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三分螺旋折流板换热器壳侧换热系数的关联式点击：2053 日期：[ 2014-04-26 21:57:54 ] |
| 三分螺旋折流板换热器壳侧换热系数的关联式 李彦晴 陈亚平 刘化瑾 王伟晗 周 兵 (东南大学能源与环境学院,南京210096) 摘要：对三分螺旋折流板换热器和对比方案弓形折流板换热器的传热和压降性能进行实验测试,其中,三分螺旋折流板换热器包括倾斜角分别为10°,15°,20°的扇形折流板,倾斜角为15°的椭圆折流板和倾斜角为20°的扇形搭接折流板5种方案.实验结果表明,20°倾斜角扇形折流板方案的壳侧换热系数最高且压降较低;折流板轴向搭接方案并不合理;当量螺旋角对换热器的性能起决定作用.根据实验数据拟合出含有倾斜角修正因子的三分螺旋折流板换热器壳侧换热系数的关联式,所计算的10°,15°和20°扇形折流板方案的数值与实验值相比误差大多小于±10%. 关键词:螺旋折流板换热器;三分螺旋折流板;倾斜角;当量螺旋角;性能实验 中图分类号: TK124 文献标志码: A 文章编号:1001-0505(2010)01-0149-05 由于传统弓形折流板管壳式换热器存在流动死区、传热系数较低、流动压降较大、容易产生诱导振动等缺点, Lutcha等发明了一种新型管束支撑方案[1]———1/4螺旋折流板换热器.理论与实验研究[2-9]基本确认了此类螺旋折流板换热器具有较高的传热系数,可消除壳程流动死区,降低壳程流动压力损失,有效抑制污垢的形成,以及抑制管束的振动破坏等优良性能. 1/4螺旋折流板方案比较适合于正方形排列布管的方案,但是管壳式换热器中大量使用的是最为紧凑的正三角形排列布置的管束,而在倾斜的1/4扇形折流板上进行正三角形排列布管时由于折流板形状与布管区域不匹配,因而设计和加工制造比较困难,影响了此类换热器的普及应用.针对这一缺陷文献[10-11]提出了三分螺旋折流板管壳式换热器方案,将圆筒截面分成三等分,每块折流板的投影占据120°夹角,折流板的2条直边可布置在正三角形排列管束的相邻管排之间.确定两侧换热系数是换热器传热设计的重要内容.管内侧对流换热系数采用经典的DittuBoelter公式已被广泛认同,而壳侧换热系数的计算对于弓形折流板式换热器有科恩(Kern)、多诺霍(Donohue)等方法[12];而对于螺旋折流板换热器相关的讨论还不多,本文根据实验数据拟合出相应的壳侧换热系数关联式. 1 试验装置 实验系统流程见图1,实验时以质量分数20%的乙二醇水溶液为加热流体(走管程),导热油为冷却流体(走壳程).油在试验件中被加热后引入板翅式换热器由风洞冷却,通过变频器调节风机流量来控制进油温度.主要测量仪器及设备有:质量流量计、铂电阻温度计、差压变送器和安捷伦公司生产的34970A数据采集仪,并以美国NI公司的LABVIEW软件平台编制程序实施操作,测量数据每10s巡读一遍.图2为现场布置示意图. 三分螺旋折流板和弓形折流板管壳式换热器管束及折流板的布置见图3.三分螺旋折流板换热器布管方案有分区布管(见图3(a))和折流板周向重叠布管(见图3(b))2种.前者的优点是可以利用相邻分隔区域之间的间隔在两端封头中布置分隔板,形成比偶数管程更接近逆流传热的三管程管内流动;后者的优点是相邻折流板的2条直边周向重叠穿过同一排管子,不仅解决了在整体均匀排列管束条件下的折流板对称布置问题,而且提高了管束的刚性,并可减少相邻折流板形成的三角区的逆向泄漏.换热器管束布置图见图3(c),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. 试验件换热器的壳体为公用,芯子可更换,管程和壳程都是单程,逆流布置.换热器壳体内径126mm,管子10mm×1mm×1 196mm,折流板外径123mm,相邻管子中心距为15mm.在70和60℃的进水温度与40和30℃的进油温度下进行正交排列试验.试验时热水侧(20%的乙二醇水溶液)阀门开度不调节,保持相对恒定的流量,以维持管内侧换热系数基本不变. 螺旋折流板按照裁剪方法可分为椭圆和扇形2种[11].分别对10°,15°,20°倾斜角的扇形、20°倾斜角的扇形搭接、15°倾斜角的椭圆三分螺旋折流板换热器及弓形折流板换热器共6种方案进行实验及性能对比. 2 试验结果及分析 2·1 实验数据 实验测试采集的数据主要是两侧流体的质量流量、体积流量、进出口温度和压差.根据得到的冷热流体两侧换热量Q1,Q2和逆流对数平均温差Δtm,求得总体传热系数K为 式中,di和do分别为管子的内径与外径;λw和λ分别为乙二醇水溶液和管子材料的导热系数.