鈦合金螺旋扁管換熱器流阻與傳熱性能實驗研究

董新宇, 畢勤成, 賀宇峰, 王騰, 桂淼

(1.西安交通大學動力工程與多相流國家重點實驗室, 710049, 西安; 2.西安建筑科技大學環境與市政工程學院, 710055, 西安)

鈦合金螺旋扁管換熱器流阻與傳熱性能實驗研究

董新宇1, 畢勤成1, 賀宇峰2, 王騰1, 桂淼1

(1.西安交通大學動力工程與多相流國家重點實驗室, 710049, 西安; 2.西安建筑科技大學環境與市政工程學院, 710055, 西安)

為研究鈦合金螺旋扭曲扁管換熱器殼側選用高黏度導熱油的傳熱規律,對鈦合金螺旋扁管換熱器的殼側在層流(Re<2 000)與過渡流(2 000

螺旋扁管換熱器;層流;過渡流;實驗

在石油、化工、動力、電力等行業,多數采用油類作為換熱器的傳熱介質,此類傳熱介質具有高黏度、Pr較大。降低傳熱設備的質量以及減少體積可節省能耗,但為保證工業持續高效運作,對此類換熱器力求強化換熱[1]。管殼式換熱器是各類換熱器中應用最為廣泛的,分為管程強化傳熱技術和殼程強化傳熱技術[2-4]。其中,螺旋扁管是一種新型的強化傳熱元件[5],流體在管內外流動時,因受到離心力而周期性地改變流動速度與方向且引起二次流動,對管內外兩側都具有強化作用,并具有應用范圍廣、易加工等優點,受到了我國學者的廣泛關注[6]。

最早是瑞典和前蘇聯的一些學者開展了對螺旋扭曲換熱器的傳熱與流動阻力的研究[7-11],而在國內,許多學者也開始了一系列對螺旋扭曲換熱器的傳熱特性和基礎理論的研究[12-15],但多數為模擬研究,缺少實驗數據印證。盤彩美、管屏等人對螺旋扭曲管的管外湍流傳熱特性進行了數值模擬[16-17];楊留等人用數值模擬了螺旋扭曲管的傳熱與壓降性能[18];孟繼安等人模擬了管內湍流的傳熱性能[19];張杏祥等人對螺旋扭曲管內湍流進行了實驗研究并給出了相應的努塞爾數和阻力系數的關聯式[20]。然而,對螺旋扁管換熱器采用高Pr的流體介質傳熱特性實驗研究較為稀少,尤其是對具有腐蝕性、高黏度的油類換熱介質的研究較少。

鈦合金因具有質量輕、強度高、耐腐蝕、耐熱性能高等特點廣泛應用于各個領域,在航空、航天、航海領域具有較大的應用前景。本文研究鈦合金螺旋扁管換熱器在層流與過渡流范圍內的傳熱與流阻特性,并與螺旋槽管和光管換熱器對比,為工程設計和應用提供數據參考和理論依據。

1 實驗裝置與方法

1.1 實驗系統

實驗選用導熱油-去離子水為傳熱介質,研究鈦合金螺旋扁管換熱器殼側在層流與過渡流狀態下的傳熱和流阻特性,并與鈦合金光管換熱器和鈦合金螺旋槽管換熱器進行對比分析。圖1是傳熱實驗系統,主要由實驗段、水循環系統、油循環系統、預熱系統、冷卻系統、數據采集系統等組成。

圖1 實驗系統示意圖

管側為冷流體,工質為去離子水,其硬度為0,電導率小于50 μS/m,可保證受熱管壁面不會結垢、不腐蝕。去離子水由水箱流出,經離心水泵升壓送至實驗段,與導熱油換熱后再經過冷卻塔后返回水箱。殼側為熱流體,工質為THERMINOL型合成導熱油。其由油箱流出,經離心油泵升壓送至油加熱器進行升溫,通過調節加熱功率使流出預熱段的油溫達到實驗工況溫度,隨后流入實驗段與管內去離子水進行換熱。分別在兩臺離心泵出口設置了一個旁路,通過閥門調節管內和管外流體流量,采用西門子質量流量計(型號:CMF200;量程:0～54 t/h;精度:±0.1%)分別測量水路流量和油路流量。在實驗段的進出口分別安裝混合裝置并設置溫度測點和壓差測點,采用高精度的T型鎧裝熱電偶(量程:0～150 ℃;精度:I級)和Rosemount 3051型壓差傳感器(型號:3051CD;量程:0～200 kPa;精度:0.1%)分別測量進出口處工質的溫度和壓差。實驗中所有數據采集由Schlumbeger公司生產的Solarton IMP3595分散式數據采集板(型號:35951C)完成,其與工控機相連,可實時顯示并完成記錄。

