翅片4031用以沿容纳层403内壁的纬向进行以等螺距双螺旋线形式固定换热管5，纬向翅片4030用以沿容纳层403的经向固定换热管5的引入段，纬向翅片4030和经向翅片4031均与罐体4整体制成，这样可避免沼气池出现漏液甚至漏气的问题。
[0041] 纬向翅片4030和经向翅片4031的结构如图4所示，纬向翅片4030和经向翅片4031均呈扇形，从罐体4内壁向罐体4中心伸出，伸出高度约5mm，纬向翅片4030长度15cm左右，经向翅片4031长度根据卡槽数目而定，均与容纳层403等厚，其中纬向翅片4031的个数为10个，经翅片向16个。
[0042] 纬向翅片4030和经向翅片4031上设置U形卡槽6用以镶嵌换热管5，使换热管5固定在罐体4内壁处，卡槽形如字母“U”，上部为直线缩口形，下部为半圆弧形，缩口宽度比管径小1～2mm，圆弧直径比管径大1～2mm，且圆弧的中心即为U形卡槽的中心。
[0043] 实施例二：换热管的设置方法
[0044] 对实施例一中的沼气池中的换热管进行设置，设置方法如下：
[0045] 本实施例中的螺旋线指换热管的轴线，呈球面螺旋线形式；
[0046] 螺距指两相邻换热管轴线在竖直方向上的距离；
[0047] 球面半径指换热管轴线上的任一点到球面中心的距离；
[0048] 方位
角指平面直角
坐标系中某点与坐标原点连成的直线和坐标
主轴之间的夹角。计算三维空间球面螺旋线方位角时，将所有螺旋线上的点以及球面中心投影到同一水平面上，以球面中心为原点建立平面坐标系，规定主轴后，依次算得各点的方位角，投影点与原点连线上相邻投影点的方位角之差为2π；
[0049] U形卡槽中心指的是U形卡槽下半部的半圆弧的圆心，换热管的中心线穿过U形卡槽中心。
[0050] 1、换热管螺距确定方法：
[0051] 沼气池内换热管的间距对其散热和温度分布有一定的影响，管间距过小导致管子周边沼液温度过高，管子内外温差小，不利于向沼液传热。但沼气池容积有限，管间距过大时，导致换热管无多余空间设置。
[0052] 用流体仿真模拟的方法对不同间距的换热管散热情况进行模拟，比较不同管间距情况
下管子单位面积的散热量，并通过综合考虑沼气池空间以及沼液分层情况来确定换热管间距，根据管间距来取合适的换热管螺距。确定螺距后再进行沼气池内径向翅片和纬向翅片的位置的确定。
[0053] 1.1经向翅片上各U形卡槽中心位置
[0054] 换热管保持球面螺旋形式具有换热强度大，
流动阻力小，占池容积少的优点。经向翅片的数目以及各翅片U形槽中心的位置决定了塑料换热管是否呈规正的球面螺旋线形式。
[0055] 以球形罐体的中心为坐标原点建立笛卡尔坐标系，在螺距确定的情况下，由球面等螺距螺旋线公式可算出各U形槽中心点的坐标值，公式如下：
[0056]
[0057] 式中：
[0058] r为球面半径，m；
[0059] φ为方位角(相邻线圈间方位角的差值为2π)，°；
[0060] N为螺旋线的圈数。
[0061] 螺旋线的圈数按下式确定：
[0062]
[0063] 换热管位于下半球面，图2中的a为散热段的首个卡槽中心，其所在水平面与坐标原点所在水平面的距离为1个螺距Δz。卡槽a处的方位角φ等于(N-2)π，带入公式(1)可确定a的坐标。
[0064] 将每圈螺旋线螺距Δz均分为16份，各槽的方位角由下式确定：
[0065]
[0066] 式中：
[0067] n为卡槽的序数，n为不包括0的自然数，其中a槽的序数为1，其余的卡槽序数按逆
时针方向依次递增。
[0068] 已知各槽的方位角后带入式(1)，可依次计算的各槽的坐标值。
[0069] 该方法虽然准确，但计算复杂，而且实际生产中难以操作，基于此提出一种简单的方法，实际设计生产过程应按简易方法进行计算。
[0070] 等距球面螺旋线即螺旋线的螺距均相等，则各卡槽中心到水平中心面的距离如下式：
[0071]
[0072] 各卡槽中心到罐体竖直轴线的距离Ln计算如下式：
[0073]
[0074] 依据zn和Ln便可确定卡槽的位置。
[0075] 1.2、纬向翅片上各U形卡槽中心位置
[0076] 换热管由工作口进入反应腔，沿上半容纳层布置的管段称为引入段，为了避免换热管引入段堵塞进料和出料孔道，需将引入段管子错开进、出孔道布置。
[0077] 如图2所示，线段mm是进出料口的水平中
