船用滑油冷卻器殼側強化傳熱技術分析

卜鋒斌

（海軍駐上海七〇四所軍事代表室，上海 200031）

船用滑油冷卻器殼側強化傳熱技術分析

卜鋒斌

（海軍駐上海七〇四所軍事代表室，上海 200031）

介紹了滑油冷卻器殼側強化傳熱技術及其理論與試驗研究進展。

滑油冷卻器；強化傳熱；強化傳熱管；折流板

0 引言

目前，船用汽輪機系統用的滑油冷卻器由于滑油的粘度大，致使其流動能力較差，在設備運行時，滑油的流動狀態基本處于層流或過度狀態，容易在管壁形成的邊界層較厚。且目前的滑油冷卻器的換熱原件大多使用光管，更容易附著油膜，使換熱能力變差。這些都最終導致了滑油冷卻器的體積及占地面積大。現在雖然采取過多種強化換熱措施以期提高冷卻器換熱效率、減小其體積，但效果不太理想。

為了更高效地利用能源、節省有限的空間，應探求更加有效的強化傳熱措施來提高滑油冷卻器的換熱效率、減小設備的體積，這種探究具有非常重要的價值和現實意義。

1 殼側強化換熱技術的研究進展

強化傳熱是自20世紀60年代發展起來的一種能夠顯著改善換熱效率的先進技術。它的任務是促進并適應高溫流體以實現用最經濟的設備來達到最高的換熱能力、用最有效的冷卻來保護高溫部件的安全運行，以及用最高的效率來實現能源的有效利用。因此，強化傳熱在實際工程應用中起著重要的，甚至是關鍵性的作用。強化傳熱技術已經成為現代科學中一個十分重要的研究領域。

在管殼式換熱器殼側無相變單相流動換熱過程中，由于換熱熱阻主要集中在換熱器殼側，所以合理布置殼側流程設計，使得殼側流體流動形式既能強化管外換熱、減少換熱熱阻，同時保持合理的壓損成為殼側優化設計的中心任務。

殼側強化傳熱的途徑主要有兩種：1）通過管子形狀和表面特性的改變來強化換熱，即改變管子外形或在管外加翅片；2）改變殼程擋板或管間支撐物，以減少或消除殼程流動與換熱的滯留死區，使傳熱面積得到充分利用。

1.1 改變管子外形或管外加翅片

對于強化換熱管，早期油冷卻器主要是使用小管徑的光銅管，利用增加傳熱管的數量的方式來增大總傳熱面積，從而提高油側傳熱系數，但這樣的方法會使其成本提高，殼程和管程的壓降變大，且不便于維修，而冷卻器的傳熱能力依然較低[1]。

上世紀60年代以來，為了提高油冷卻器的換熱效率，越來越多的廠家和研究者開發了用來取代光滑管的強化傳熱管。例如，美國的Loyal Clarke等人提出的分段縱肋管，其傳熱系數能夠比光管高出30%～50%，壓降卻僅提高了10%～20%。但是由于加工困難，至今仍未大規模推廣應用。

國內也已有螺旋槽管[2]和低肋管作為強化管型的相關研究報道。圖1所示螺旋槽管中，當油在管外流動時，由于受到表面螺旋溝槽的引導，使得靠近管壁部分的流體順著螺旋槽旋轉，流速加快，有利于減小邊界層的厚度，使傳熱增強，從而提高油的傳熱系數。但由于油的粘度較大，而螺旋溝槽一般又較淺，不足以引起油的充分旋轉和完全破壞邊界層，因而強化傳熱的效果并不顯著，總傳熱系數比光管提高20%左右。

圖1 螺旋槽管

圖2所示低肋管中，由于其肋化系數可達2.5～3，因而比光滑管擴展更多的傳熱面積，對油冷卻器的緊湊化起到重要作用。但是，由于低肋管翅片間距小，油在翅片間流動時的湍流度低，對油冷卻器傳熱系數的提高不大，因而一般總傳熱系數比光滑管提高30%左右[3]。

圖2 低肋管

20世紀90年代，在深入分析和研究高粘度流體在管外流動時的傳熱特性的基礎上，為有效激發油流動時的湍流，王世平等成功開發出了一種新型的花瓣形翅片管，如圖3所示，已獲得國家發明專利[4]。

圖3 花瓣形翅片管

胡進以30#潤滑油作為工質并對其在花瓣形翅片管外沿軸方向流動的才換熱性能及壓降進行了實驗研究[5]，結果表明，花瓣形翅片管管外油的傳熱系數是低肋管的4.5倍左右，而壓降與低肋管相當?；ò晷纬崞茱@著強化了管外潤滑油的傳熱性能。花瓣形翅片管比低肋管強化傳熱性能優越，而且節約管材30%以上，還可使油冷卻器小型化[6]。研究表明，花瓣管是強化高粘性流體傳熱的理想管型。

整體針翅管強化傳熱的原理是擴大二次傳熱面積的同時，利用流體的擾動不斷破換流體的邊界層，由于采用連續性擴展表面，針翅管與基管采用的是同一種材料，這消除了接觸熱阻，從而較大程度的提高了傳熱系數。

