海水换热器
空气换热器
新闻动态
连续肋管壳式换热器传热与阻力特性实验研究点击：2307 日期：[ 2014-04-26 21:14:04 ] |
| 连续肋管壳式换热器传热与阻力特性实验研究 朱实强，林志敏，陆潇潇，姚玉换，王良璧 （兰州交通大学机电工程学院，甘肃兰州 ７３００７０） 摘要：管壳式换热器在石油、化工、动力、医药、冶金、制冷、轻工等行业的应用非常普遍．采用实验方法研究了连续肋管壳式换热器的传热和阻力特性．实验介质管侧为水，壳侧为机油．测试了不同机油流量下换热器壳侧的平均努塞尔数和阻力系数．拟合出了所测参数范围内的传热和阻力关联式．为连续肋管壳式换热器的应用提供了参考依据． 关键词：连续肋；管壳式换热器；强化传热 中图分类号： ＴＫ１２４；Ｕ２６２．２４＋５ 文献标志码： Ａ 文章编号：１００４－０３６６（２０１１）０４－００７５－０５ 管壳式换热器以其生产成本低、选材范围广、清洗方便、适应性强、处理量大、工作可靠、能适应高温高压等一系列优点，在石油、化工、动力、医药、冶金、制冷、轻工等行业的应用非常普遍，约占换热器总量的７０％［１－３］． 内燃机车柴油机润滑系统所用机油热交换器多为管壳式换热器．机油热交换器是内燃机车柴油机润滑系统的重要零部件之一．热交换器工作是否正常，直接关系到机车能否安全运行．对机油热交换器的要求是换热效率高、体积小、阻力小．这就要求必须对换热器的传热与流动性能进行强化．一种新型的强化传热的管壳式换热器如图１所示．这种换热器冷却水在管内流动，机油由筒体侧面进入壳侧，在管外沿折流板迂回流动，横向冲刷涡发生器式肋片管束，通过铜管壁和肋片进行热量交换，使高温的机油得到冷却．由于其在增强换热的同时，阻力增加较小，因而非常适合应用于内燃机车柴油机冷却系统． 其主要由盖（Ⅰ）装配、筒体装配、盖（Ⅱ）装配、芯体装配以及连续肋片等零部件组成．换热器筒体是内径为３３０ｍｍ的圆筒形结构，两端分别通过法兰与端盖（封头）连接，筒体一侧焊有带法兰的进、出油管道．换热管为铜管，共有１８７根，呈错排布置．换热器管板一端固定，另一端可以自由伸缩，用以补偿受热膨胀时铜管与筒体的不同伸缩量．两管板之间左右交叉排列１３块弓形折流板，用来造成机油的多次流程，以增加传热效果，并作为铜管的支撑．中间区域板间距为５７．５ｍｍ，机油进、出口区域折流板与管板间距为１６０ｍｍ． 由芯体装配可以看出，这种换热器在相邻的两个折流板间的壳侧流道的换热管外套装了４组涡发生器式连续肋片，其中两组为３Ｐ型肋片，两组为４Ｐ型肋片．这种肋片是在肋片上加工出纵向涡发生器来强化壳侧换热性能．涡发生器安装在圆管的侧后方，涡发生器与肋片垂直．工业中常采用在基板上冲孔和冲压的手段来形成涡发生器．管束横向节距Ｓ１＝２３ｍｍ，纵向节距Ｓ２＝１５．５ｍｍ，管子外径ｄｏ＝１０ｍｍ，翅片间距ｔｐ＝２．３０ｍｍ．带曲面纵向涡发生器（ＷＶＧ）的圆管换热肋片结构如图２所示． 流体横向冲刷涡发生器式肋片管束的流动状况相当复杂，取决于肋片管束中的三维流动特征和扰流过程中发生的流动分离现象．肋片管束这种管外扰流的复杂组合结构决定了其换热与流动参数、流体热物理性质以及管束一系列集合参数有关［４］．