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三分螺旋折流板换热器水－水传热壳侧综合性能点击：1938 日期：[ 2014-04-26 21:08:29 ] |
| 三分螺旋折流板换热器水－水传热壳侧综合性能 董 聪，陈亚平，吴嘉峰，操瑞兵，盛艳军，倪明龙 （东南大学能源热转换及其过程测控教育部重点实验室，能源与环境学院，江苏南京２１００９６） 摘要：对倾斜角为１０°、１５°和２０°的扇形折流板，倾斜角为１５°的椭圆折流板和倾斜角为２０°的轴向搭接扇形折流板三分螺旋折流板换热器以及弓形折流板换热器的传热特性和压降性能进行了测试试验研究，其中螺旋折流板全部采用分区布管结构，有４８根管子，而弓形折流板换热器有４９根管子。试验数据分析采用轴向Ｒｅｙｎｏｌｄｓ数Ｒｅｚ，ｏ作为自变量，壳侧Ｎｕｓｓｅｌｔ数Ｎｕｏ、轴向Ｅｕｌｅｒ数Ｅｕｚ，ｏ等参数作为因变量，并采用Ｎｕｏ／Ｅｕｚ，ｏ量纲１组合数作为综合性能指标。在试验范围内，２０°ｓ方案的综合性能指标最高，比弓形折流板换热器方案平均提高６９．８％；倾斜角最小的１０°ｓ方案的综合性能低于弓形折流板换热器方案；轴向搭接折流板换热器方案的综合性能低于相同倾斜角外圈连接折流板换热器方案，而椭圆折流板方案的综合性能低于相同倾斜角的扇形折流板方案。 关键词：螺旋折流板换热器；三分螺旋折流板；倾斜角；综合性能 ＤＯＩ：１０．３９６９／ｊ．ｉｓｓｎ．０４３８－１１５７．２０１２．０３．００７ 中图分类号：ＴＫ １２４ 文献标志码：Ａ 文章编号：０４３８－１１５７（２０１２）０３－０７２１－０７ 引 言 螺旋折流板换热器由Ｌｕｔｃｈａ等［１］发明，是将换热器壳体圆柱面分为４个象限，在每个象限中都倾斜布置１／４扇形折流板，头尾相接组成壳侧拟螺旋折流通道，具有消除壳程流动死区、降低壳程流动压力损失、有效抑制污垢形成以及抑制管束的振动破坏等特点，近年来受到广泛关注。Ｓｔｅｈｌｉｋ等［２－３］公布了一些概要性的结果，但由于涉及专利内容，提供的数据很有限；Ａｎｄｒｅｗｓ等［４］采用ＣＦＤ技术对螺旋折流板换热器流场进行了研究；Ｍａｓｔｅｒ等［５］给出了螺旋折流板换热器在工业上的应用成果；Ｊａｆａｒｉ等［６］研究了倾斜角对传热性能的影响；Ｗａｎｇ等［７］、宋小平等［８］分别进行了螺旋折流板换热器的试验研究；王秋旺［９］对螺旋折流板换热器的相关研究进行了综述。陈亚平［１０］在１／４螺旋折流板换热器基础上提出了三分螺旋折流板换热器方案，具有适合于正三角形排列布管，零件数量较少，折流板直边上无半个孔问题，因而加工方便等优点。本文在已经完成的油－水试验基础上［１１］，对同样的换热器试验件进行了水－水试验。 １ 换热器传热性能试验台简介 本试验采用东南大学与某换热器制造企业合作搭建的换热器性能试验台。该试验台具有性能试验覆盖面广、测试仪表精度高、技术性能指标先进、工作可靠和自动化程度高、使用操作方便等优点，冷介质为冷风或水，热介质为导热油、压缩空气、乙二醇水溶液和水。本试验采用了其中的水系统，并用冷风系统对试验件后的板翅式换热器进行冷却，流程图如图１所示，图２为水系统的照片。考虑到更换试验件方便，试验时两侧工质均采用水。 冷却水在试验件中被加热后再引入一个板翅式换热器内由风洞冷却后进行循环，同时通过风机变频器调节冷风流量来控制冷却水进口温度。质量流量计采用美国高准公司生产的Ｆ１００型（精度０．１５％）；温控测点均采用上海自动化仪表三厂ＰＴ１００Ａ级铂电阻，按四线制连接（误差为±０．１５℃）；压差信号采用美国罗斯蒙特公司生产的３０５１Ｓ型差压变送器（精度０．０７５％）；采用美国安捷伦公司的３４９７０Ａ数据采集仪；用美国ＮＩ公司的ＬａｂＶＩＥＷ软件平台编制操作软件。 