1.2 改變殼程擋板或管間支撐物

對于關鍵支撐物，大體可以分為橫流式、縱流式、螺旋流式。近十年來，各種不同的折流板結構運用于管殼式換熱器殼側設計，如弓形折流板、折流桿、環盤折流板和搭接式螺旋折流板、整圓形折流板和空心環折流板等。

1.2.1 橫流式管間支撐物

早期滑油冷卻器的管間支撐物主要以橫流式的弓形折流板為主，弓形折流板結構使殼側流體以近似于“Z”形流動如圖4所示，通過提高殼側流體湍流度、混合度和流體流速達到強化換熱的目的[7]。但由于弓形折流板換熱器本身結構的構成方式同時伴隨如局部抵換熱和易發生積垢失效等的缺點。

圖4 弓形折流板流動示意圖

后來又出現了如多弓形折流板、三弓形折流板和雙弓形折流板等改進形式的弓形折流板，它們雖然在一定程度上改善了弓形折流板的性能，但弓形折流板固有的缺點并未改變。雙弓形折流板形式示意圖如圖5所示。

圖5 單弓形和雙弓形折流板示意圖

1.2.2 縱流式管間支撐物

為了解決弓形折流板殼側流體的“Z”形流動狀態，世界各國都在積極研究新型的縱流殼程換熱器。國外有的學者認為對于殼管式換熱器，工質在殼程的縱向流動為比較好的流動形式，因為這樣既可以使換熱器殼程與管程的流體實現完全的逆流傳熱，提高傳熱性能，又可以使殼程流體的壓降最小，尤其試對于強化管，殼程流體的縱向流動能使其流體的動能全部作用在強化傳熱面上，從而充分發揮強化管的傳熱作用。

從1986年開始，鄭州大學熱能工程研究中心就在研究縱流殼程換熱器，中心對傳統的管殼式換熱器結構進行了優化，研究出了由桿圈（桿柵、圈）支撐殼程、變截面導流筒與夾套三元件組合的新結構，并且積累了大量的設計、制造以及使用經驗[8]。

1.2.3 螺旋流式管間支撐物

螺旋折流板管殼式換熱器的最早原型在20世紀90年代由捷克科學家 Lutcha等人[9]提出來，并被 ABB Lummus Heat Transfer公司買斷進行商業化生產，其主要結構如圖6所示。

圖6 搭接式螺旋折流板管殼式換熱器示意圖

從圖6可以看出，這種螺旋折流板管殼式換熱器殼側折流板形式為扇形平板按照與中心軸呈一定的傾角方式布置，其中每塊扇形板占據殼體橫截面1/4的面積，連續相鄰的4塊扇形平板成為一個周期，且相鄰的兩平板之間采用連續搭接或者交錯搭接方式連接，同時通過合理的布置，這種換熱器可以改進成為雙螺旋形式。這種折流板布置方式使得流體在相鄰的兩個周期的螺旋板間形成的通道中近似于螺旋流動，故得名為“螺旋折流板管殼式換熱器”。這種折流板結構的管殼式換熱器相對于傳統的弓形折流板換熱器具有的優勢包括：1）單位壓降換熱能力更高；2）能有效降低積垢與流動引發振動；3）降低制造成本與運行費用；4）延長使用壽命。陳世醒等人[10]通過實驗研究發現，相較于圖7所示的傳統弓形折流板換熱器，這種新型換熱器更加適合用于殼側換熱系數高、流體粘性大和易結垢的場合。

圖7 弓形折流板換熱器流動示意圖

1.2.3.1 螺旋折流板管殼式換熱器強化換熱機理研究進展

關于螺旋折流板管殼式換熱器的強化換熱，Lutcha和Nemcansky通過對不同流動形式的換熱進行對比，認為混合流中存在局部能量無法與主流體區域傳遞的問題，而螺旋流動更趨近于柱塞流，所以有助于殼側流體的換熱，如圖8所示[9]。Kral等人對不同形式的流體掠過管束的換熱性能進行對比，當流體采用均勻流速時隨著管束與流體流動方向的角度變大，換熱管束換熱性能變小；而當非均勻流速情況，隨著管束與流體流動方向的角度變大，換熱管束換熱性能在傾角β=45°時達到最優，其強化效果如圖9所示。

在螺旋折流板管殼式換熱器機理研究的基礎上，為了實現螺旋流動，不同的螺旋折流板換熱器結構相應產生。1925年關于螺旋流動結構的油冷器被提出，其設計思想主要是通過將平板進行橫向和豎向拼接形成階梯螺旋，流體在階梯通道中掠過換熱管束進行換熱，換熱器和折流板結構如圖10所示。至20世紀80年代，更多的螺旋折流板管殼式換熱器的設計方案被提出，一種由中心空管和螺旋板構成的管式換熱器被發明，螺旋板以中心管為旋轉中心沿軸向不斷延伸，其結構示意圖如圖11所示；一種具有可調節折流板間距的螺旋折流板管殼式換熱器在1985年被申請了專利，這種換熱器的折流板成對的關聯并且每對折流板可根據流動和換熱要求進行自動調節如圖12所示。

