带有换热器的吹除管路系统试验与仿真研究

2023-01-12王营军文小平刘照智

导弹与航天运载技术 2022年6期

王营军，陈山，文小平，程帆，刘照智

（北京航天发射技术研究所，北京，100076）

0 引言

换热器在很多行业都有着非常多的应用，而螺旋管式换热器由于结构紧凑、传热效率高、制造简单等优点，广泛应用于航天、化工、石油等行业。随着产能的提高，节能减排的需求，换热的热效率也在不断提高[1～3]。在管路吹除系统中，吹除气体通过换热器后温度显著升高，换热器的换热效率和管路吹除系统的绝热性对管路末端气体的温度起到重要作用。

换热器中不同的管路形式影响换热器的换热效率，在换热容器有限的空间中布置合理高效的换热管路是换热器研究的重点[4～6]。陶国君等[7]提出了一种新型的盘管冷凝器，通过在盘管中间区域增加钢丝结构来增加换热面积与改变流动方式，并通过试验发现改善后的设备冷凝效率提高，可以极大增加换热效率。孔捷等[8]分析了螺旋管紧凑式换热器内的流动换热特性，由于外部空气回流导致温差下降，沿着管内流动方向，换热系数逐渐降低，而且在弯管段由于二次流的原因导致传热性能相对较好。换热器内交错的管路结构导致流动复杂，分析管路内外的流动特性和换热机理可为提高换热效率提供理论依据。陈志光等[9]通过数值模拟和试验对水为水螺旋管的传热系数进行了研究，通过搅拌方式来提高强制对流的换热系数。在新型螺旋盘管换热器优化设计时，刘重裕等[10]提出了采用清除污垢和增设圆柱空筒的方式来增强换热，定期消除外壁污垢能有效降低污垢热阻，同时增设圆柱空筒能够极大地提高换热器盘管外侧水流速度，有效提高盘管外侧的对流换热系数。根据换热器的换热原理，杨明等[11]以换热器性能设计中的换热体积和换热过程压降损失为优化对象，统筹换热器效率与压降损失两方面因素，实现对换热器的优化设计。

带有换热器的管路吹除系统优化设计既要考虑换热器的换热效率，又要对整个吹除管路系统的流动特性进行综合分析。根据试验数据分别建立换热器和吹除管路的仿真模型，并根据要求对管路系统进行优化设计，明确气体在各阶段的换热机理，为工程设计提供理论指导。

1 吹除管路系统

吹除管路系统由高压气源供气，采用减压阀调压方法对供气的压力和流量进行控制，通过硬管连接进入换热器，温度较低的气体在换热器中温度升高后通过下游管路对负载管路进行长时间吹除。

管路吹除系统的换热过程如图1所示，气体通过减压器后，由于节流效应温度降低。温度较低的气体在换热器内通过管内对流换热、热传导以及管外换热进行热交换，气体经过换热器前后与换热器内相比，仅管路外的换热方式存在差异，气体在换热器前管路的换热可以理解为大空间内空气的自然对流换热，换热器内可以看作管束对流换热，换热器后管路由于有保温管的防护，可以将气体在后方管路流动近似为少量的热传导过程。

图1 吹除系统换热示意 Fig.1 Heat Transfer of the Blowing Pipeline System

分析管路吹除系统的换热过程发现，气体在管路末端温度升高需要外部热源提供能量，所需要的功率为

式中 m为质量流量，kg/s；pc为定压比热容，kJ/（kg·K）；tΔ为气体温升，K。

气体经过减压进行吹除过程中存在节流效应，这时需要考虑气体的种类和节流效应，对于常用的氮气和空气而言，温度明显降低，需要更高的输入功率，而对于氦气吹除时，经过节流后温度升高，在达到同等温度要求时，输入功率会相对降低。为覆盖所有工况，功率计算时需要考虑输入功率的最大值。

