內置開孔螺旋葉片轉子換熱管強化傳熱實驗

何長江，關昌峰，張震，何立臣，閻華，楊衛民

（北京化工大學機電工程學院，北京100029）

換熱器作為冷熱流體熱交換設備，廣泛應用于石油、化工等領域，其換熱效率的好壞直接決定著企業的經濟效益。內插件是換熱器應用較廣泛的一種強化傳熱技術，其安裝于換熱管中，對管內流體進行作用，提高其湍動程度，降低邊界層厚度，提高強化傳熱效果。目前對于內插件的研究主要集中在對其原有結構的改進上，以期能夠達到降低阻力，增強換熱效果的目的。Bhuiya 等[1]針對開孔螺旋扭帶的強化傳熱及阻力特性進行了實驗研究，并且對比分析了扭帶開孔率（圓孔面積總和與扭帶單側表面積的比值）對其強化傳熱及阻力性能的影響規律，研究結果表明：扭帶開孔率對其強化傳熱性能的影響不是很有規律，并且開孔率為4.5%的扭帶的強化傳熱綜合性能最佳。Thianponga 等[2]對不同的開孔與兩側開翼片組合的扭帶的傳熱特性和壓降阻力特性進行了實驗研究，結果表明，組合紐帶的傳熱特性和壓降阻力特性都有一定的提高。

組合轉子裝置是一種新型的內插件技術，前人對其做了很多富有成效的研究。張震等[3-7]采用實驗及模擬手段研究分析了組合轉子的幾何參數、轉子間距、左右旋向組合方式等對其強化換熱性能的影響。姜鵬等[8-9]分析了相間內插螺旋開槽轉子與低流阻轉子不同數目，以及不同導程的轉子對強化傳熱效果的影響。彭威等[10-11]采用實驗手段研究了螺旋葉片和開槽螺旋葉片兩種結構組合轉子以及間隔開槽螺旋葉片轉子的綜合傳熱性能。然而目前研究主要集中在轉子不同組合以及結構對強化傳熱性能的影響，葉片開孔對轉子強化傳熱性能的影響未見報道。對不同開孔轉子強化傳熱規律的研究有助于進一步優化轉子結構，對提高轉子的強化傳熱性能有很好的指導意義。因此，本文分別選取孔徑比S 為0、0.25、0.375 的螺旋葉片轉子，研究葉片表面開孔對強化傳熱性能的影響規律。

1 實驗部分

1.1 實驗裝置

組合轉子強化傳熱性能實驗裝置如圖1 所示，該實驗裝置是由冷熱媒系統、換熱實驗段及測量控制系統組成，實驗數據由計算機采集。換熱實驗管段為內外管材均為不銹鋼的套管結構形式，由尺寸為φ57mm×3.5mm 的外管及尺寸為φ25mm×0.5mm的內管組成，換熱管有效長度為2m。殼程的熱媒與管程的冷媒采用逆流換熱的方式，實驗管段、連接管線及水箱均采用低氯巖棉材料保溫。

實驗中殼程為熱水，管程為質量分數為70%的甘油水溶液，殼程流量為3.5m3/h，管程流量在1.8～4m3/h 范圍變化，變化幅度為0.2m3/h，分別通過電加熱器和制冷機控制熱媒溫度為56℃、冷媒溫度為30℃，對轉子傳熱和阻力特性進行測量。

1.2 實驗對象

圖1 實驗設備

圖2 內置轉子換熱管結構示意

實驗采用的組合轉子裝置如圖2 所示，其主要由轉子、轉軸、掛件和限位件等幾部分組成。若干穿裝于轉軸上的轉子被限位件分組以及固定，起到支撐以及固定作用的掛件將穿裝轉子的轉軸固定于換熱管的兩端。轉子在水流的沖擊下轉動，擾流管內流體，起到強化傳熱以及防垢的作用。

本實驗用轉子如圖3 所示，轉子軸向長度為27.5mm，葉片外徑為22mm，兩葉片對稱地沿空心軸螺旋排布，葉片導程為200mm。定義孔徑比S 為轉子葉片開孔直徑與換熱管內半徑的比值，選取S為0、0.25、0.375 的轉子進行實驗研究。

圖3 實驗用轉子

1.3 數據處理

1.3.1 傳熱計算

實驗段管程殼程的冷熱媒流體達到穩定時，管內冷媒的吸熱量以及管外熱媒的放熱量可表示為式（1）、式（2）。

式（1）和式（2）中 ipc , 、0,pc 分別為甘油水溶液和熱水的定壓比熱容；1t 、2t 為管程進出口溫度；1T 、2T 為殼程進出口溫度；cM 、hM 分別為管程以及殼程的質量流量；hQ 為殼程流體放熱量；cQ 管程流體吸熱量。

進行數據處理時，本實驗采用冷熱流體的平均換熱量aveQ 作為換熱過程的傳熱量，見式（3）[12]。

同時，為檢測管程以及殼程換熱過程的平衡性，管程、殼程的換熱量還應滿足式（4）。

冷熱流體對流換熱過程總傳熱系數K 為式（5）。

式中，Ao為換熱器的換熱面積。

冷熱流體進出口溫度的對數平均溫差 mTΔ 計算如式（6）。

運用威爾遜圖解法從總換熱系數K 分離得到管程對流換熱系數hi，見式（7）。

式中，λi為導熱系數；de為換熱管內徑。

1.3.2 阻力系數的計算

換熱管管程阻力系數f 可以通過式（8）計算得到。

式中，de為管程當量直徑；u 為管程流體流速；ρ 為管程流體密度；Δp 為管程進出口壓差；l 為換熱管長度。

2 實驗結果及分析

2.1 不確定度分析

實驗中推導所得的間接量φ的不確定度由式（9）確定。

式中，ix 為實驗直接測量值。溫度T 的不確定度為1%，流量M 的不確定度為1.1%，壓差Δp 的不確定度為1.44%，因此換熱量的不確定度為1.487%，傳熱系數K 的不確定度為1.792%，Nu 的不確定度為1.996%，阻力系數的不確定度為2.63%。

