盤彩美， 王文昊， 崔曉鈺， 王曉占，

（1.上海通用五菱汽車股份有限公司采購及供應鏈管理中心，柳州 545007；2.上海理工大學能源與動力工程學院，上海 200093）

同軸換熱器是套管換熱器的一種，與普通套管換熱器相比最大的不同是其內管為螺旋槽管，內外管之間存在接觸，對同軸換熱器的研究重點即為對螺旋槽管的換熱性能進行研究.螺旋槽管是一種具有雙面強化效果的管材，該管特殊的螺旋結構導致在汽液混合物中產生渦，渦的擾動減小了凝結膜的厚度，從而提高了換熱效率，降低了壁面溫度.

James等［1］和Witers等［2］以水為介質對單頭和多頭螺旋槽管內換熱進行了實驗研究.Vicente等［3］采用水和乙二醇為介質在較大的Pr范圍內實驗研究了管內湍流換熱的情況.Rozzi等［4］采用食物流體對螺旋槽管內的傳熱進行了實驗，證實在Re為800至過度區(qū)時管內強化效果較為明顯.Aly等［5］實驗研究了在靜止狀態(tài)下水蒸氣在豎直和水平螺旋槽內的凝結換熱，指出最大的強化系數(shù)分別為5和3.Zachár等［6］采用數(shù)值計算研究了盤旋狀態(tài)下單頭螺旋槽管內流動和傳熱.

在同軸換熱器內部一般采用處于盤旋狀態(tài)下的多頭螺旋槽管，本文采用的為6頭螺旋槽管.以上文獻研究的多為單頭螺旋槽管在直管狀態(tài)下的換熱和流動，對于6頭螺旋槽管在盤旋狀態(tài)下的換熱和流動研究的在現(xiàn)有的文獻中還很少能檢索到.本文采用實驗的方法對盤旋狀態(tài)下的螺旋槽管進行了管內摩擦阻力損失及同軸換熱器整體換熱性能進行了研究.

1 實驗介紹

圖1給出了實驗用試件實物圖，其中圖1（a）為盤旋狀態(tài)下的螺旋槽管，圖1（b）為同軸換熱器，其表面包裹有隔熱材料；圖2給出了螺旋槽管剖面圖，其中P代表螺距，e代表槽深，di代表管內徑.比率e／di，e／P及P／di在獲得傳熱和壓降關聯(lián)式時具有重要作用，因此這些比率可以看做螺旋槽管的重要參數(shù).表1給出了不同試件的主要參數(shù)、結構形式及在實驗中的作用，其中No.1和No.2結構唯一的不同是螺距，對此試件試驗比較了螺距對摩擦阻力系數(shù)的影響，對于No.3實驗研究了同軸換熱器整體換熱性能.

實驗系統(tǒng)如圖3所示，試件管測水由實驗臺供給，當試件為No.3時管外側水為自來水.冷水機組和電加熱器聯(lián)合工作，保證試件進口水溫為設定溫度，當需要提升試件進口水的溫度時開啟電熱器，電加熱器加熱功率由溫度模糊控制器，根據(jù)電加熱器出口水的溫度反饋信號控制.當需要降低試件進口水溫時，可以降低電加熱器功率，也可以開啟冷水機組進行快速降溫.安裝在板式換熱器和電加熱器之間的變頻泵有效降低了電加熱器的熱惰性，有利于更加精確地控制水的溫度.試件管內水的流量分別由電磁三通和變頻泵進行粗調節(jié)和細調節(jié).變頻泵、電磁三通以及電加熱器組形成了一個具有實際意義的虛擬水箱，該水箱對穩(wěn)定電加熱器出口水溫至關重要.

圖1 試件實物圖Fig.1 Real figure of specimen

圖2.結構示意圖Fig.2 Structure diagram of schematic

表1 試件結構及作用Tab.1 Structure and function of specimen

采用精度為±0.1℃的同康銅熱電偶測量試件進出口水溫和管道壁面溫度，所采集的溫度由配有20通道、精度為±0.1℃的Agilent 34970A采集并顯示.考慮到所采集溫度的精確性，在試件進出口位置熱電偶探頭設置在管道中間.在管道表面，由于螺旋槽管特殊的結構在螺旋槽的底處和頂部均設有熱電偶，兩者的平均溫度視為所在橫截面的平均壁面溫度.通過試件的流量由精度為0.25%的MFM1081K電磁質量流量計測量，殼側水的流量通過人工測重法獲取.流體通過試件的壓降由精度為0.025%的Rsemount 3051壓差變送器.