心轴线，线段nn是引入段管子中心的连线，线段mm与线段nn之间的夹角为β，取值范围为50°-60°。纬向翅片上的卡槽中心位于同一纵向弧线上(弧线在水平方向上的投影线与线段nn重合)，端部卡槽中心与罐体中心的连线与过罐体中心水平面的夹角为15°，相邻卡槽中心与罐体中心连线的夹角也均为15°，卡槽中心与罐体中心的距离为球面半径r。
[0078] 2、换热管长度计算方法：
[0079] 2.1依据热平衡与传热原理，热水提供的热量应等于沼气发酵过程的耗热量，通过沼气池所需热负荷来计算换热管的长度：
[0080] 2.1.1沼气池热负荷
[0081] 沼气池热负荷Qz包括散热热负荷Qs和投料热负荷Ql
[0082] 2.1.1.1散热热负荷Qs
[0083] 空心球壁导热量的计算公式为
[0084]
[0085] 通过容纳层的导热量应等于通过保温层的导热量，因此可建立等式：
[0086] Qs1＝Qs2 (7)
[0087]
[0088] 式中：
[0089] λ1为罐体导热系数，W/(m·k)；
[0090] λ2为保温层的导热系数，W/(m·k)；
[0091] r1为罐体内半径，m；
[0092] r2为罐体外半径，m；
[0093] r3为保温层内半径，m；
[0094] r4为保温层外半径，m；
[0095] tw1为罐体内壁温度，℃；
[0096] tw0为罐体外壁温度，池壁与保温层紧密
接触，即罐体外壁温度等于保温层的内壁温度，℃；
[0097] tw2为保温层外壁温度，℃。
[0098] 2.1.1.2投料热负荷Ql
[0099] Ql＝czM(t2-t1) (9)式中：
[0100] cz为沼液
比热，kJ/(kg·K)；
[0102] t1为进料温度，℃；
[0103] t2为出料温度，℃。
[0104] Qsj为实际向沼气池提供的热量，除考虑沼气池向
土壤散热以及投料耗热量外，还应考虑到沼气池进料口与出料口散失的热量，沼液中的沼渣对换热管向外散热的影响以及沼气池壁上存在
热桥等因素。因此，为确保沼气池正常运行，取安全系数1.2～1.5，Qsj＝1.2～1.5Qz。
[0105] 2.1.2管内热水平均流速
[0106]
[0107] 式中：
[0108] Qsj为实际向沼气池提供的热量,W；
[0109] c为水的比热，kJ/(kg·K)；
[0110] S为流体过流面积，m2；
[0111] Δt为热水进出口温差，℃；
[0113] 2.1.3管内受迫对流换热系数
[0114] 热水在换热管内流动属于管内受迫对流换热，可用如下公式计算管内对流传热系数h1。
[0115]
[0116] 式中：
[0117] Nufn为努谢尔特数；
[0118] λf为水的导热系数，W/(m·k)；
[0119] d1为换热管内径，mm。
[0120] 已知换热管的进出口水温，可算得热水的平均温度，据此查得水的物性参数运动黏度νf，导热系数λf，普朗特数Prf。
[0121]
[0122]
[0123] 式中：
[0126] us为管内热水平均流速，m/s。
[0127] 由于管子各处的
曲率半径均不相等，为了计算方便引入平均曲率半径 即所有U形卡槽中心到罐体竖直轴线水平距离的平均值，的计算式如下：
[0128]
[0129] 式中：
[0130] n为各槽的序数，其中a槽的序数为1；
[0131] Ln为U形卡槽中心到竖直轴线水平距离，m。
[0132] 由于管长未知，无法确定管子具体布置于何处，即n的大小无法确定，因此需事先假设序数n，计算出管内对流传热系数h1。
[0133] 2.1.4管外自然对流换热系数
[0134] 为方便计算，以水的物性参数代替沼液的物性参数，且盘管浸没在沼液中视作定壁温的水平圆筒，管外对流传热系数h2计算公式如下。
[0135]
[0136] 式中：
[0137] Nuz为努谢尔特数；
[0138] λz为沼液的导热系数，W/(m·k)；
[0139] d2为换热管外径，mm。
[0140] 假设换热管的壁温为tw，根据定性温度 查得相关物性参数：运动黏度νz；导热系数λz；普朗特数Prz'。
[0141] 格拉晓夫准则
[0142]
[0143] 式中：
[0146] νz为运动黏度，m2/s；
[0147] tz为沼液温度，℃。
[0148] 瑞利准则
[0149] Ra＝Gr·Pr′z (17)
[0150] 自然对流换热准则关联式
[0151] Nuw＝C(Gr-Pr)n＝CRan (18)
[0152] 式中C，n为由实验确定的常数。
[0153] 2.1.5换热段管子的传热系数及长度
[0154] 将换热管传热过程视作
