臥式螺旋管內流動沸騰傳熱惡化特性及其判斷準則

冀翠蓮 韓吉田 陳常念 劉曉鵬

(1 山東大學能源與動力工程學院，濟南250061)

(2 山東城市建設職業學院市政與環境工程系，濟南250103)

隨著螺旋管式換熱器在工業領域的廣泛應用，螺旋管內的流動沸騰傳熱惡化也成為關注的重點.在換熱設備運行過程中，在控制熱流條件下極小的加熱壁面熱流密度增加即會導致壁面溫度的大幅上升或者在控制壁溫條件下極小的加熱壁面溫度增加會導致熱流密度的大幅下降，而這2 種情況極易導致換熱設備燒毀.一些學者對臥式螺旋管內流動沸騰換熱特性進行了研究，并提出了預測關聯式或計算模型［1-6］.郭烈錦等［7］對臥式螺旋管內流動沸騰傳熱惡化產生的條件和機理進行分析，并提出了不同質量流速范圍內的臨界熱負荷計算式.Chen 等［8］以R134a 為介質對臥式螺旋管流動沸騰傳熱特性進行了實驗研究，指出當發生傳熱惡化時壁溫會急劇增加，且前側和后側壁溫均大于其他兩側.Crain 等［9］對立式螺旋管流動沸騰傳熱特性進行了實驗研究，結果表明:同一截面的上下兩側傳熱惡化最先發生，外側次之，而內側一直保持較高的傳熱水平，二次流的存在有助于內側液膜的穩定性.文獻［10］也得到了類似的結論.Cumo 等［11］以R12 為工質對立式螺旋管和相同管徑直管的干涸特性進行了實驗研究，得出螺旋管內臨界熱流密度高于直管，且傳熱惡化發生時壁溫飛升幅度較直管小的規律.

目前對臥式螺旋管內流動沸騰傳熱惡化特性和機理的研究尚不夠深入，也缺乏明確的預測模型.因此，本文在較寬干度范圍內對臥式螺旋管內流動沸騰傳熱特性進行實驗研究，分析螺旋管內不同截面的壁溫飛升情況，并建立流動沸騰傳熱惡化發生時的預測模型.

1 實驗裝置與傳熱惡化判定方法

1.1 實驗裝置

實驗系統主要包括實驗工質回路、冷卻水回路、測量系統和數據采集系統，如圖1所示.預熱段與實驗段均采用穩壓直流電源直接加熱.整個循環由泵提供動力，工質R134a 由計量泵輸出，經質量流量計測得流量值，到達預熱段被加熱到所需工況，然后進入實驗段進行加熱測量，而后在套管式冷凝器內與冷水機組輸送的冷卻劑流量逆向換熱，Rl34a被冷卻為液體，儲存于儲液罐中以進行連續循環.

圖1 實驗系統示意圖

實驗段由直徑di為8 mm 的不銹鋼06Cr19Ni10彎制而成(見圖2(a))，管長為3.2 mm，有效加熱長度為2.7 mm，螺旋直徑Dcoil為380 mm，節距為42 mm;沿著螺旋管周向每隔45°均勻布置8 組T型熱電偶(見圖2(b));在每一處沿著管徑布置4對T 形熱電偶(見圖2(c)).實驗系統中相應位置的壓力由壓力傳感器測得.該實驗系統中所有溫度、壓力、流量數據及其輸出信號均由Agilent34980 A 軟件采集和預處理.螺旋管順著流動方向，劃分為左側(β=90°)、右側(β=270°)、外側(β=0°)和內側(β=180°).

圖2 實驗段及熱電偶布置圖

1.2 傳熱惡化判定方法

實驗段進、出口均裝有壓力變送器和鎧裝熱電偶.首先增加預熱段(與實驗段型號材質相同)熱負荷;當壓力、流量和實驗段進口干度達到所需值時，再逐步增加實驗段熱負荷，直至實驗段出口壁溫發生脈動或伴有上升趨勢，即認為開始發生傳熱惡化;然后繼續增加熱負荷，同時觀察螺旋管出口附近的壁溫是否發生飛升，若壁溫飛升值超過20 ℃，即認為發生傳熱惡化;重復上述步驟，以取得足夠多且有重復性的數據為止.本實驗結合Agilent Bench Link Data Logger Pro.采集軟件可編程功能建立了基于壁溫突升事件驅動的傳熱惡化判定方法.