1.2 實驗參數

(a)光管和螺旋槽管換熱器示意圖

(b)螺旋扁管換熱器示意圖

(c)螺旋扁管示意圖圖2 3種換熱器結構示意圖

實驗共有3種換熱器樣品,一種套管換熱器即鈦合金螺旋扁管套管換熱器,兩種管殼式換熱器即鈦合金螺旋槽管、鈦合金光管換熱器,如圖2所示。其中3種換熱器的內部分別有相同規格的7根管子呈叉排方式布置,管殼式換熱器的殼側布置有方形折流板,具體參數如表1所示。

表1 換熱器結構參數 mm

注:Di為管外徑;Lt為管長;Ls為首-末折流板距離;δ為厚度;A為螺旋扁管橫截面長軸;B為螺旋扁管橫截面短軸。

實驗研究中,管側即水側進口溫度保持不變,研究殼側在層流時,殼側導熱油的進口溫度維持在50 ℃;研究殼側在過渡流時,殼側導熱油的進口溫度維持在107 ℃。具體額定工況見表2。

表2 實驗主要參數

2 實驗數據處理

實驗測量參數都是在一定時間的穩定狀態(即熱平衡在+5%以內)下的平均值,去離子水和導熱油物性參數的定性溫度均為進出口的平均值,具體過程如下。

先求換熱器的對數平均溫差,再求出管側吸熱量與殼側放熱量之和的平均值即為總換熱量,最后利用牛頓冷卻公式計算殼側傳熱系數。

對數平均溫差

(1)

式中:Tw,in、Tw,out分別是去離子水進、出口溫度;To,in、To,out分別是導熱油進、出口溫度。

分別求管內外的換熱量,求取平均值,即為總換熱量

Qw=mwcp,w(Tw,out-Tw,in)

(2)

Qo=mocp,o(To,in-To,out)

(3)

(4)

式中:Qw是去離子水的吸熱量;mw是去離子水的質量流量;cp,w是去離子水的比定壓熱容;Qo是導熱油的放熱量;mo是導熱油的質量流量;cp,o是導熱油的比定壓熱容。

求總傳熱系數,其中傳熱面積以外表面為準

(5)

式中:Q是總傳熱量;A0是以管外側為基準的傳熱面積;ΔTm是對數平均溫差。

用威爾遜法求管外傳熱系數,由于實驗管殼均為新加工,且使用時間短,因此可忽略污垢熱阻

(6)

do=(4R2-7AB)/(2R+7(1.5(A+B)/2-

((A+B)/2)1/2))

(7)

(8)

式中:do、di分別是殼側當量直徑和管側當量直徑;λ是鈦合金導熱系數;hw是管內傳熱系數;ho是管外傳熱系數。

殼側流體阻力系數用Darcy-Weisbach公式計算

(9)

式中:f是阻力系數;Δp是殼側壓降;ρ是導熱油的密度;l是殼側長度;u是殼側流速。

實驗不確定度由下式計算

(10)

式中:xj、δxj分別是每個獨立參數和它的不確定度。根據實驗設備計算得出本實驗換熱量、質量流速、總傳熱系數的誤差分別為1.3%、0.099%、1.91%。

3 層流時殼側流阻及傳熱特性

3.1 流阻特性

3種換熱器的殼側壓降隨Re變化情況如圖3所示,3種換熱器的殼側壓降均隨Re的增大而增大,鈦合金光管與螺旋槽管裝有折流板的管殼式換熱器的殼側壓降均要大于螺旋扁管換熱器,且是扁管換熱器的2～4倍左右。

圖3 層流時殼側壓降隨Re的變化

根據Darcy-Weisbach公式,計算螺旋扁管的阻力系數并進行線性回歸擬合,得到螺旋扁管換熱器的殼側阻力系數關聯式為

f=60.62Re-0.982 56

500

與光管層流的經典阻力系數公式f=64/Re的對比結果如圖4所示,擬合公式與經典公式的最大擬合誤差均是±10%,說明螺旋扁管阻力系數在層流狀態下可采用經典公式計算。

圖4 層流時f的實驗值與計算值對比結果

3.2 傳熱特性

圖5分別是螺旋槽管、光管、螺旋扁管換熱器的殼側Nu隨Re的變化情況。由圖可知,3種換熱器殼側Nu隨著Re的增大而增大,但隨著管側流速增大,Nu變化不明顯,說明3種換熱器的熱阻主要集中在殼側。螺旋槽管換熱器的Nu最大,螺旋扁管換熱器的Nu最小。這是由于螺旋扁管換熱器殼側沒有折流板,流體縱向沖刷管束,因此在不考慮忽略阻力的情況下,兩種管殼式換熱器的強化換熱要優于螺旋扁管換熱器。

圖5 層流時殼側Nu隨Re的變化

根據實驗數據,對鈦合金螺旋扁管的殼側Nu擬合,得到Nu的實驗關聯式為

Nu=0.017 622(RePr)0.661 67(d/l)1/3·

(μf/μw)0.14(A/B)1.642 14(do/s)0.231 98

500

由圖6a可知,Nu的最大擬合誤差為±10%。由圖6b可知,經典Sieder-Tate層流公式的最大擬合誤差為±30%。將擬合公式與經典公式對比發現:螺旋扁管換熱器的殼側Re、Pr以及管束尺寸A/B對殼側Nu影響較大。