单层圆筒壁的传热过程，其单位管长的传热系数计算公式如下：
[0155]
[0156] 对数平均温差：
[0157]
[0158] 式中：
[0159] Δt'为相对于沼液温度的进口温差,℃；
[0160] Δt”为相对于沼液温度的出口温差,℃。
[0161] 进、出温差的计算式如下：
[0162] Δt'＝t'1-tz：Δt”＝t”1-tz (21)
[0163] 式中：
[0164] t1'为供热管进水温度，℃；
[0165] t1'为供热管出水温度，℃。
[0166] 根据单位管长传热系数k校核原假定的盘管壁温tw：
[0167] 由传热公式 q1＝kΔtm
[0168] 由沼液侧换热 q2＝h2(tw-tz)πd
[0169] 若q1与q2相差小于5％内，认为假设换热管壁温度合理，否则重新假设壁温，重复计算。
[0170] 换热管长度l可用下式计算：
[0171]
[0172] 2.2沼气池的直径远远大于螺距，因此可将各圈球面螺旋线视为柱面螺旋线，将其展开后为一组直角三角形，实际换热管长度l'h计算如下：
[0173] 第一圈：
[0174] 第二圈：
[0175] …
[0176] 第i圈:
[0177]
[0178] 式中：
[0179] l’hi为每圈球面螺旋管长度，m；
[0180] 为每圈球面螺旋管平均曲率半径(整圈各卡槽处曲率半径的平均值)，m；
[0181] l′h为实际换热管长度，m。
[0182] 换热总管长除换热段外还包括引入段长度，计算如下：
[0183] 引入段长度ly＝πr
[0184] 总管长lz＝ly+l′h
[0185] 2.3引入试算的方法来验证假设的正确性以及选择合适的换热管长度，在保证满足沼气池热负荷的情况下，还应考虑经济条件，即实际管长不应比计算管长大太多，以实际管长比计算管长大20cm内为宜，具体试算流程见图5。
[0186] 实施例三：应用实例
[0187] 实施例一中的球形玻璃钢沼气池的体积为6m3，直径约为2.2m，池壁厚10mm，池外壁敷设有30mm厚保温层，安装于地面下3m深坑内，取冬季0～3m土壤的平均温度7.6℃。
[0188] 根据相关资料显示，沼气发酵细菌在8～65℃的范围内都能进行正常的生长活动，产生沼气，且介于30～40摄氏度之间为中温发酵，35℃左右为产气高峰，因此设计沼液温度为35℃。
[0189] 换热管的水温过高会烫死管子周围的发酵细菌，温度过低则无法维持设计的沼液温度，因此设换热管进水温度为55℃，出水温度为45℃。
[0190] 本发明中的盘管采用PE-RT管，外径20mm，内径16mm，导热系数为0.4W/(m·K)；池体材料选用玻璃钢导热系数为0.394W/(m·K)；保温层挤塑聚苯乙烯的导热系数为0.05W/(m·K)。
[0191] 1、换热管管间距的确定：
[0192] 沼气池实际体积较大，而且盘管结构较复杂，且建立的模型网格数目较多，运算时间长，易出错，因此在模拟管间距对盘管传热的影响时有必要简化模型。将沼气池简化为一长300mm，宽200mm，高400mm的长方体。建立模型后，利用gambit
软件划分体网格，并对热源部分即盘管周围进行局部网格加密，模型中网格类型均选用非结构化的四面体网格。
[0193] 用Fluent软件针对20mm、50mm、100mm和150mm管间距进行4组模拟。模拟时将盘管加热沼液视为一个简单的水-水换热问题，其中盘管内流体与壁之间为受迫对流换热，管外为自然对流换热。对于自然对流换热必须考虑流体密度变化产生的浮升力，因此在Fluent中设为非稳态隐式有限容积SIMPLE
算法,计算
精度选单精度格式。压力项用PRESTO！格式，对流项、能量项用二阶迎
风格式,并选用合适的亚松弛因子。边界条件设置情况如表1，所示。
[0194] 表1边界条件设置及相关参数
[0195]
[0196] 图6～9所示的是不同管间距条件下，加热5h后，
箱体中沼液的温度分布情况。由图明显看出，盘管中心距为20mm时，温度分层最为严重，底层与顶层的温差超过4℃，随着管间距增大，底层与顶层的温差逐渐变小，盘管中心距为100mm时，温度分布最为均匀。此外，由图看出，随着管间距的增大，管间的温度降低，盘管中心距为20mm时管间的温度为39℃,而盘管中心距为150mm时管间的温度仅约35℃，此温度高低将影响盘管向沼液传热的效果。表2为模拟后的数值结果，可以看出盘管中心距为100mm时，管子出口处的热水温度最低，管壁热流密度最大，说明此管间距下散热效果最佳。