實驗參數范圍為:壓力P=0.50 ～1.25 MPa，質量流速G=50 ～800 kg/(m2·s)，熱流密度q=0 ～100 kW/m2，入口熱平衡干度X= －0.15 ～1.00.

2 實驗結果與分析

2.1 壁溫周向分布

由螺旋管內壁溫分布曲線可知(見圖3)，在低干度區(X ＜0.65)，螺旋管內流動的工質因受到離心力的作用，外側流體流速比內側要大，所以外側傳熱能力比內側強，致使外側壁溫相對內側低.隨著干度的增加，干度大約在0.65 ～0.75 范圍內外側壁溫飛升，較內側高.這是因為在氣相夾帶作用和離心力共同作用下外側點處液膜被迅速蒸干變薄，而內側點因二次流作用得以保持一定厚度的液膜層，使得內側點傳熱優于外側點.在本實驗條件下，干度達到0.75 ～0.85 范圍內時，壁溫迅速飛升，導致傳熱惡化發生.在高干度區，低質量流速時一般內側壁溫先飛升，外側壁溫后飛升，但起飛點的間距較小，且飛升點在干度為0.73 左右(見圖3(a));高質量流速時，內外側壁溫幾乎同時飛升，飛升點發生在干度為0.78 附近(見圖3(b)).

圖3 各點壁溫沿周向變化曲線(P=1.05 MPa，Dcoil/di=30)

如圖4所示，在實驗壁溫變化范圍內，臨界熱流密度qCHF也會隨著干度的變化而變化.在低干度范圍內(X ＜0.3)，臨界熱流密度較高，這主要原因是核態沸騰區域內主流流體宏觀對流和管壁附近存在著較強的微觀對流作用，壁面上氣泡的形成、長大和脫離，不僅帶走本身的潛熱，而且把近壁面的過熱液體推向中心主流，氣泡脫離后的位置又由中心主流的較冷流體來補充，吸收邊界層熱量，致使臨界熱流密度較高.在干度為0.5 左右時，臨界熱流密度降到最低點，此處容易發生干涸，導致傳熱惡化.當干度為0.5 ～0.8 時，汽相速度逐漸增大，導致汽液界面剪切力增強，液膜被拉薄，液相向汽相的蒸發傳熱過程加劇，強化了液相與管壁間的傳熱，臨界熱流密度值變大.當干度達到0.8 時，臨界熱流密度又開始急劇降低，主要原因是隨著流體干度的增大，環狀流貼近壁面的液膜不斷變薄，最終被主流蒸汽撕裂，因而壁面出現局部不能被液膜覆蓋的現象，導致壁溫升高，最終促使環狀流變為霧狀流，使得干涸再次發生.

圖4 干度對臨界熱流密度的影響

對于較低熱流密度，低干度區沸騰傳熱系數隨著干度的增大而增大.而當干度達到臨界值后，沸騰傳熱系數隨干度的增大而減小.熱流密度增加到30 kW/m2時，傳熱系數在干度為0.72 左右就開始降低，而且降低的幅度加劇，說明高熱負荷時容易發生干涸現象，導致傳熱惡化，如圖5所示.

圖5 熱流密度對平均傳熱系數的影響(P=0.95 MPa，G=200 kg/(m2·s))

2.2 螺旋管內傳熱惡化計算模型

壁溫飛升主要取決于壁面與工質間的傳熱系數［12］，而傳熱系數除了與熱流密度、壓力、質量流速、干度等系統參數有關，還與螺旋管徑比、螺旋圓周角等因素有關.因此，將壁溫飛升最大值關聯為

式中，tb為主流溫度;qcr為臨界熱負荷;ρl為液相密度;ρv為氣相密度;C0～C5為參數，由實驗確定.由于螺旋管內離心力和壁溫均隨著圓周角α 的變化而變化，對螺旋管內流動沸騰傳熱過程產生一定的影響.為了考慮圓周角α 對傳熱惡化的影響，可將圓周角α 視為g(α)的函數，即

由于麥夸特法(Marquardt's algorithm)具有對初始值要求低、收斂效果好的優點，特別適合于回歸非線性多參數復雜管型的傳熱預測關聯.因此，本文采用麥夸特法分別對β=0°，90°，180°，270°共520 個傳熱數據點進行非線性回歸計算，得到了如表1所示的擬合結果.

