內置螺旋葉片轉子換熱管傳熱及污垢性能

徐建民，王俊冕，曾 凱，周駿昌，劉 康，李智勇

武漢工程大學機電工程學院，湖北 武漢 430205

隨著強化傳熱中無功強化傳熱技術的快速發展,不需要外部的功能消耗,在無功強化技術的研究中，換熱管內置插入物的強化傳熱技術沒有改變傳熱表面的形狀,大量的適用于設備的改造.換熱管內沉積的污垢導致換熱設備的總傳熱系數明顯減小,降低傳熱效果并導致生產效率低下,因此，換熱管內易結垢導致的傳熱劣化是現代工業生產節能中應該重點考慮的問題.內置螺旋葉片轉子換熱管的抗垢特性能夠有效提高傳熱效率,從而能使傳熱劣化的問題得到大幅度的改善.內置插入物類型的強化傳熱機理大概可以分成4種:使管壁流體與中心流體相互產生置換作用;旋轉流的影響;內置插入物能夠分割流體,破壞流體邊界層;形成二次流.本文中對內置螺旋葉片轉子換熱管傳熱性能及結垢特性進行研究.

1 實驗部分

1.1 實驗目的

通過測試換熱過程中溫度t,流量，計算出傳熱系數K,并且同時觀察換熱管內部結垢分布情況,并用fluent模擬換熱管內污垢分布，得出云圖，對比分析得出內置螺旋葉片轉子換熱管的傳熱效率高及其抗垢優點.

1.2 實驗原理

換熱器對流傳熱中，確定熱量衡算及傳熱平均溫度差，利用基本傳熱速率方程式，求解總傳熱系數[1]，實驗原理理論公式具體如下：

Φ=KAΔt

(1)

(2)

其中，A為換熱面積(m2)，K為傳熱系數(W/m2·K )，Δt流體對數平均溫度，t1,t0分別為流體進出口溫度(℃)，tw為管壁溫度(℃).

(3)

換熱管的熱流量Φ可以表示為

tw=ρπcpde2v(t0-t1)

(4)

式(3)中ρ為流體密度,cp為流體比定壓熱容(kJ/(kg·K)),dc為當量直徑(mm),v為流體流速(m/s).

(5)

式(5)中qv為流體體積流量,m3/h.

聯立式 (1)式至(5)可以求解出傳熱系數為

(6)

1.3 實驗模型

表1列出了兩種模型換熱管在外徑、壁厚、管長的參數相同情況下進行的實驗對比分析.

表1 實驗用換熱管類型名稱及尺寸Tabel 1 Type name and sizes of tubes in the experiment mm

圖1是內置螺旋葉片轉子換熱管結構，換熱管總長1 000 mm,螺旋葉片轉子所處位置如圖1所示,從換熱管左端的300 mm處到700 mm處,由圖1可知,螺旋葉片兩部分葉片是對稱結構.

圖1 換熱管內部螺旋葉片轉子結構及所處位置示意圖Fig.1 The spiral blade rotor structure and location in the tubes

實驗裝置系統包括換熱管、循環管路、溫度及壓力至系統等 如圖2所示。

注：1-水泵 2-閥門 3-加熱器 4-換熱器 5-熱流體進口 6-熱流體出口 7-冷流體進口 8-冷流體出口 9-流量計 11-U型壓差計

圖2實驗流程裝置

Fig.2 The experimental circuit device

1.4 實驗參數

熱流體顆粒溶液進口溫度保持在100 ℃;冷流體自來水進口溫度保持在20 ℃;控制閥門大小及水泵使管程內部流體入口流速保持穩定在1 m/s；顆粒溶液顆粒密度取2 500 kg/m3,顆粒粒徑取40 μm;水密度取997.2 kg/m3,黏度取0.001 kg/(m·s).

1.5 實驗方案

(1)由于該實驗要看到明顯的對比試驗結果,一般工作情況下,試驗周期比較長.為了減少試驗時間,本實驗采用不溶于水的固體顆粒溶液，顆粒密度2 500 kg/m3,粒徑40 μm,此顆粒溶液在換熱管內容易結垢,有利于實驗研究[2-3].

(2)圖2中由水泵抽取顆粒溶液,經過加熱器加熱至100 ℃并保持恒溫,加熱完畢的顆粒溶液輸送到換熱管中,殼程中利用20 ℃自來水來冷卻顆粒溶液.

(3)試驗中在冷、熱流體進口接管處各布置一個DJ型笛型均速管測量冷、熱流體的進口流速，進出口壓降及Cesena點壓力用BT型U型壓差計測量;分別在殼程和管程的進出口位置布置一個溫度傳感器測定冷、熱流體的進出口溫度,在換熱管壁處均勻分段的放置3個溫度傳感器測管壁的溫度,用來求管壁的平均溫度tw[4-5].

(4)電加熱器功率5 kW,通過手動開關控制入口顆粒溶液溫度,流量計、溫度測量儀都進行了標定和校正，換熱器的保溫材料符合標準，具有良好的保溫性能.在管程顆粒溶液入口溫度保持恒定,分別測取在管程流量恒定、系統穩定后的各參數值.

2 實驗結果分析及結論

2.1 傳熱性能結果分析

分別對光管和內置螺旋葉片轉子換熱管的各參數,每隔10 min測量1次實驗數據并記錄下來,然后通過理論部分的推導公式(6)計算處理得到兩換熱管的總傳熱系數K的變化數據.如圖3所示.