1995年國內相關研究人員提出了旋流式換熱器設計，但由于只是在殼側加入旋流片，流體在旋流片形成的通道中并不能實現完全螺旋流動；陳亞平等人提出了類似搭接式螺旋折流板管殼式換熱器發明，其設計中的重要改進在于采用三塊橢圓形平板代替原先的四塊扇形板導流實現近似螺旋流動[11]，如圖13所示。

圖8 不同折流板方式與折流板結構換熱性能對比

圖9 不同傾斜角度的換熱特性對比

圖10 螺旋折流板油冷器

圖11 螺旋管式換熱器

圖12 可調節折流板間距的螺旋折流板管殼式換熱器

圖13 三塊橢圓形平板螺旋折流板管殼式換熱器

1.2.3.2 螺旋折流板管殼式換熱器實驗研究進展

實驗研究由于具有能直觀反應研究對象特性，在換熱器設計領域作為主要的研究手段被廣泛的采用。搭接式螺旋折流板管殼式換熱器提出以后，對整機或者殼側流動和換熱性能進行實驗測試研究工作從很多文獻中可以體現，并且國內外相關實際運用反饋結果也對這種換熱器的優越性能進行了證明。國內外的相關研究主要集中在影響搭接式螺旋折流板管殼式換熱器的換熱性能的主要結構參數包括螺旋角、漏流擋板、折流板搭接量等的探討。實驗結果表明，當螺旋角β為30°時，換熱器的傳熱效率最高，且效率優于傳統的弓形折流板換熱器，螺旋角為β=40°時搭接式螺旋折流板管殼式換熱器的傳熱效率最高[12]；通過實驗測試的方式可以得出單位壓降條件下螺旋折流板管殼式換熱器殼程對流傳熱系數均高于弓形折流板換熱器；對不同螺旋角的搭接式螺旋折流板冷凝器殼程傳熱性能和壓降性能進行測試，發現螺旋型結構折流板冷凝器綜合性能優于弓形折流板蒸發器，且泄流槽的存在有助于提高蒸發器性能。針對三角區的漏流擋板的影響，分別對螺旋角為β=10°和β=15°的管殼式螺旋折流板管殼式換熱器加與不加阻流板進行了換熱與阻力性能測試，結果表明加阻流板與不加阻流板的相比二者換熱性能相當，而由于阻流板的沖擊，使殼側沿程壓降顯著增大。針對折流板搭接量的影響，通過研究發現隨著折流板間距的減小和搭接量的增大，會導致切向脈動速度和速度分量增大，有利于換熱器的換熱。

1.2.3.3 管殼式換熱器殼側熱力設計方法研究進展

弓形折流板管殼式換熱器殼側設計方法最早由HTRI提出了理想管束計算模型，但實際由于存在管束與折流板間、管束與殼體間的漏流，殼側流動實際是多股流問題，為了對理想管束模型進行修正，提出了Tinker模型以及后面修改后的Palen模型，隨后相繼提出了Kern方法和ESDU方法，目前為止運用最為廣泛的是Bell-Delaware方法。一些組織如HTRI和HTFS等也提出了一些方法，但是由于這些方法涉及商業機密未見公開文獻報道。對螺旋折流板管殼式換熱器設計具有自主知識產權的公司為ABB Heat Transfer，但是其相關設計也未有相關文獻報道。對搭接式螺旋折流板管殼式換熱器的殼側設計進行相關的研究的文獻也非常少，其中相對詳細的為Stehlik和Wadker的研究，在其相關的工作之中通過圖表的方法修正弓形折流板換熱器Bell-Delaware的流動換熱修正系數對搭接式螺旋折流板管殼式換熱器進行設計。最新版本的HTRI6.0軟件套裝中，已經集成了搭接式螺旋折流板換熱器的設計，但是采用的是目前可以查詢到的文獻中的方法。對于連續螺旋折流板管殼式換熱器殼側熱力設計方法，仍然需要進一步深入研究，將這個方法系統化和完善化。

2 結論

本文綜述了殼側強化換熱技術的研究進展，詳述了通過改變折流板或換熱管形式來增加油側的強化傳熱效率的機理及其優劣，并介紹了各種折流板的實驗研究以及熱力設計方法研究的進展。

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Analysis on Heat Transfer Enhancement Technologies in Shell Side of Marine Oil Cooler

BU Feng-bin
(Naval Military Representative Office in Shanghai Marine Equipment Research Institute,Shanghai 200031,China)

Heat transfer enhancement technologies in oil cooler shell side are introduced in this paper.The theoretic and experimental research advances are also proposed in this paper.

oil cooler,heat transfer enhancement,enhanced heat exchange tube,baffles

TK124

A

10.16443/j.cnki.31-1420.2015.05.013

卜鋒斌（1979-），男，本科，研究方向：熱工專業。