我们建立了换热器综合性能实验台，对这种新型管壳式换热器壳侧的传热和阻力特性进行实验研究，并得到了壳侧平均努塞尔数Ｎｕ和阻力系数ｆ与壳侧雷诺数Ｒｅ的实验关联式． １ 实验部分 １．１ 实验系统流程 为了满足流体温度和流量的调节需要及较准确地测试各有关参数，实验装置及系统流程见图３．实验系统主要由３部分组成：机油系统、水系统以及冷却塔回路系统． （１）机油系统由油泵组、油加热设备、油温调节装置、油量调节装置、油量测量装置、膨胀油箱、油箱、管路及控制系统等组成． （２）水系统由水泵组、水量调节装置、水温调节装置、水流量测量装置、水箱、管路等组成． （３）冷却塔回路由冷却塔、水泵组、水量调节装置、冷却塔回路水箱、管路等组成． １．２ 主要测试仪表和设备 （１）测温：标准温度计，分度为０．１℃；温度测量范围为０～５０℃和０～１００℃． （２）测压：水进出口压力表精度０．４级，量程０．４ＭＰａ；机油进出口压力表精度０．２５级，量程１ＭＰａ． （３）流量计：水流量和油流量分别由ＬＷ－１００型和ＬＷ－８０型涡轮流量计测量． １－管壳式换热器；２－冷却水泵；３－水箱；４－水泵；５－冷却塔；６－冷却塔回路水箱；７、８－流量计；９－主油泵；１０－小油泵；１１－油过滤器；１２、１７－油箱；１３、１６－调功加热器；１４－膨胀油箱；１５－排气装置；１８、１９、２０、２１、２２－压力表；２３、２４、２５、２６－温度计；２７、２８、２９、３０、３１、３３、３５、３６－冷却水侧阀门；３２－补水阀；３４－放水阀；３７、３８、３９、４０、４１、４２、４３、４４、４５、４６、４７、４８、４９－机油侧阀门． １．３ 实验方法 实验时将换热器的水流速、进水温度及进油温度固定在规定值，取６个不同的油流量进行实验，当油、水流量和温度稳定后，同时采点，测定并记录有关数据．实验主要测量３个物理量，即流量、温度、压差．将这３个物理量采集到计算机后，用ＥＸＣＥＬ软件实时进行运算，并判断热平衡．若热平衡满足要求，则计算出各种所需的参数，并将采集和计算的数据保存．改变换热器的工况，稳定后再记录数据，如此重复，直到所有工况实验完毕． ２ 数据处理 ２．１ 数据处理方法 首先应用热平衡法求出换热器总传热系数，再运用经典的Ｄｉｔｔｕｓ－Ｂｏｅｌｔｅｒ关联式计算出管侧传热系数，然后用总传热系数公式将壳侧传热系数分离出来，同时利用换热器进出口压降计算阻力系数，并将壳侧平均努塞尔数及阻力系数整理为关于雷诺数的关系式，这样整理出来的结果具有更大的通用性． 壳侧平均努塞尔数Ｎｕｏ由壳侧平均对流换热系数ｈｏ计算得来，而ｈｏ由换热器总传热系数公式确定［５］．总传热系数Ｋ的表达式为 Ｋ＝１／［Ｆｏ／（Ｆｗｈｗ）＋Ｒｍ＋１／（ｈ０η０）］，（１）其中Ｆｏ为壳侧散热面积，Ｆｗ为管侧散热面积，ｈｗ为管侧平均对流换热系数，Ｒｍ为管壁热阻，ηｏ为肋片总效率．而Ｆｏ＝Ｆ１＋Ｆ２，Ｒｍ＝δＦｏ／（λＦｗ），ηｏ＝１－（１－ηｆ）Ｆ２／Ｆｏ．Ｆ１为管外表面积，Ｆ２为肋片面积，δ为管子壁厚，λ为管子导热系数，ηｆ为肋片效率． ２．２ 结果与分析 将实验结果以总传热系数对壳侧机油的流量作图（见图４），以比较不同Ｐｒ数时换热器的传热性能．图４中Ｐｒ＝６９５．