帶有換熱器的吹除管路系統試驗與仿真研究

王營軍，陳 山，文小平，程 帆，劉照智

（北京航天發射技術研究所，北京，100076）

0 引 言

換熱器在很多行業都有著非常多的應用，而螺旋管式換熱器由于結構緊湊、傳熱效率高、制造簡單等優點，廣泛應用于航天、化工、石油等行業。隨著產能的提高，節能減排的需求，換熱的熱效率也在不斷提高[1～3]。在管路吹除系統中，吹除氣體通過換熱器后溫度顯著升高，換熱器的換熱效率和管路吹除系統的絕熱性對管路末端氣體的溫度起到重要作用。

換熱器中不同的管路形式影響換熱器的換熱效率，在換熱容器有限的空間中布置合理高效的換熱管路是換熱器研究的重點[4～6]。陶國君等[7]提出了一種新型的盤管冷凝器，通過在盤管中間區域增加鋼絲結構來增加換熱面積與改變流動方式，并通過試驗發現改善后的設備冷凝效率提高，可以極大增加換熱效率。孔捷等[8]分析了螺旋管緊湊式換熱器內的流動換熱特性，由于外部空氣回流導致溫差下降，沿著管內流動方向，換熱系數逐漸降低，而且在彎管段由于二次流的原因導致傳熱性能相對較好。換熱器內交錯的管路結構導致流動復雜，分析管路內外的流動特性和換熱機理可為提高換熱效率提供理論依據。陳志光等[9]通過數值模擬和試驗對水為水螺旋管的傳熱系數進行了研究，通過攪拌方式來提高強制對流的換熱系數。在新型螺旋盤管換熱器優化設計時，劉重裕等[10]提出了采用清除污垢和增設圓柱空筒的方式來增強換熱，定期消除外壁污垢能有效降低污垢熱阻，同時增設圓柱空筒能夠極大地提高換熱器盤管外側水流速度，有效提高盤管外側的對流換熱系數。根據換熱器的換熱原理，楊明等[11]以換熱器性能設計中的換熱體積和換熱過程壓降損失為優化對象，統籌換熱器效率與壓降損失兩方面因素，實現對換熱器的優化設計。

帶有換熱器的管路吹除系統優化設計既要考慮換熱器的換熱效率，又要對整個吹除管路系統的流動特性進行綜合分析。根據試驗數據分別建立換熱器和吹除管路的仿真模型，并根據要求對管路系統進行優化設計，明確氣體在各階段的換熱機理，為工程設計提供理論指導。

1 吹除管路系統

吹除管路系統由高壓氣源供氣，采用減壓閥調壓方法對供氣的壓力和流量進行控制，通過硬管連接進入換熱器，溫度較低的氣體在換熱器中溫度升高后通過下游管路對負載管路進行長時間吹除。

管路吹除系統的換熱過程如圖1所示，氣體通過減壓器后，由于節流效應溫度降低。溫度較低的氣體在換熱器內通過管內對流換熱、熱傳導以及管外換熱進行熱交換，氣體經過換熱器前后與換熱器內相比，僅管路外的換熱方式存在差異，氣體在換熱器前管路的換熱可以理解為大空間內空氣的自然對流換熱，換熱器內可以看作管束對流換熱，換熱器后管路由于有保溫管的防護，可以將氣體在后方管路流動近似為少量的熱傳導過程。

圖1 吹除系統換熱示意 Fig.1 Heat Transfer of the Blowing Pipeline System

分析管路吹除系統的換熱過程發現，氣體在管路末端溫度升高需要外部熱源提供能量，所需要的功率為

式中 m為質量流量，kg/s；pc為定壓比熱容，kJ/（kg·K）；tΔ為氣體溫升，K。

氣體經過減壓進行吹除過程中存在節流效應，這時需要考慮氣體的種類和節流效應，對于常用的氮氣和空氣而言，溫度明顯降低，需要更高的輸入功率，而對于氦氣吹除時，經過節流后溫度升高，在達到同等溫度要求時，輸入功率會相對降低。為覆蓋所有工況，功率計算時需要考慮輸入功率的最大值。

2 螺旋管式換熱器分析

2.1 螺旋管式換熱器方案對比

換熱器作為吹除管路系統中唯一的熱量來源，根據吹除管路系統需要的功率和換熱器的換熱效率來設計管路。螺旋管式換熱器的換熱效率由多個因素決定，其中，螺旋管的形式影響氣體通過管路時外部的換熱系數。換熱器參數如表1所示，采用水浴式加熱方式，在原方案的基礎上重新優化了換熱器，管路系統更新后，新方案的換熱器盤管最大中心直徑的盤管與最小中心直徑的盤管相連接，由原方案中7路不同長度的盤管改為長度相同的4路盤管，占用更小的空間。