[0197] 表2不同管间距情况下的数值模拟结果
[0198]
[0199] 1.1翅片上各U形槽位置
[0200] 卡槽中心距池壁30mm，球面半径为1080mm。由模拟结果知，供、回管间距宜取100mm，换热管螺距约为200mm。假设供水管布置一圈半，卡槽序数n为25，则回水管为一圈，卡槽序数n为17。依据公式(4)、(5)，算出各卡槽到水平中心面的距离zn和到竖直轴线的距离Ln，如表3所示。
[0201] 表3供、回水管的安装位置参数
[0202]序列数n zn/mm Ln/mm 序列数n zn/mm Ln/mm 序列数n zn/mm Ln/mm
1 200 979.8 10 312.5 949.9 19 425 905.2
2 212.5 977.2 11 325 945.7 20 437.5 899.2
3 225 974.4 12 337.5 941.3 21 450 893.0
4 237.5 971.4 13 350 936.7 22 462.5 886.6
5 250 968.2 14 362.5 932.0 23 475 880.0
6 262.5 964.9 15 375 927.0 24 487.5 873.1
7 275 961.4 16 387.5 921.9 25 500 866.0
8 287.5 957.8 17 400 916.5
9 300 953.9 18 412.5 911.0
[0203] 2、换热管管长的确定：
[0204] 2.1沼气池热负荷
[0205] 2.1.1散热热负荷Qs
[0206] 将数据代入方程(8)计算，求得tw0＝33.2℃，Qs＝1082.8W。
[0207] 2.1.2投料热负荷Ql
[0208] 该沼气池每日新投料质量100kg，其中包括50kg
粪便，以及50kg左右的冲洗水；进料温度5℃，沼液温度35℃。
[0209] 将数据代入方程(9)得：投料热负荷：Ql＝146W；
[0210] 则沼气池总负荷：Qz＝1228.8W；
[0211] 实际向沼气池提供的热量：Qsj＝1.2～1.5Qz＝1843.17W。
[0212] 2.2管内平均流速
[0213] 已知盘管的内径为16mm，流体过流面积为S＝πr2＝0.0002m2；
[0214] 已知热水的平均温度为50℃，查得比
热容c＝4180J/(kg·K)，密度ρ＝988.1kg/m3；换热管热水进出口温差为Δt＝10℃。
[0215] 根据公式(10)计算：us＝0.223m/s。
[0216] 2.3换热管内受迫对流换热系数
[0217] 已知热水的平均温度为50℃，据此查得水的物性参数运动黏度νfn＝0.556×10-6m2/s，导热系数λfn＝0.648W/(m2·K)，普朗特数Prfn＝3.54。
[0218] 根据公式(13)计算：Refn＝6417.3
[0219] 根据公式(14)计算：
[0220] 根据公式(12)计算：Nufn＝44.4
[0221] 根据公式(11)计算：h1＝1798.2W/(m2·K)
[0222] 2.4换热管外自然对流换热系数
[0223] 假设管壁温度tw＝38.8℃，求得定性温度tm＝36.9℃，以水的物性参数代替沼液：νz＝0.704×10-6m2/s；λz＝0.6297W/(m2·K)；Prz＝4.65，α＝0.000361K-1。
[0224] 根据公式(16)计算：Gr＝2.17×105
[0225] 根据公式(17)计算：Ra＝1.009×106
[0226] C，n为由实验确定的常数，根据瑞利准则Ra＝1.009×105，介于104～107之间，查得C＝0.48，n＝0.25。
[0227] 根据公式(18)计算：Nuw＝15.2
[0228] 根据公式(15)计算：h2＝478.6W/(m2·K)。
[0229] 2.5盘管的传热系数及管长
[0230] 根据公式(19)计算得：k＝7.51W/(m·K)
[0231] Δt'＝20℃，Δt'＝10℃，Δtm＝14.43℃；
[0232] 由传热公式 q＝108.37W/m
[0233] 由沼液侧换热 q1＝114.21W/m
[0234] 误差较小，假定壁温合理。
[0235] 根据公式(20)求得所需换热管长度：lh≈17m。
[0236] 根据公式(21)求得实际布置换热管长度：l′h≈17.2m
[0237] 引入管长度 ly≈3.5m
[0238] 总管长 lz＝20.7m。