(a)擬合公式與實驗值的比較

(b)經典公式與實驗值的比較圖6 層流時Nu的實驗值與計算值對比結果

3.3 綜合評價

強化傳熱的眾多措施中往往伴隨著阻力增加,使得運行的泵或風機等動力消耗增加,因此強化傳熱同時需要考慮阻力損失,綜合評價換熱器的傳熱性能。本次實驗采用單位壓降傳熱系數即h/Δp來評價兩種換熱器殼側的綜合強化傳熱性能。

鈦合金螺旋扁管換熱器與兩種管殼式換熱器的單位壓降傳熱系數h/Δp隨Re的變化情況如圖7所示,在綜合考慮阻力的作用下,螺旋扁管換熱器的強化傳熱性能遠遠好于兩種管殼式換熱器,其h/Δp是螺旋槽管換熱器的1.7～2.5倍、光管換熱器的2.3～4倍,且螺旋扁管換熱器殼側在層流時,Re越小,強化傳熱性能越好。

圖7 層流時h/Δp隨Re的變化

4 過渡流時殼側流阻與傳熱特性

4.1 流阻特性

圖8是3種換熱器殼側壓降隨Re的變化情況。由圖可知,過渡流時,兩種管殼式換熱器的壓降也大于螺旋扁管換熱器且為其3～13倍左右。根據實驗數據,對過渡流時螺旋扁管的阻力系數進行擬合,得到阻力系數關聯式為

f=106.68Re-1.07(A/B)2.588 54

2 000

擬合公式的最大擬合誤差為±15%。

4.2 傳熱特性

圖9分別是螺旋槽管、光管、螺旋扁管換熱器殼側Nu隨Re的變化情況。由圖可知,兩種管殼式換熱器的Nu比螺旋扁管換熱器的大,且為螺旋扁管換熱器的5～10倍。不考慮阻力的情況下,兩種管殼式換熱器強化傳熱效果更好。同時根據實驗數據,對螺旋扁管在過渡流的Nu進行擬合,得到Nu的實驗關聯式為

Nu=0.157 6Re0.598 27Pr0.302 29(A/B)-1.024 09
2 000

Nu的實驗值與計算值的對比如圖10a所示,可知最大擬合誤差為±10%,其與經典對流傳熱方程(管內紊流)的比較結果如圖10b所示,其最大誤差在25%～30%之間。

圖9 過渡流時殼側Nu隨Re的變化

(a)擬合公式與實驗值的比較

(b)經典公式與實驗值的比較圖10 過渡流時Nu的實驗值與計算值對比結果

4.3 綜合評價

3種換熱器殼側在過渡流時的強化傳熱性能采用單位泵功傳熱系數即h/(Δpqv)指標來綜合評價。由圖11可知,螺旋扁管換熱器的h/(Δpqv)遠遠大于兩種管殼式換熱器,約為其3～5倍。同時,螺旋扁管換熱器在過渡流時,殼側Re越小,強化傳熱性能越好。

圖11 過渡流時h/(Δpqv)隨Re的變化

5 結 論

對鈦合金螺旋扁管換熱器殼側在層流與過渡流狀態下流阻與傳熱性能進行研究。螺旋扁管換熱器在層流和過渡流時的綜合強化傳熱指標均優于螺旋槽管換熱器與光管換熱器,具有較好的強化傳熱性能,且當殼側雷諾數越小時,螺旋扁管換熱器的強化性能越好。根據實驗數據,對螺旋扁管換熱器殼側在層流與過渡流時的阻力系數與努塞爾數進行擬合,其阻力系數最大擬合誤差分別為±10%、±15%,努塞爾數最大擬合誤差均是±10%。這說明擬合結果與實驗值較為符合,工程中誤差在±20%以內均可接受。本實驗為工程上換熱器的改造與設計提供了理論依據。

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ExperimentalResearchontheFlowFrictionandHeatTransferPerformanceinTitaniumAlloyTwistedTube

DONG Xinyu1, BI Qincheng1, HE Yufeng2, WANG Teng1, GUI Miao1

(1. State Key Laboratory of Multiphase Flow in Power Engineering, Xi’an Jiaotong University, Xi’an 710049, China; 2. School of Environmental and Municipal Engineering, Xi’an University of Architecture & Technology, Xi’an 710055, China)

To study the heat transfer performance at the shell side of the titanium alloy spiral twisted tube heat exchanger with high viscosity heat transfer oil, experimental research was conducted on the laminar flow (Re<2 000) and transition flow (2 000

twisted tube heat exchanger; laminar flow; transition flow; experiment

2017-05-27。 作者簡介: 董新宇(1990—),男,博士生;畢勤成(通信作者),男,教授。

時間: 2017-10-18

網絡出版地址: http:∥kns.cnki.net/kcms/detail/61.1069.T.20171018.1630.008.html

10.7652/xjtuxb201801003

TK47

A

0253-987X(2018)01-0014-06

(編輯 荊樹蓉)