圖3 光管總傳熱系數和內置螺旋葉片轉子換熱管總傳熱系數Fig.3 Overall heat transfer coefficient of the plain tube and built-in helical blade rotor tube

2.2 傳熱分析結論

(1)圖3中曲線K1為內置螺旋葉片轉子換熱管總傳熱系數趨勢曲線,下面曲線K2為光管總傳熱系數趨勢曲線,可知在同等流速下,K1明顯大于K2,可以說明在相同直徑、相同長度情況下,螺旋葉片轉子強化管徑傳熱效率明顯大于光管，其傳熱效率大約是光管的1.3～1.6倍[6].

(2)隨著時間推移,K1、K2傳熱系數逐漸下降,而K1一直比較穩定,這是因為隨著時間的推移，污垢會在管壁上沉積,使總熱阻增大，而導致傳熱系數減少,由此說明螺旋葉片轉子強化管換熱也很穩定,具有良好抗垢性能.

為了進一步的研究兩種換熱管的抗垢性能,將兩種換熱管的上述實驗時間延長至一周,分別將光管和內置螺旋葉片換熱管通入上述顆粒溶液，在同樣的工況下工作1周,結束后對比兩換熱管污垢沉積的情況.

2.3 污垢性能結果

圖4中螺旋葉片轉子換熱管的污垢沉積厚度明顯小于光管污垢沉積厚度,這是因為螺旋葉片轉子旋轉擾亂了污垢的沉積,使部分顆粒隨溶液排出管外,而光管中的顆粒溶液從入口向出口排出的過程中受到重力的影響，顆粒慢慢的往下沉積,隨著時間推移并累積變多.表明內置螺旋葉片轉子換熱管能夠抵抗污垢的沉積,具有良好的抗垢性能.

(a)光管 (b)螺旋葉片管

另外對光管和螺旋葉片轉子換熱管z=295 mm和z=710 mm兩橫截面用fluent進行污垢分布模擬驗證分析.把管入口位置的顆粒溶液體積分數大小設為20%,選取管的入口截面設為入口速度邊界條件;管的出口截面設為出口壓力邊界條件,出口截面壓力值設為0 Pa.由于該換熱實驗中顆粒溶液存在兩相,主要考慮固體顆粒影響,于是模擬結果偏差的影響中一定要考慮重力作用,在fluent中勾選豎直向下的重力條件，大小為9.8 m/s2.在fluent中導入處理好的mesh文件,在scale設置中單位設為mm,由于螺旋葉片轉子旋轉擾流，管內湍流的各向異性很強烈，顆粒溶液流動時徑向速度和切向度的脈動更加強，因此選擇k-ε、RNG湍流模型來計算.此外,選用SIMPLE方式計算速度和壓力的耦合,湍流中宜選二階迎風方法計算,并且使用QUICK的離散格式,將管入口的平均壓力趨向穩定定義為收斂條件,設置殘差值小于10-6[7].

2.4 污垢分布模擬

(1)從圖5(a)中可以看出z=290 mm橫截面處，光管頂部沉積的污垢體積分數很明顯小于它底部顆粒污垢的體積分數,說明換熱管內顆粒污垢受到重力影響,更加容易沉積在換熱管底部.而在內置螺旋葉片轉子換熱管的底部污垢分布并不多，底部和頂部污垢體積分數大部分都在平均水平.表明螺旋葉片轉子能有效的打亂顆粒的沉積，使顆粒更容易排出換熱管.

(2)結合圖5(a)和圖6(b)可以看出,不僅在z=290 mm截面處，而且在z=710 mm處,內置螺旋葉片轉子換熱管底部的污垢體積分數都小于光管.表明螺旋葉片轉子的旋轉擾流能大量減少內置轉子部分區域污垢的沉積量，而且能對轉子段之外的兩端區域的抗污垢能力有所提高.

(a)光管 (b)螺旋葉片轉子管

(a)光管 (b)螺旋葉片轉子管

(3)對比圖5(a)和圖6(b)不難發現光管z=710 mm出口處截面底部的顆粒污垢體積分數比z=290 mm處進一步增大,頂部的體積分數進一步減小.而內置螺旋葉片轉子換熱管在z=290 mm和z=710 mm兩處的污垢體積分數分布基本一致,整個截面的污垢體積分數比較均勻,并且都明顯小于光管的沉積的污垢體積分數.這是由于在內置螺旋葉片轉子的旋轉作用下,z=290 mm和z=710 mm處的顆粒很難沉積下來，基本上均勻分布在溶液中.

(4)不管是光管還是內置螺旋葉片轉子換熱管，其內部兩側的污垢分布都比較少，并且比較均勻，換熱管抗垢應該重點考慮管的底部.

3 結 語

a.在相同當量直徑、相同管長和相同實驗工況下,內置螺旋葉片換熱管比光管的總傳熱系數大，具有更好的強化傳熱性能,且其強化傳熱效率較光管提高約30%，同時螺旋葉片換熱管傳熱效果隨著時間的推移，基本保持穩定趨勢，而光管的傳熱效果逐漸下降.

b.因為在顆粒自身豎直向下的重力作用下，顆粒污垢逐漸向下沉積，光管底部的顆粒污垢沉積量明顯高于光管頂部，并且顆粒隨著溶液從入口流向出口，顆粒污垢沉積量隨著增加.由于在內置螺旋葉片轉子旋轉的擾流作用下，轉子強化管內的污垢沉積量較光管顯著的減少了，特別在轉子兩端截面處，污垢沉積量分布趨于均勻,結果表明，和光管相比螺旋葉片轉子換熱管具有更好的抗垢、除垢性能.

致 謝

感謝武漢工程大學機電工程學院腐蝕與防護實驗室老師及同學的熱情幫助和支持.

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