2.2 光管實驗驗證

為驗證實驗裝置的準確性，對光管進行了傳熱以及阻力實驗，并將實驗得到的努塞爾數Nu 以及阻力系數f 分別與相同雷諾數條件下的Gnielinski[13]經驗公式以及Petukhov[14]經驗公式計算結果進行比較。結果如圖4、圖5 所示，在實驗雷諾數范圍內，努塞爾數Nu 的實驗值與經驗值的偏差 在-7.81%～6.49%；阻力系數f 的實驗值與經驗值的偏差在-7.11%～0.17%。

其中Gnielinski 經驗公式為式（10）。

Petukhov 經驗公式為式（11）。

2.3 傳熱對比結果與分析

內置3 種不同轉子換熱管以及光管的努塞爾數隨雷諾數的變化如圖6 所示。對于光管以及裝有轉子的換熱管而言，隨著雷諾數的增加，管內流體的湍動程度增加，增強了管壁流體與中心流體的互換作用，從而使努塞爾數相應的提升。內置S=0 螺旋葉片轉子換熱管的努塞爾數較同一雷諾數下光管的努塞爾數高出3 倍左右，說明組合轉子增強了換熱管內流體的切向以及徑向速度，并且強化了管壁處流體與中心流體間的質量及熱量交換。

圖4 光管Nu 測量值與經驗公式對比

圖5 光管f 測量值與經驗公式對比圖

而對于內置孔徑比S 為0、0.25、0.375 轉子換熱管而言，內置S=0.375 螺旋葉片轉子換熱管努塞爾數比內置S=0 以及S=0.25 螺旋葉片轉子換熱管的努塞爾數分別高出9.5%和21%左右。分析其原因，大孔螺旋葉片轉子轉動時，不僅提高流體縱向旋轉流動，還額外增加了橫向流動，增強換熱管內流體的紊流程度，減薄流體邊界層，強化了對流換熱過程。而小孔并未對螺旋葉片轉子的強化傳熱性能起到積極的影響，分析原因為，由于孔徑較小，液體切向流過小孔時，還未來得及改變方向就已經通過小孔，不能產生有效的橫向流；而且液體充滿小孔的體積，使用于換熱的液體體積變少，故其傳熱性能有所降低。

2.4 阻力對比結果與分析

圖6 組合轉子以及光管的Nu 數

圖7 組合轉子以及光管的阻力系數

內置3 種不同轉子換熱管以及光管的阻力系數變化曲線如圖7 所示。由圖7 可得，內置S=0 螺旋葉片轉子換熱管的阻力系數是光管的2 倍左右，分析其原因，加裝轉子減小了換熱管的流通面積，并且流體推動轉子轉動消耗了流體的能量，從而使加裝轉子換熱管阻力變大。

而對于轉子換熱管而言，內置S=0.375 螺旋葉片轉子換熱管的阻力系數比其他兩種轉子管高出9%左右。內置S=0.25 螺旋葉片轉子換熱管的阻力系數與內置S=0 螺旋葉片換熱管的阻力系數相當。分析其原因，開大孔后，轉子的擾動增加了液體橫向流動，使液體的流動路徑增加；并且大孔對流過轉子葉片的流體起到切斷再混合的作用，產生一定的漩渦，從而使內置S=0.375 轉子換熱管的阻力系數較大。而小孔轉子，未能使液體產生有效的橫向流，故其與內置未開孔轉子換熱管的阻力系數相當。

2.5 組合轉子綜合性能評價因子

為了綜合評價內置轉子換熱管的綜合強化傳熱性能，引入工程上普遍使用的綜合評價因子PEC，其計算式為式（12），式中Nu 和f 為裝有組合轉子換熱管的努塞爾數和阻力系數，Nu0和f0為光管的努塞爾數和阻力系數[15]。

圖8 為內置3 種不同轉子換熱管的綜合評價指標（PEC）曲線圖。由圖8 可以看出，內置3 種不同轉子換熱管的PEC 都大于1.5，說明3 種轉子都具有強化傳熱效果，內置S=0.375 螺旋葉片轉子換熱管的PEC 最大，內置S=0 螺旋葉片轉子換熱管的PEC 次之，而內置S=0.25 螺旋葉片轉子換熱管的PEC 最差。因此綜合考慮傳熱以及阻力兩方面因素，轉子開有大孔對其綜合性能是有益的，而開孔尺寸較小時反而會減弱轉子的強化傳熱綜合性能。

圖8 組合轉子以及光管綜合性能

3 結 論

以60%的甘油水溶液為管程介質，在雷諾數范圍為1600～3000 下對換熱管內置S 為0、0.25 及0.375 螺旋葉片轉子強化傳熱性能與阻力特性進行了實驗研究，結果表明。

（1）內置S=0.375 螺旋葉片轉子換熱管努賽爾數比內置S=0 以及S=0.25 螺旋葉片轉子換熱管的努塞爾數分別高出9.5%和21%左右，阻力系數高出9%左右；而內置S=0 以及S=0.25 螺旋葉片轉子換熱管的阻力系數相當。

（2）內置S=0.375 螺旋葉片轉子換熱管的PEC最大，內置S=0 螺旋葉片轉子換熱管的PEC 次之，而內置S=0.25 螺旋葉片轉子換熱管的PEC 最差，說明轉子開有大孔對其綜合性能是有益的，而開孔尺寸較小時反而會減弱轉子的強化傳熱綜合性能。

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