由于是新换热器,可不计污垢热阻,只需扣除管壁热阻而由于hw ho,由此求得的壳侧的换热系数ho值精度较高. 在热水(20%乙二醇水溶液)进口温度t,i w为70℃、导热油进口温度t,i o为30℃的条件下,按照所用螺旋折流板的不同对6种实验方案(方案1为弓形折流板,方案2为10°倾斜角扇形折流板,方案为15°倾斜角椭圆折流板,方案4为15°倾斜角扇形折流板,方案5为20°倾斜角扇形搭接折流板方案6为20°倾斜角扇形折流板)进行实验.图4分别显示了6种方案的总体传热系数K、壳侧换热系数ho、壳侧压降Δpo和ho/Δpo1/3指标随壳侧油流量Go的变化关系,其中,壳侧压差po等于油侧压差减去进出口接管段的局部阻力损失由图4可见,在实验范围内方案6的性能最好,它不仅阻力较低,而且无论是换热系数值还是综合性能指标值都比较高,其综合性能指标hoΔpo1/3比方案1的数值平均高约26%;而方案2的换热系数较低且压降较高,其综合性能指标值在某些条件下甚至不如方案1,这证实了在一定范围内螺旋折流板换热器的倾斜角增大时换热系数随之增大,阻力降低,ho/Δpo1/3指标增大的观点.结果显示,方案5与方案6相比,无论是换热系数值还是 综合性能指标值都有所降低,由此证实了轴向搭接方案并不合理的观点[10]. 2·2 当量螺旋角 从方案5与螺距相仿的方案4的性能大致相当,以及相同倾斜角的方案4比螺距较小的方案3的性能更好的实验结果可以看出,对换热器的性能起决定作用的不是倾斜角而是相对螺距.由此提出当量螺旋角的概念. 大多数文献将螺旋角等同于倾斜角,螺旋角原本是根据连续螺旋体而定义的,倾斜角是针对非连续螺旋折流板的.从描述流体的螺旋流动总趋势的角度,定义非连续螺旋折流板换热器的当量螺旋角α为:在相同螺距下连续螺旋折流板外径处的倾斜角度,即 式中,Hs为螺旋折流板螺距;D为折流板外径.由于倾斜角β等于α的非连续螺旋折流板方案在相邻折流板外径连续相接的条件下,其螺距较螺旋角为α的连续螺旋折流板的螺距小,故非连续螺旋折流板的当量螺旋角α小于其倾斜角β.式(4)也可用于计算相邻折流板轴向搭接后的当量螺旋角.采用搭接方案后,由于螺距减小,其当量螺旋角也将变小.由于实验结果表明,椭圆折流板方案和折流板轴向搭接方案都不如相同倾斜角下轴向不搭接的扇形折流板方案,因此以下讨论中将此两者摒弃,不予考虑.因而对于三分或1/4扇形折流板方案,倾斜角与当量螺旋角就是一一对应的.试验件的当量螺旋角等结构参数见表1. 国内外有许多文献讨论了倾斜角(大多称为螺旋角,但实际是指倾斜角)大小的影响[1-8,13-14],主流观点认为以单位压降的壳侧换热系数为指标所确定的最佳倾斜角约为40°左右[1-3,8]. 2·3 壳侧对流换热系数 弓形折流板管壳式换热器壳侧的特征长度有多种选取方式[12,15],根据螺旋折流板管壳式换热器壳侧的流动属于横掠管束的特点,特征长度取为管子外径do. 无相变时壳程湍流换热系数的计算主要有Donohue方法、Kern方法和Bell方法等[12],Dono-hue方法表达式为 式中,Sc为热交换器中心线或距中心线最近的管排上最小流道面积;Sb为折流板圆缺部分的流道面积.将弓形折流板换热器方案壳侧Nu数实验值与Donohue方法计算值进行对比,见图5,其中Nuexp表示实验值,NuD表示Donohue方法计算值. 式中,Ds为壳体内径;n为折流板对称线处的管子数目;特征长度采用管子外径do.由图6可见,按式(7)的计算值与实验值误差大多在±10%以内,符合工程精度的要求.同时式(7)的形式为如三分折流板还是1/4折流板、周向重叠程度、管束正三角形排列还是正方形排列、间隙泄漏的影响等的修正提供了基础. 3 结论 1)三分螺旋折流板换热器比1/4螺旋折流板换热器更适合于正三角形布管排列的场合.从管内走换热系数较高的热流体(20%乙二醇水溶液)和壳侧走换热系数较低的冷流体(导热油)的实验方式能够较准确地获得壳侧换热系数的实验值,从而为拟合较准确的壳侧换热系数公式奠定基础. 2)实验数据表明,当量螺旋角可作为描述非连续螺旋折流板内流体总体运动状态的指标.在一定范围内,相对螺距较大即当量螺旋角较大的方案,其换热性能较高,阻力较小;轴向搭接减小了螺距和当量螺旋角,因而其性能不如相同倾斜角的不搭接方案;在相同的倾斜角下,扇形折流板方案的当量螺旋角比螺距较小的椭圆折流板方案的大,其性能亦明显优于后者. 3)螺旋折流板管壳式换热器壳侧的特征长度采用管子外径.根据实验数据拟合出的考虑了最佳倾斜角因素的螺旋折流板换热器壳侧换热系数的关联式的计算值与实验值误差大多在±10%以内. 参考文献：略 |
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