本文试验用换热器是按照文献［１２］设计，并按ＧＢ １５１《管壳式换热器》和ＧＢ １５０《钢制压力容器》标准制造加工，换热器采用可更换芯体结构，壳体共用，螺旋折流板管束芯体可以更换，见图３、图４，每次做完一组试验只需更换芯体就能接着做下一组试验。换热器管程和壳程都按照单程布置，冷热流体按逆流进行传热试验。换热器壳体内径Φ１２６ｍｍ，折流板外径Φ１２３ｍｍ。管子数目为三分螺旋折流板方案４８根，弓形折流板方案４９根。管子有效尺寸Φ１０ｍｍ×１ｍｍ×１１７０ｍｍ，相邻管子中心距为１５ｍｍ。三分螺旋折流板换热器三维效果图如图３所示。三分螺旋折流板换热器的结构参数和管束的照片如表１和图４所示。其中三分扇形折流板和三分椭圆折流板的形状如图５所示；轴向搭接则是指一种保持倾斜角不变而缩小螺距以增加折流板布置数量的方案。 ２ 试验方法和试验数据分析处理原理 热侧流体的加热采用调节固态继电器的占空比控制。在升温阶段采用自动，到试验阶段采用手动控制。当维持占空比不变，入口温度显示值满足（６０±０．５）℃，且温度变化＜０．１℃·ｍｉｎ－１，其他参数也在控制范围内，同时热平衡的相对偏差在－２％～＋５％时，认为已经达到稳定热平衡，可以读取数据。热水离心泵变频器频率恒定在２０Ｈｚ，即流量稳定在２．１１ｋｇ·ｓ－１±０．５％。冷侧流体入口温度控制在（３０±０．５）℃，离心泵变频器频率从１０Ｈｚ到５０Ｈｚ按５Ｈｚ的台阶递增。在每一个流量下调节电加热器的占空比和风机的频率来达到热侧和冷侧参数稳定和热平衡。 换热器总体传热系数按照式（１）计算。由于换热器是新换热器，这里可以忽略壳程结垢的影响，管内侧的传热系数ｈｉ用Ｄｉｔｔｕｓ－Ｂｏｅｌｔｅｒ式（２）估算，壳侧的传热系数ｈｏ按式（３）计算；壳侧压降Δｐｏ则是在壳侧压降测量值Δｐｍ，ｏ基础上，扣除了进出口管与筒体之间存在的局部阻力损失，如式（４）。 式中 Ａ为换热面积，ｍ２；ｄｏ为管子外径，０．０１ｍ；ｄｉ为管子内径，０．００８ｍ；Ｋ为总体传热系数，Ｗ·（ｍ２·Ｋ）－１；Ｑ１为热侧传热量，Ｗ；Δｔｍ为对数平均温差，Ｋ；λ和λｉ分别为管子材料和水的热导率，Ｗ·（ｍ·Ｋ）－１；ｗｉ／ｏ为进出口管处的流速，ｍ·ｓ－１；Δｐｏ、Δｐｍ，ｏ分别为壳侧压降净值和测量值，ｋＰａ，取进出口管与筒体之间的局部阻力系数之和∑ξ为１．５（根据流体力学的阻力系数公式，得到进口处突然扩大，且两截面相差很大时，速度头不能利用，取局部阻力系数为１；而出口处截面突然缩小，且两截面相差很大，取局部阻力系数为０．５，两处合计总共是１．５）；ρｏ为壳侧水的平均密度，ｋｇ·ｍ－３。 采用准则数来整理试验数据，对总结比较来源不同的数据以及拟合传热和阻力的公式有利，对换热器设计有指导意义。虽然不同倾斜角方案的通流截面不同，但因为所有试验件共用一个壳体，换热器管子数目和尺寸相同或相近，故用轴向Ｒｅｙｎｏｌｄｓ数Ｒｅｚ，ｏ作自变量［式（６）］，可以体现壳侧流量的变化，更加公平地比较不同方案的性能。根据范宁公式，轴向Ｅｕｌｅｒ数Ｅｕｚ，ｏ能够体现壳侧流动阻力系数［式（７）］。由此，本文采用组合数Ｎｕｏ／Ｅｕｚ，ｏ来衡量换热器的综合传热能力。 式中 Ｄｓ为壳体内径；ｄＬ为拉杆直径；Ｎ为管子数目；ｎ为拉杆数目；Ｖｏ为壳侧容积流量；ｗｏ为壳侧轴向速度。 ３ 试验数据分析讨论 对倾斜角为１０°、１５°、２０°扇形折流板（１０°ｓ、１５°ｓ、２０°ｓ）、１５°椭圆折流板（１５°ｅ）和２０°扇形轴向搭接折流板（２０°ｄ）方案的螺旋折流板换热器以及弓形折流板换热器（ｓｅｇ）进行了性能试验。图６显示了换热量Ｑ１随冷却水流量Ｍｏ的变化；图７～图９是总体传热系数Ｋ、壳侧压降Δｐｏ、壳侧传热系数ｈｏ随Ｒｅｚ，ｏ的变化曲线；图１０显示了壳侧传热系数ｈｏ随壳侧压降Δｐｏ的变化曲线；图１１和图１２是壳侧Ｎｕｓｓｅｌｔ数Ｎｕｏ和壳侧轴向Ｅｕｌｅｒ数Ｅｕｚ，ｏ随Ｒｅｚ，ｏ的变化曲线；图１３是传统综合指标ｈｏ／Δｐｏ随壳侧冷却水流量Ｍｏ的变化曲线；图１４、图１５是新综合指标Ｎｕｏ／Ｅｕｚ，ｏ和螺旋折流板换热器方案与弓形折流板换热器方案对比的新综合指标相对值（Ｎｕｏ／Ｎｕｏ，ｓｅｇ）／（Ｅｕｚ，ｏ／Ｅｕｚ，ｏ，ｓｅｇ）随Ｒｅｚ，ｏ的变化曲线。 