2 螺旋管式换热器分析

2.1 螺旋管式换热器方案对比

换热器作为吹除管路系统中唯一的热量来源，根据吹除管路系统需要的功率和换热器的换热效率来设计管路。螺旋管式换热器的换热效率由多个因素决定，其中，螺旋管的形式影响气体通过管路时外部的换热系数。换热器参数如表1所示，采用水浴式加热方式，在原方案的基础上重新优化了换热器，管路系统更新后，新方案的换热器盘管最大中心直径的盘管与最小中心直径的盘管相连接，由原方案中7路不同长度的盘管改为长度相同的4路盘管，占用更小的空间。

表1 不同方案的换热器特性参数对比 Tab.1 Comparison of Characteristics Parameters of Heat Exchanger in Different Schemes

2.2 螺旋管式换热器试验与仿真对比

为了确认换热器的换热效果，采用原方案的换热器进行了试验研究，试验采用高温纯水对常温氮气进行加热，换热器前后管路连接如图2所示，在换热器的进、出口分别安装压力表和温度传感器，气体吹除稳定后记录试验数据，开展换热器在不同流量下换热特性的试验研究。

图2 螺旋管式换热器试验示意 Fig.2 Experimental of the Coil Heat Exchanger

气体经过换热器内螺旋管路的过程中，换热器内的换热过程较为复杂，气体在管内流动状态为旺盛湍流区，在高温差和长径比较大时，氮气在管路内状态满足格尼林斯基条件，根据格尼林斯基简化得到努塞尔数，最后再通过螺旋修正系数确定气体对换热管内壁的对流换热系数，根据式（2）进行对流传热系数的计算:

式中iNu为管内换热的努塞尔数，无量纲；Re为雷诺数，无量纲；Pr为普朗特数，无量纲；fT为体温度，K；WT为壁面温度，K。

式中ic为螺旋修正系数，无量纲；λ氮为氮气的导热系数，W/(m·K)；iD为螺旋管中心直径，m。

换热器内螺旋管为硬管连接，管壁材料的导热系数wλ与材料的属性和几何尺寸相关。换热器螺旋管外被水包围，螺旋管与水的换热过程可以理解为管束的传热过程确定螺旋管外对流换热系数h外。通过计算发现，在螺旋管外计算换热时，可以通过搅拌水的方式来增强管外的对流换热系数。

总的换热系数为

式中 h内为螺旋管内对流换热系数，W/(m2·K)；h外为螺旋管外对流换热系数，W/(m2·K)；wλ为管壁材料的导热系数，W/(m·K)；D内为螺旋管内径，m；D外为螺旋管外径，m。

结合换热器管路参数和换热器换热系数计算结果，使用AMESim软件建立仿真模型，如图3所示。原方案中7路不同长度的盘管改为长度相同的4路盘管，仿真模型中改变长度和换热系数，根据盘管长度计算对应的换热系数，将总的换热系数带入仿真模型。根据换热器盘管特性以及不同孔板的试验工况，在孔板和外部水温确定的条件下，调节入口气体的压力和温度，将理论计算的换热系数带入螺旋管总的传热系数中，在入口气体压力和温度的试验值和压力值保持一致时，收敛的计算结果是该孔板下的换热器稳态流动的工况。

图3 螺旋管式换热器仿真模型 Fig.3 Simulation Model of the Coil Heat Exchanger

不同工况计算过程中发现，出口气压主要受到管道阻力的影响，换热器系数对出口气温影响较大，随着换热器出口温度的升高，质量流量逐渐减小。螺旋管式换热器试验与仿真对比结果如表2所示，3种工况入口压力分别为20.5 MPa、20.3 MPa和20.4 MPa，在出口边界相同的条件下，出口气压和平均温度的试验与仿真计算的误差都小于5%，该仿真模型能较好地模拟换热器试验。

表2 换热器在不同工况下试验与计算结果对比 Tab.2 Test and Simulation Results of the Heat Exchanger at Different Points