在實驗過程中水的溫度和水的流量為變量，保持試件進口水的溫度不變，改變水的流量.試件水的流量為分別設定為2，2.5，3，3.5，4及4.5m3／h，進口水溫分別設定為318，323及333K，Re為3×104～10×104.每組數(shù)據(jù)采集時都必須保證是經(jīng)過充分長時間后已經(jīng)穩(wěn)定的數(shù)據(jù).工況穩(wěn)定后熱平衡小于3%開始采集數(shù)據(jù).在本文實驗中總傳熱系數(shù)的最大不確定度為2.73%，摩擦阻力系數(shù)的最大不確定度為1.06%.

圖3 實驗系統(tǒng)示意圖Fig.3 Experiment system schemes

2 數(shù)據(jù)處理

換熱量的計算

根據(jù)傳熱方程式

傳熱系數(shù)

式中，Ai為橫截面積，m2；ΔTm為對數(shù)平均溫差，K.

式中，Ttin，Ttout為進出口壁面溫度，K.

摩擦阻力系數(shù)

式中，Δp為壓降，Pa；u為流速，m／s；L為管的總長度，m；ρ為密度，kg／m3；dhd為水力直徑，m.

3 結果與分析

3.1 壓降

f的實驗結果如圖4所示，由圖可知f隨著Re的增加逐漸減小，由于水溫變化引起的平均Pr的變化對f影響不明顯.當Re增大2倍時f降低至0.78倍.在Re和進口水溫相同時No.2的f要大于No.1，因此可見減小螺距f上升.忽略Pr變化對實驗結果的影響，基于經(jīng)驗關聯(lián)式［7］比較了相同狀況下盤旋螺旋槽管與螺旋管內f，結果如圖5所示.由圖可知相同Re下，螺旋槽管的f是光管f0的4.1～4.9倍，這是由于螺旋槽管特殊的結構導致管內流動較光管更加復雜，復雜的流動加劇了流體和流體之間以及流體和壁面之間的摩擦.

圖4 摩擦阻力系數(shù)隨Re的變化Fig.4 Changes of friction resistance coefficient with Re changes

圖5 盤旋螺旋槽管與螺旋光管摩擦阻力系數(shù)［8］比較Fig.5 Friction resistance coefficient comparison between hovering spiral groove tube with commen spiral pipe

3.2 換熱分析

圖6（見下頁）給出了外側流量不同時同軸換熱器對應的傳熱系數(shù)隨管內Re的變化.由圖可知總的ki隨管內Re的增加而增大，根據(jù)圖中趨勢線可以得出當外側流速uo＝1.04m／s時，ki的增加速度是管內Re的0.0 467倍.當外側流速vo＝1.04m／s時ki的增加速度較uo＝0.64m／s時要快，兩者之間的差距也逐漸增大，由此可見當Re較大時增大殼側水的流量對整體換熱性能的提升更有利.

圖6 同軸換熱器整體換熱性能Fig.6 Whole heat transfer performance of coaxial heat exchanger

3.3 流場分析

為了對同軸換熱器內外側流動了解得更加深入，采用耦合換熱的方式對所研究的同軸換熱器進行了數(shù)值模擬，采用非結構化網(wǎng)絡對其進行網(wǎng)格劃分，97%的網(wǎng)格歪斜率小于0.6，未出現(xiàn)歪斜率大于0.9的網(wǎng)格，整體網(wǎng)格質量較好.內管和外管壁面處理成耦合壁面，該耦合壁面為內管和外管公用壁面，管內外能量可以通過該公共壁面進行傳遞.以水為介質，采用realizable k－ε模型，基于同軸換熱器實際運行工況內管出口和外管出口均設置為壓力出口，壓力均為1 000Pa，進口采用速度進口，公共壁面設置為耦合壁面.圖7給出了管內和環(huán)形空間橫截面上的速度分布.由圖7（a）可知，流體在內管橫截面上形成偏心的渦流，流體具有自凹槽根部經(jīng)中心區(qū)域向另一側運動的情況，也就是說流體在管內發(fā)生了摻混.流體在盤旋螺旋管內總螺旋流動增大了流體與壁面及周圍流體的接觸時間，在一定的流速范圍內這將有利于提高管的換熱能力，但同時也增大了流體的壓降.流體在管內的摻混一方面能夠加快流體內部熱量的傳遞，有利于換熱；另一方面也增大了壓降.流體在管內形成偏心渦流的主要原因是離心力作用的結果.由圖7（b）可知，流體在環(huán)形空間內的流動也要受到離心力的作用，但是并沒有發(fā)生偏心流動，如圖7（b）所示，這主要是因為環(huán)形空間較小.在環(huán)形空間內，管壁附近的流體受螺旋槽道的引導作用發(fā)生了螺旋流動，該流動增大了流體與管壁及周圍流體的接觸，因此同樣在一定流速范圍內有利于強化換熱但也會增大壓降.