表1 不同方案的換熱器特性參數對比 Tab.1 Comparison of Characteristics Parameters of Heat Exchanger in Different Schemes

2.2 螺旋管式換熱器試驗與仿真對比

為了確認換熱器的換熱效果，采用原方案的換熱器進行了試驗研究，試驗采用高溫純水對常溫氮氣進行加熱，換熱器前后管路連接如圖2所示，在換熱器的進、出口分別安裝壓力表和溫度傳感器，氣體吹除穩定后記錄試驗數據，開展換熱器在不同流量下換熱特性的試驗研究。

圖2 螺旋管式換熱器試驗示意 Fig.2 Experimental of the Coil Heat Exchanger

氣體經過換熱器內螺旋管路的過程中，換熱器內的換熱過程較為復雜，氣體在管內流動狀態為旺盛湍流區，在高溫差和長徑比較大時，氮氣在管路內狀態滿足格尼林斯基條件，根據格尼林斯基簡化得到努塞爾數，最后再通過螺旋修正系數確定氣體對換熱管內壁的對流換熱系數，根據式（2）進行對流傳熱系數的計算:

式中iNu為管內換熱的努塞爾數，無量綱；Re為雷諾數，無量綱；Pr為普朗特數，無量綱；fT為體溫度，K；WT為壁面溫度，K。

式中ic為螺旋修正系數，無量綱；λ氮為氮氣的導熱系數，W/(m·K)；iD為螺旋管中心直徑，m。

換熱器內螺旋管為硬管連接，管壁材料的導熱系數wλ與材料的屬性和幾何尺寸相關。換熱器螺旋管外被水包圍，螺旋管與水的換熱過程可以理解為管束的傳熱過程確定螺旋管外對流換熱系數h外。通過計算發現，在螺旋管外計算換熱時，可以通過攪拌水的方式來增強管外的對流換熱系數。

總的換熱系數為

式中 h內為螺旋管內對流換熱系數，W/(m2·K)；h外為螺旋管外對流換熱系數，W/(m2·K)；wλ為管壁材料的導熱系數，W/(m·K)；D內為螺旋管內徑，m；D外為螺旋管外徑，m。

結合換熱器管路參數和換熱器換熱系數計算結果，使用AMESim軟件建立仿真模型，如圖3所示。原方案中7路不同長度的盤管改為長度相同的4路盤管，仿真模型中改變長度和換熱系數，根據盤管長度計算對應的換熱系數，將總的換熱系數帶入仿真模型。根據換熱器盤管特性以及不同孔板的試驗工況，在孔板和外部水溫確定的條件下，調節入口氣體的壓力和溫度，將理論計算的換熱系數帶入螺旋管總的傳熱系數中，在入口氣體壓力和溫度的試驗值和壓力值保持一致時，收斂的計算結果是該孔板下的換熱器穩態流動的工況。

圖3 螺旋管式換熱器仿真模型 Fig.3 Simulation Model of the Coil Heat Exchanger

不同工況計算過程中發現，出口氣壓主要受到管道阻力的影響，換熱器系數對出口氣溫影響較大，隨著換熱器出口溫度的升高，質量流量逐漸減小。螺旋管式換熱器試驗與仿真對比結果如表2所示，3種工況入口壓力分別為20.5 MPa、20.3 MPa和20.4 MPa，在出口邊界相同的條件下，出口氣壓和平均溫度的試驗與仿真計算的誤差都小于5%，該仿真模型能較好地模擬換熱器試驗。

表2 換熱器在不同工況下試驗與計算結果對比 Tab.2 Test and Simulation Results of the Heat Exchanger at Different Points

由于換熱器內盤管式管路的長度有所不同，各路盤管的溫度分布存在差異，如圖4a所示，圖中對應表2中3個工況盤管末端的溫度和流量分布，從各盤管的溫度分布可以發現，在最外圈最長的盤管換熱比較充分，在盤管末端溫度基本能接近水溫。逐漸向內圈的盤管，由于長度較短，末端溫度逐漸降低，同時對于長度短的盤管而言，流動阻力較小，在該支路的流體質量流量較大，換熱器內各盤管的流量分布見圖4b，流量的分布由外圈向內圈逐漸增加。各盤管在換熱器出口都進入集氣管，氣體溫度在集氣管內完成熱交換，在內圈盤管的氣體換熱不充分，溫度低而且流量較大，在集氣管中使得混合后的氣體溫度降低。氣體在換熱器出口溫度介于盤管最高溫度和最低溫度范圍內。

圖4 不同工況下各路盤管末端溫度和流量分布 Fig.4 The Temperature and Flow Distribution of Each Coil at Different Conditions

續圖4

對于盤管長度相同的換熱器，最大中心直徑的盤管與最小中心直徑的盤管相連接，各路盤管長度相同，在換熱器總換熱系數不變的情況下，每根盤管出口的流量和溫度都相同，減少了不同溫度的氣體在集氣管內摻混所帶來的熱損失。