由于换热器内盘管式管路的长度有所不同，各路盘管的温度分布存在差异，如图4a所示，图中对应表2中3个工况盘管末端的温度和流量分布，从各盘管的温度分布可以发现，在最外圈最长的盘管换热比较充分，在盘管末端温度基本能接近水温。逐渐向内圈的盘管，由于长度较短，末端温度逐渐降低，同时对于长度短的盘管而言，流动阻力较小，在该支路的流体质量流量较大，换热器内各盘管的流量分布见图4b，流量的分布由外圈向内圈逐渐增加。各盘管在换热器出口都进入集气管，气体温度在集气管内完成热交换，在内圈盘管的气体换热不充分，温度低而且流量较大，在集气管中使得混合后的气体温度降低。气体在换热器出口温度介于盘管最高温度和最低温度范围内。

图4 不同工况下各路盘管末端温度和流量分布 Fig.4 The Temperature and Flow Distribution of Each Coil at Different Conditions

续图4

对于盘管长度相同的换热器，最大中心直径的盘管与最小中心直径的盘管相连接，各路盘管长度相同，在换热器总换热系数不变的情况下，每根盘管出口的流量和温度都相同，减少了不同温度的气体在集气管内掺混所带来的热损失。

3 吹除管路系统分析

3.1 吹除管路系统试验与仿真对比

为了进一步验证吹除管路系统的流动特性，需要对换热器上、下游的管路进行仿真分析。气体经过换热器外管路时，管路内的对流换热和管路本身的热传导和换热器内是相似的，在管路外部，换热器前管路外部被空气包围，远离管路壁面气体可以看作是常温，靠近管路壁面处可以认为是大空间自然对流换热。通过格拉晓夫数来确定努塞尔数，从而确定气体管路外的大空间自然对流换热系数。换热器后管路传热主要的热阻为橡塑材料，在硬管外由导热系数较小的材料包裹，其导热率很低，管内气流传热稳定后，总的传热效果可以近似极小的热传递过程。

吹除管路的换热过程确定后，分别计算各环节的传热系数。使用AMESim软件建立带有换热器的吹除管路系统仿真模型，如图5所示。

图5 带有换热器的管路吹除系统仿真模型 Fig.5 Simulation Model of the Blowing Pipeline System with Coil Heat Exchanger

气体在螺旋管外的换热为管束外的对流换热，在吹除管路的换热为大空间内空气的自然对流换热，将理论计算的总换热系数带入仿真模型中，同时设置管路的长度参数。换热器模型已经通过试验和计算完成验证，对该系统开展了不同工况下加温吹除验证。

表3为吹除管路的试验和仿真结果，在管路进口条件分别为20 MPa、20.3 MPa和21.2 MPa，管路末端的压力试验与仿真结果相符。由于管路系统中的最小通径是换热器上、下游的管路通径，通过调节孔板通径，新方案的换热器管路吹除系统均能满足要求。试验结果表明，带有换热器的管路吹除系统仿真模型能较好地对管路吹除进行计算。

表3 管路吹除系统末端压力试验与计算结果对比 Tab.3 Test and Simulation Results at the End of the Blowing Pipeline System

3.2 不同因素对吹除管路系统换热过程的影响

在带有换热器的管路吹除系统中，螺旋管式换热器传热效率对气体温度的升高起到重要作用。由于换热器内的水是通过加热棒进行加温，加热棒周围水的温度存在差异，而且气体在通过换热器时，换热器进、出口的温差较大，所以在计算换热器的换热系数时要考虑不同换热系数对换热器出口气体温度的影响。图6所示为不同水温下换热系数变化对出口气体温度的影响，在水温和换热功率确定的条件下，换热器出口气体温度随着气体流量的增加而减小，这是因为越多的温度较低的气体在吸收相同热量时，换热器出口气体温度会越低。

分析管路吹除系统时发现，可以通过减弱换热器后管路的漏热和增强换热器的换热效率来提高气体进入负载时的温度，管路外保温管的热传导影响高温气体与外界的热交换。对换热器而言，可以通过增强管路的导热和管外水的换热来增强换热器的换热效率，在水温一定的条件下，换热器换热系数增加到一定程度时气体温度升高的速率减小，同时可以通过提高水温来显著提高气体进入负载时的温度。如图6b所示，在不同的加热水温条件下，气体温度存在明显差异。在363 K水温加热时，换热效率较高时气体在进入负载时均能大于343 K。相同流量下，高温和高效的换热能使气体温度明显增加。