圖7 同軸換熱器管內外速度分布Fig.7 Velocity distribution of inside and outside of coaxial heat exchanger tube

圖8給出了同軸換熱器總的傳熱系數(shù)的實驗值與模擬值比較，由圖8可知模擬值隨Re的變化趨勢與實驗值相同，模擬值低于實驗值30%～40%，且差別隨著Re的增大而減小.模擬值之所以低于實驗值有以下原因：第一，模擬計算沒有考慮同軸換熱器進出口部分，而這些部分是同軸換熱器內換熱較為強烈的部分；第二，模擬修正了實際內管截面使之相對規(guī)則一些，但是這些修正減弱了壁面的擾動作用，降低了總的傳熱性能.綜上所述，模擬值低于實驗值是合理的，兩者之間的誤差是可以接受的，由此說明在模擬同軸換熱的過程中所采用的方法和模型是合理的.

圖8 同軸換熱器傳熱系數(shù)實驗值與模擬值比較Fig.8 Comparison between experimental results and simulation results of Coaxial heat exchanger heat transfer coefficient

4 結 論

在Re為3×104～10×104范圍內分別采用實驗方法對同軸換熱器和盤旋狀態(tài)下的螺旋槽管進行了流動和換熱研究.

a.摩擦阻力系數(shù)隨著Re的增大而減小.在相同Re下，盤旋狀態(tài)下螺旋槽管的f是光管螺旋管的3～3.5倍.

b.同軸換熱器總的ki隨管內Re的增大而增大，當Re較大時，提高殼側速度對換熱性能的提升更有利.

c.由于離心力的作用，在同軸換熱器的內管橫截面上發(fā)生了偏心的螺旋渦流，該渦流在一定的流速范圍內有利于強化傳熱但同時也將增大壓降.

［1］ Withers J G.Tube－side heat transfer and pressure drop for tubes having helical internal ridging with turbulent／transitional flow of single－phase fluid：partⅠsingle－h(huán)elix ridging［J］.Heat Transfer Engineering，1980，2（1）：48－58.

［2］ Withers J G.Tube－side heat transfer and pressure drop for tubes having helical internal ridging with turbulent／transitional flow of single－phase fluid，partⅡMultiplehelix ridging［J］.Heat Transfer Engineering，1980，2（2）：43－50.

［3］ Vicente P G，Garc A，Viedma A.Experimental investigation on heat transfer and frictional characteristics of spirally corrugated tubes in turbulent flow at different Prandtl numbers［J］.International Journal of Heat and Mass Transfer，2004，47（4）：671－681.

［4］ Rozzi S，Massini R，Paciello G，et al.Heat treatment of fluid foods in a shell and tube heat exchanger：comparison between smooth and helically corrugated wall tubes［J］.Journal of Food Engineering，2007，79（1）：249－254.

［5］ Aly N H，Bedrose S D.Enhanced film condensation of steam on spirally fluted tubes［J］.Desalination，1995，10（3）：295－307.

［6］ Zach’a r A.Analysis of coiled－tube heat exchangers to improve heat transfer rate with spirally corrugated wall［J］.International Journal of Heat and Mass Transfer，2010，53（19／20）：3928－3939.

［7］ Rogers G F C，Mayhew Y R.Heat transfer and pressure loss in helically coiled tubes with turbulent flow［J］.International Journal of Heat and Mass Transfer，1964，7（11）：1207－1216.

［8］ 顧維藻，神家銳.強化傳熱［M］.北京：科學出版社，1990.