3 吹除管路系統分析

3.1 吹除管路系統試驗與仿真對比

為了進一步驗證吹除管路系統的流動特性，需要對換熱器上、下游的管路進行仿真分析。氣體經過換熱器外管路時，管路內的對流換熱和管路本身的熱傳導和換熱器內是相似的，在管路外部，換熱器前管路外部被空氣包圍，遠離管路壁面氣體可以看作是常溫，靠近管路壁面處可以認為是大空間自然對流換熱。通過格拉曉夫數來確定努塞爾數，從而確定氣體管路外的大空間自然對流換熱系數。換熱器后管路傳熱主要的熱阻為橡塑材料，在硬管外由導熱系數較小的材料包裹，其導熱率很低，管內氣流傳熱穩定后，總的傳熱效果可以近似極小的熱傳遞過程。

吹除管路的換熱過程確定后，分別計算各環節的傳熱系數。使用AMESim軟件建立帶有換熱器的吹除管路系統仿真模型，如圖5所示。

圖5 帶有換熱器的管路吹除系統仿真模型 Fig.5 Simulation Model of the Blowing Pipeline System with Coil Heat Exchanger

氣體在螺旋管外的換熱為管束外的對流換熱，在吹除管路的換熱為大空間內空氣的自然對流換熱，將理論計算的總換熱系數帶入仿真模型中，同時設置管路的長度參數。換熱器模型已經通過試驗和計算完成驗證，對該系統開展了不同工況下加溫吹除驗證。

表3為吹除管路的試驗和仿真結果，在管路進口條件分別為20 MPa、20.3 MPa和21.2 MPa，管路末端的壓力試驗與仿真結果相符。由于管路系統中的最小通徑是換熱器上、下游的管路通徑，通過調節孔板通徑，新方案的換熱器管路吹除系統均能滿足要求。試驗結果表明，帶有換熱器的管路吹除系統仿真模型能較好地對管路吹除進行計算。

表3 管路吹除系統末端壓力試驗與計算結果對比 Tab.3 Test and Simulation Results at the End of the Blowing Pipeline System

3.2 不同因素對吹除管路系統換熱過程的影響

在帶有換熱器的管路吹除系統中，螺旋管式換熱器傳熱效率對氣體溫度的升高起到重要作用。由于換熱器內的水是通過加熱棒進行加溫，加熱棒周圍水的溫度存在差異，而且氣體在通過換熱器時，換熱器進、出口的溫差較大，所以在計算換熱器的換熱系數時要考慮不同換熱系數對換熱器出口氣體溫度的影響。圖6所示為不同水溫下換熱系數變化對出口氣體溫度的影響，在水溫和換熱功率確定的條件下，換熱器出口氣體溫度隨著氣體流量的增加而減小，這是因為越多的溫度較低的氣體在吸收相同熱量時，換熱器出口氣體溫度會越低。

分析管路吹除系統時發現，可以通過減弱換熱器后管路的漏熱和增強換熱器的換熱效率來提高氣體進入負載時的溫度，管路外保溫管的熱傳導影響高溫氣體與外界的熱交換。對換熱器而言，可以通過增強管路的導熱和管外水的換熱來增強換熱器的換熱效率，在水溫一定的條件下，換熱器換熱系數增加到一定程度時氣體溫度升高的速率減小，同時可以通過提高水溫來顯著提高氣體進入負載時的溫度。如圖6b所示，在不同的加熱水溫條件下，氣體溫度存在明顯差異。在363 K水溫加熱時，換熱效率較高時氣體在進入負載時均能大于343 K。相同流量下，高溫和高效的換熱能使氣體溫度明顯增加。

圖6 不同因素對換熱器出口氣體溫度的影響 Fig.6 Influence of Different Factors on the Outlet Gas Temperature of Heat Exchanger

4 結 論

本文對帶有換熱器的管路吹除系統進行了復算，并對管路系統的換熱過程進行了分析。在原方案換熱器和管路吹除系統試驗數據的基礎上，建立了管路吹除系統的數值計算模型，對優化的管路系統進行了不同工況下的數值計算。主要得出以下結論：

a）明確了帶有換熱器的管路吹除系統各環節氣體換熱機理，根據傳熱參數設置的數值模型與實際試驗結果能較好地保持一致，該數值計算模型可以較好地對實際吹除過程氣體的流量和溫度進行復算。

b）對螺旋管式換熱器而言，螺旋管長度相同時可以使氣體在換熱器出口溫度均勻，減小不同溫度氣體摻混所帶來的熱損失。

c）可通過調節水溫和減弱換熱器上、下游的管路漏熱來提高氣體進入負載時的溫度。