６４的曲线是在水流量为１００ｍ３／ｈ时所得到的，而其他两条曲线是在水流量为５０ｍ３／ｈ时测得的，所以其传热系数比后两种情况下要大． 从图４中可以看出，随着流量增加，不同Ｐｒ时总传热系数都增加，但增加的幅度不同，这说明Ｐｒ对流体的传热性能有影响． 为比较不同Ｐｒ时换热器壳侧的阻力性能，壳侧压降随流量的变化关系如图５所示． 因为流体温度越低，黏度越大，相应的Ｐｒ也越大，造成相同流量下流动阻力增加，Ｐｒ大的流体压降大．随流量的增加，壳侧压降呈增大趋势，而且Ｐｒ愈大，增加愈快． 不同Ｐｒ时，壳侧阻力系数ｆ与Ｒｅｏ数的关系曲线如图７所示．从图７中可看出，在不同Ｐｒ下，ｆ都随Ｒｅｏ的增加而减小，并且３条曲线的数据点可以拟合成一条曲线，这说明流体阻力系数的变化受Ｐｒ数的影响很小． 为给管壳式换热器的工业应用或进一步研究提供参考，常常将Ｎｕ数和阻力系数ｆ与雷诺数Ｒｅ的关系整理成乘幂形式［８］，在上术述实验研究的雷诺数范围内，运用多元线性回归的方法，对实验数据进行回归分析，得到换热器壳侧努塞尔数Ｎｕｏ和阻力系数ｆ的实验关联式如下： 式（１２）回归时的相关系数为０．９９５ ５７３，式（１３）回归时的相关系数为０．９９４ ７１９． ３·结论 管壳式换热器以其对压力、温度、介质的适应性、耐用性及经济性，在换热设备中仍处于主导地位．通过对连续肋片管壳式换热器的传热与阻力特性进行实验研究，得到了不同工况下壳侧平均努塞尔数Ｎｕｏ和阻力系数ｆ的变化规律，实验结果初步表明，Ｐｒ数的变化对壳侧流体的平均传热系数有显著影响，而对阻力系数影响不大． 参考文献： ［１］董舒民，姜德林．管壳式换热器壳侧强化传热技术的研究进展［Ｊ］．广州化工，２００６，３４（３）：８０－８１． ［２］王玉琴，宋天民，张国福，等．螺旋折流板管壳式换热器壳程传热性能及压降的研究［Ｊ］．节能技术，２００８，２６（６）：５０２－５１３． ［３］董其伍，刘敏珊，苏立建．管壳式换热器研究进展［Ｊ］．内蒙古石油化工，２００６，１（１）：１－４． ［４］林宗虎，汪军，李瑞阳，等．强化传热技术［Ｍ］．北京：化学工业出版社，２００７． ［５］Wang L B，Yang L F，Lin Z M，eta 1.Comparisons of Perform-ances of a Flat Tube Bank Fin Model Mounted Oortex Genera－tors and the Real Heat Exchanger[J].Experimental Heat Transfer，2009，22：198－215． ［６］杨世铭，陶文铨．传热学［Ｍ］．第３版．北京：高等教育出版社，１９９８． ［７］陈玉英，宋克伟，王良璧，等．带曲面涡产生器的管片式换热器阻力特性实验研究［Ｊ］．兰州交通大学学报，２００７，２６（４）：３２－３５． ［８］谢公南，彭波涛，陈秋炀，等．管壳式换热器壳侧传热与阻力性能的实验研究与预测［Ｊ］．中国电机工程学报，２００６，２６（２１）：１０４－１０８． ［９］武祥，王良壁，林志敏，等．过程参数描述的等热流平板间层流对流换热特性［Ｊ］．甘肃科学学报，２０１１，２３（３）：８１－８６． |
| 上一篇：管壳式换热器升级换代 | 下一篇：浅析重叠式换热器壳体和鞍座的校核设计 |