内置螺旋叶片转子换热管传热及污垢性能

徐建民，王俊冕，曾 凯，周骏昌，刘 康，李智勇

武汉工程大学机电工程学院，湖北 武汉 430205

随着强化传热中无功强化传热技术的快速发展,不需要外部的功能消耗,在无功强化技术的研究中，换热管内置插入物的强化传热技术没有改变传热表面的形状,大量的适用于设备的改造.换热管内沉积的污垢导致换热设备的总传热系数明显减小,降低传热效果并导致生产效率低下,因此，换热管内易结垢导致的传热劣化是现代工业生产节能中应该重点考虑的问题.内置螺旋叶片转子换热管的抗垢特性能够有效提高传热效率,从而能使传热劣化的问题得到大幅度的改善.内置插入物类型的强化传热机理大概可以分成4种:使管壁流体与中心流体相互产生置换作用;旋转流的影响;内置插入物能够分割流体,破坏流体边界层;形成二次流.本文中对内置螺旋叶片转子换热管传热性能及结垢特性进行研究.

1 实验部分

1.1 实验目的

通过测试换热过程中温度t,流量，计算出传热系数K,并且同时观察换热管内部结垢分布情况,并用fluent模拟换热管内污垢分布，得出云图，对比分析得出内置螺旋叶片转子换热管的传热效率高及其抗垢优点.

1.2 实验原理

换热器对流传热中，确定热量衡算及传热平均温度差，利用基本传热速率方程式，求解总传热系数[1]，实验原理理论公式具体如下：

Φ=KAΔt

(1)

(2)

其中，A为换热面积(m2)，K为传热系数(W/m2·K )，Δt流体对数平均温度，t1,t0分别为流体进出口温度(℃)，tw为管壁温度(℃).

(3)

换热管的热流量Φ可以表示为

tw=ρπcpde2v(t0-t1)

(4)

式(3)中ρ为流体密度,cp为流体比定压热容(kJ/(kg·K)),dc为当量直径(mm),v为流体流速(m/s).

(5)

式(5)中qv为流体体积流量,m3/h.

联立式 (1)式至(5)可以求解出传热系数为

(6)

1.3 实验模型

表1列出了两种模型换热管在外径、壁厚、管长的参数相同情况下进行的实验对比分析.

表1 实验用换热管类型名称及尺寸Tabel 1 Type name and sizes of tubes in the experiment mm

图1是内置螺旋叶片转子换热管结构，换热管总长1 000 mm,螺旋叶片转子所处位置如图1所示,从换热管左端的300 mm处到700 mm处,由图1可知,螺旋叶片两部分叶片是对称结构.

图1 换热管内部螺旋叶片转子结构及所处位置示意图Fig.1 The spiral blade rotor structure and location in the tubes

实验装置系统包括换热管、循环管路、温度及压力至系统等 如图2所示。

注：1-水泵 2-阀门 3-加热器 4-换热器 5-热流体进口 6-热流体出口 7-冷流体进口 8-冷流体出口 9-流量计 11-U型压差计

图2实验流程装置

Fig.2 The experimental circuit device

1.4 实验参数

热流体颗粒溶液进口温度保持在100 ℃;冷流体自来水进口温度保持在20 ℃;控制阀门大小及水泵使管程内部流体入口流速保持稳定在1 m/s；颗粒溶液颗粒密度取2 500 kg/m3,颗粒粒径取40 μm;水密度取997.2 kg/m3,黏度取0.001 kg/(m·s).

1.5 实验方案

(1)由于该实验要看到明显的对比试验结果,一般工作情况下,试验周期比较长.为了减少试验时间,本实验采用不溶于水的固体颗粒溶液，颗粒密度2 500 kg/m3,粒径40 μm,此颗粒溶液在换热管内容易结垢,有利于实验研究[2-3].

(2)图2中由水泵抽取颗粒溶液,经过加热器加热至100 ℃并保持恒温,加热完毕的颗粒溶液输送到换热管中,壳程中利用20 ℃自来水来冷却颗粒溶液.

(3)试验中在冷、热流体进口接管处各布置一个DJ型笛型均速管测量冷、热流体的进口流速，进出口压降及Cesena点压力用BT型U型压差计测量;分别在壳程和管程的进出口位置布置一个温度传感器测定冷、热流体的进出口温度,在换热管壁处均匀分段的放置3个温度传感器测管壁的温度,用来求管壁的平均温度tw[4-5].

(4)电加热器功率5 kW,通过手动开关控制入口颗粒溶液温度,流量计、温度测量仪都进行了标定和校正，换热器的保温材料符合标准，具有良好的保温性能.在管程颗粒溶液入口温度保持恒定,分别测取在管程流量恒定、系统稳定后的各参数值.

2 实验结果分析及结论

2.1 传热性能结果分析

分别对光管和内置螺旋叶片转子换热管的各参数,每隔10 min测量1次实验数据并记录下来,然后通过理论部分的推导公式(6)计算处理得到两换热管的总传热系数K的变化数据.如图3所示.