由图１３和图１４的比较可见，各方案的排列次序基本一致，但采用新综合指标Ｎｕｏ／Ｅｕｚ，ｏ时，在Ｒｅｚ，ｏ的整个变化范围内各方案在数值上都很容易区分。在１０°～２０°倾斜角变化范围，２０°倾斜角扇形折流板方案２０°ｓ依然是最佳方案，在试验范围内其综合指标（ｈｏ／Δｐｏ）的平均值和（Ｎｕｏ／Ｎｕｏ，ｓｅｇ）的平均值与弓形折流板换热器方案的相比分别提高６８．９％和６９．８％，且流量越大则提高的幅度也越大；同时可以看到该方案的Ｋ、ｈｏ和Ｎｕｏ曲线也是排列靠前，而Δｐｏ和Ｅｕｚ，ｏ曲线则最低。倾斜角最小的１０°ｓ方案虽然Ｋ、ｈｏ和Ｎｕｏ曲线也是排列靠前，但其Δｐｏ和Ｅｕｚ，ｏ曲线远高于其他方案，因而其综合指标（Ｎｕｏ／Ｅｕｚ，ｏ）最低，低于弓形折流板方案。倾斜角相同但裁剪方案不同的两种１５°方案的性能也有明显差别，对称且螺距较大的扇形折流板方案（１５°ｓ）优于不对称且螺距较小的椭圆折流板方案（１５°ｅ）。椭圆折流板１５°ｅ方案的Ｋ、ｈｏ和Ｎｕｏ曲线都是最低的，而Δｐｏ和Ｅｕｚ，ｏ曲线位于中游；在以Δｐｏ为横坐标的图１０中，１５°ｅ方案的壳侧传热系数ｈｏ值基本上是最差的，在Ｒｅｚ，ｏ较大时才是弓形ｓｅｇ方案最差。由图１３和图１４中的曲线排列可知两者中的曲线位置是一致的；而将图１４与图１０的曲线排列次序的比较可知两者有较多的差别。由图１４可见，螺距相当的１５°ｓ方案与２０°ｄ方案相比，以Ｒｅｚ，ｏ＝４６００为分界线，在Ｒｅｚ，ｏ为较小值时，前者大于后者，反之则后者大于前者。试验结果表明，在试验范围内当量螺旋角（指与非连续折流板直径和螺距相同的连续螺旋折流板在外径处的倾斜角）越大则综合性能越好；在一定范围内存在着能够既使得传热系数提高，又能降低流动压降的优化倾斜角方案，但最佳倾斜角还有待进一步的试验研究。 陈亚平等在分析相邻折流板三角区的泄漏方向时曾指出折流板轴向搭接方案开启了通向下游的捷径，对绕行的主流不利［１０］，在随后进行的油－水试验时［１１］就已经初步表明被国内外众多专家［２－３，９］包括ＡＢＢ Ｌｕｍｍｕｓ公司推崇的轴向搭接方案的性能不如具有同样的倾斜角且折流板总数目较少的相邻折流板在外圈连接的非轴向搭接方案。本次试验的结果依然如此。由图可见，虽然在轴向Ｒｅｙｎｏｌｄｓ数较大的范围，轴向搭接方案（２０°ｄ）的传热系数ｈｏ稍高于非轴向搭接的２０°ｓ方案，但因其阻力比２０°ｓ方案高得多，故其综合指标明显低于２０°ｓ方案。因此，轴向搭接折流板方案不是合理的设计。 ４ 结 论 （１）本次试验采用了新搭建的高性能、高精度的换热器性能试验台，试验状态控制方便准确，参数达稳快，热平衡偏差在－２％～＋５％范围内。试验件采用壳体共用可更换管束芯体的结构方案，试验操作方便。 （２）采用轴向Ｒｅｙｎｏｌｄｓ数Ｒｅｚ，ｏ作为自变量来比较不同折流板方案，采用Ｎｕｏ／Ｅｕｚ，ｏ综合指标作为评价螺旋折流板换热器性能的指标，能较好地反映不同方案换热器的传热与流动综合指标。 （３）在油－水传热试验基础上，本次水－水传热试验再次表明：①当量螺旋角而不是倾斜角对传热性能起到决定作用；②在本次试验范围内倾斜角最大的２０°扇形折流板方案依然是最佳方案，其综合指标（ｈｏ／Δｐｏ）和（Ｎｕｏ／Ｅｕｚ，ｏ）的平均值与弓形折流板换热器方案相比分别提高６８．９％和提高６９．８％；③螺旋折流板换热器的相邻折流板采用轴向搭接方案是不合理的设计，在多消耗材料的同时，使综合指标低于非轴向搭接方案；④同样倾斜角的椭圆折流板方案的性能不如扇形折流板方案。 参考文献：略 |
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