表1 關聯式的指數計算結果(x≤0.72)

由表1可知，隨著β 的不同，參數C0～C5也有所不同，為了綜合考慮螺旋管管徑4 個測點對傳熱惡化的影響，計算C0～C5的幾何平均值，得到螺旋管傳熱惡化發生后壁溫飛升關聯式為

式(3)的適用范圍為:G=50 ～800 kg/(m2·s)，P=0.20 ～1.25 MPa，q=0 ～100 kW/m2，X=0.1 ～1.0，Dcoil/di=25 ～130，Re=1 000 ～20 000.

實驗值texp與計算值tcal的結果比較如圖6所示.由圖可見，實驗值絕大部分落在±20% tcal范圍內，二者吻合較好.因此，式(3)可用于預測臥式螺旋管傳熱的惡化.

圖6 實驗值texp與計算值tcal比較

3 結語

本文以R134a 為工質，實驗研究了臥式螺旋管內流動沸騰傳熱惡化特性及其影響因素.研究結果表明，當干度達到0.75 ～0.85 范圍內時，壁溫迅速飛升，導致傳熱惡化發生;隨著熱流密度的增大換熱系數也在不斷地增大，但在干度達到約0.72時，傳熱系數由極值點開始降低.基于實驗結果采用麥夸特法提出了流動沸騰傳熱惡化的預測準則關系式，預測結果與實驗值吻合較好，可以用于臥式螺旋管傳熱惡化的預測分析.

References)

［1］ Owhadi A，Bell K J，Crain B.Forced convection boiling inside helically coiled tubes［J］.International Journal of Heat and Mass Transfer，1968，11(12):1779-1793.

［2］ 陳常念，韓吉田，邵莉，等.R134a 臥式螺旋管內流動沸騰CHF 特性研究［J］.核動力工程，2010，31(5):76-80.Chen Changnian，Han Jitian，Shao Li，et al.Study on dry-out CHF characteristics of R134a flow boiling in horizontal helically-coiled tubes［J］.Nuclear Power Engineering，2010，31(5):76-80.(in Chinese).

［3］ Elsayed A M，Al-Dadah R K，Mahmoud S，et al.Investigation of flow boiling heat transfer inside small diameter helically coiled tubes［J］.International Journal of Refrigeration，2012，35(8):2179-2187.

［4］ Shao L，Han J，Wang M X，et al.Experimental investigation on flow patterns and pressure drop of R134a flow boiling in a horizontal helically coiled pipe［J］.Journal of Enhanced Heat Transfer，2013，20(3):225-233.

［5］ Chen C N，Han J T，Jen T C，et al.Dry-out CHF correlation for R134a flow boiling in a horizontal helicallycoiled tube［J］.International Journal of Heat and Mass Transfer，2011，54(1):739-745.

［6］ Ji Cuilian，Han Jitian，Chen Changnian，et al.A new heat transfer correlation for flow boiling in the helically coiled tube［J］.Journal of Southeast University，2015，31(3):380-383.

［7］ 郭烈錦，陳學俊.臥式螺旋管式蒸汽發生器管內沸騰傳熱惡化的實驗研究［J］.核科學與工程，1994，14(4):289-295.Guo Liejin，Chen Xuejun.An experimental research on the boiling heat transfer deterioration in horizontal helically steam generating tubes at high pressure［J］.Journal of Nuclear Science and Engineering，1994，14(4):289-295.(in Chinese).

［8］ Chen C N，Han J T，Li S，et al.Experimental study on critical heat flux characteristics of R134a flow boiling in horizontal helically-coiled tubes［J］.International Journal of Thermal Sciences，2011，50(2):169-177.

［9］ Crain B J，Bell K J.Forced convection heat transfer to a two-phase mixture of water and steam in a helical coiled tubes［J］.AIChE Symp Series，1973，69(131):30-36.

［10］ Wang W H，Chen Y P，Cao R B，et al.Analysis of secondary flow in shell-side channel of Trisection helix heat exchangers［J］.Journal of Southeast University，2010，26(3):426-430.

［11］ Cumo M，Farello G E，Ferrari G.The influence of curvature in post dry-out heat transfer［J］.International Journal of Heat and Mass Transfer，1972，15(11):2045-2062.

［12］ 劉堯奇，陳聽寬，陳學俊.垂直下降沸騰管兩相流傳熱惡化研究［J］.化工學報，1992，43(3):372-373.Liu Yaoqi，Chen Tingkuan，Chen Xuejun.Heat transfer crises of two-phase flow in vertically downward boiling tube［J］.Journal of Chemical Industry and Engineering，1992，43(3):372-373.(in Chinese).