图3 光管总传热系数和内置螺旋叶片转子换热管总传热系数Fig.3 Overall heat transfer coefficient of the plain tube and built-in helical blade rotor tube

2.2 传热分析结论

(1)图3中曲线K1为内置螺旋叶片转子换热管总传热系数趋势曲线,下面曲线K2为光管总传热系数趋势曲线,可知在同等流速下,K1明显大于K2,可以说明在相同直径、相同长度情况下,螺旋叶片转子强化管径传热效率明显大于光管，其传热效率大约是光管的1.3～1.6倍[6].

(2)随着时间推移,K1、K2传热系数逐渐下降,而K1一直比较稳定,这是因为随着时间的推移，污垢会在管壁上沉积,使总热阻增大，而导致传热系数减少,由此说明螺旋叶片转子强化管换热也很稳定,具有良好抗垢性能.

为了进一步的研究两种换热管的抗垢性能,将两种换热管的上述实验时间延长至一周,分别将光管和内置螺旋叶片换热管通入上述颗粒溶液，在同样的工况下工作1周,结束后对比两换热管污垢沉积的情况.

2.3 污垢性能结果

图4中螺旋叶片转子换热管的污垢沉积厚度明显小于光管污垢沉积厚度,这是因为螺旋叶片转子旋转扰乱了污垢的沉积,使部分颗粒随溶液排出管外,而光管中的颗粒溶液从入口向出口排出的过程中受到重力的影响，颗粒慢慢的往下沉积,随着时间推移并累积变多.表明内置螺旋叶片转子换热管能够抵抗污垢的沉积,具有良好的抗垢性能.

(a)光管 (b)螺旋叶片管

另外对光管和螺旋叶片转子换热管z=295 mm和z=710 mm两横截面用fluent进行污垢分布模拟验证分析.把管入口位置的颗粒溶液体积分数大小设为20%,选取管的入口截面设为入口速度边界条件;管的出口截面设为出口压力边界条件,出口截面压力值设为0 Pa.由于该换热实验中颗粒溶液存在两相,主要考虑固体颗粒影响,于是模拟结果偏差的影响中一定要考虑重力作用,在fluent中勾选竖直向下的重力条件，大小为9.8 m/s2.在fluent中导入处理好的mesh文件,在scale设置中单位设为mm,由于螺旋叶片转子旋转扰流，管内湍流的各向异性很强烈，颗粒溶液流动时径向速度和切向度的脉动更加强，因此选择k-ε、RNG湍流模型来计算.此外,选用SIMPLE方式计算速度和压力的耦合,湍流中宜选二阶迎风方法计算,并且使用QUICK的离散格式,将管入口的平均压力趋向稳定定义为收敛条件,设置残差值小于10-6[7].

2.4 污垢分布模拟

(1)从图5(a)中可以看出z=290 mm横截面处，光管顶部沉积的污垢体积分数很明显小于它底部颗粒污垢的体积分数,说明换热管内颗粒污垢受到重力影响,更加容易沉积在换热管底部.而在内置螺旋叶片转子换热管的底部污垢分布并不多，底部和顶部污垢体积分数大部分都在平均水平.表明螺旋叶片转子能有效的打乱颗粒的沉积，使颗粒更容易排出换热管.

(2)结合图5(a)和图6(b)可以看出,不仅在z=290 mm截面处，而且在z=710 mm处,内置螺旋叶片转子换热管底部的污垢体积分数都小于光管.表明螺旋叶片转子的旋转扰流能大量减少内置转子部分区域污垢的沉积量，而且能对转子段之外的两端区域的抗污垢能力有所提高.

(a)光管 (b)螺旋叶片转子管

(a)光管 (b)螺旋叶片转子管

(3)对比图5(a)和图6(b)不难发现光管z=710 mm出口处截面底部的颗粒污垢体积分数比z=290 mm处进一步增大,顶部的体积分数进一步减小.而内置螺旋叶片转子换热管在z=290 mm和z=710 mm两处的污垢体积分数分布基本一致,整个截面的污垢体积分数比较均匀,并且都明显小于光管的沉积的污垢体积分数.这是由于在内置螺旋叶片转子的旋转作用下,z=290 mm和z=710 mm处的颗粒很难沉积下来，基本上均匀分布在溶液中.

(4)不管是光管还是内置螺旋叶片转子换热管，其内部两侧的污垢分布都比较少，并且比较均匀，换热管抗垢应该重点考虑管的底部.

3 结 语

a.在相同当量直径、相同管长和相同实验工况下,内置螺旋叶片换热管比光管的总传热系数大，具有更好的强化传热性能,且其强化传热效率较光管提高约30%，同时螺旋叶片换热管传热效果随着时间的推移，基本保持稳定趋势，而光管的传热效果逐渐下降.

b.因为在颗粒自身竖直向下的重力作用下，颗粒污垢逐渐向下沉积，光管底部的颗粒污垢沉积量明显高于光管顶部，并且颗粒随着溶液从入口流向出口，颗粒污垢沉积量随着增加.由于在内置螺旋叶片转子旋转的扰流作用下，转子强化管内的污垢沉积量较光管显著的减少了，特别在转子两端截面处，污垢沉积量分布趋于均匀,结果表明，和光管相比螺旋叶片转子换热管具有更好的抗垢、除垢性能.

致 谢

感谢武汉工程大学机电工程学院腐蚀与防护实验室老师及同学的热情帮助和支持.

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