換熱器的理論強化傳熱評價準則研究

王斯民,王萌萌,顧昕,簡冠平,文鍵

(1.西安交通大學化學工程與技術學院,710049,西安;2.西安交通大學能源與動力工程學院,710049,西安)

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王斯民1,王萌萌1,顧昕1,簡冠平1,文鍵2

(1.西安交通大學化學工程與技術學院,710049,西安;2.西安交通大學能源與動力工程學院,710049,西安)

對于現有的理論只考慮了換熱器換熱量或傳熱溫差的影響,而沒有考慮壓降和泵功的問題,分析和推導得出兩種新的評價指標ET/EP2/3和ET/EP,并命名為EPEC(entransy performance evaluation criterion)指標,分別表征了單位壓降和單位泵功下的換熱量,這對換熱器傳熱強化性能評價工作具有重要的參考價值。同時,對18°和27°平面螺旋折流板換熱器和折面螺旋折流板換熱器的實驗結果分別進行了基于熱力學第一定律、熱力學第二定律以及新的理論評價指標的分析,研究表明:ET/EP2/3和ET/EP與單位壓降和單位泵功下的換熱量隨有效度的變化趨勢基本一致,驗證了新評價指標的有效性和可靠性。不同評價指標均從不同方面反映了換熱器的性能,同時也說明了不同評價指標之間的差異和針對不同換熱器不同工況統一標準的必要性。

螺旋折流板換熱器;理論;評價準則;可靠性

管殼式螺旋折流板換熱器已在我國工業應用冷換設備中占有重要地位,主要有壓降小、無滯留死區、不易結垢等優點[1],因此對于螺旋折流板換熱器的傳熱性能強化研究具有重要意義。但是,在實際應用中如何對換熱器的傳熱性能及阻力因素進行綜合的評價還是很困難的,且由于換熱器種類和型號繁多,至今沒有一種評價標準是具有普遍適用性的。

綜合評價一臺換熱器性能包括很多方面,例如換熱器的熱工性能(傳熱和阻力)、經濟性、運行安全性等,這里只考慮熱工性能。常用的換熱器熱工性能評價指標主要有熱力學第一定律的評價方法和熱力學第二定律的評價方法[2],基于熱力學第一定律的評價方法主要有:換熱系數h/h0和阻力因子j/j0的評價方法,隨后又以歸一化的努賽爾數Nu為標準來進行評價,這些主要針對換熱過程的某一量綱進行比較,簡單而且直觀,但是研究發現,隨著換熱性能的改善,阻力消耗往往也相應增大,考慮阻力的影響,有學者提出了單位壓降下的換熱系數K/Δp以及單位阻力因子下的努賽爾數Nu/j等[3]。但是,隨著研究的深入,發現有些傳熱強化技術不能滿足單位壓降下的換熱提高,而在單位泵功情況下可以得到改善,于是從相同消耗功率下傳熱的大小出發推導出Nu/j1/3作為評價準則[4]。這種綜合評價標準目前應用較多。但是,以上指標只考慮了熱量傳遞的數量而沒有考慮熱量傳遞的質量。

基于熱力學第二定律的評價指標則考慮了熱量傳遞的質量,表征了傳熱過程的不可逆性,因此也具有重要的意義。Bejan在此基礎上提出了以熵產來評價換熱器的傳熱性能[5],換熱器的熵產包括由傳熱和流動過程引起的熵產,但是流動過程比傳熱過程引起的熵產小很多。也有很多學者采用分析法對換熱器進行分析[6],結果也表明了換熱器傳遞的質量。值得注意的是,過增元從熱電比擬的角度提出了的概念[7],代表了熱量傳遞的勢能,近年來得到廣泛應用,但是的極值理論只是考慮了傳熱過程中的熱量或者傳熱溫差,而忽略了壓降和泵功的消耗,因此還需要進一步完善。

本文綜合了熱力學第一定律和熱力學第二定律的評價方法,在等壓降和等泵功的前提下對關于耗散的換熱器評價標準進行了分析,提出了兩個新的評價指標,即EPEC(entransy performance evaluation criterion)指標,并對18°和27°平面螺旋折流板換熱器和改進的折面螺旋折流板換熱器的實驗數據分別進行熱力學第一定律、熱力學第二定律以及新的理論指標評價,從而驗證新指標的可靠性。

過增元等基于熱電比擬的方法對比發現,在熱力學系統中缺乏與電能對應的物理量,從而針對這一點,定義了的概念,用以表征熱量的勢能[8]

(1)

∫q(x)(Th(x)-Tc(x))dx=T′dq

(2)

式中:C表示熱容流量;下標h和c分別表示熱流體和冷流體,i和o分別表示進口和出口;q(x)為x處的熱流量;Th(x)表示x處的熱流體溫度;Tc(x)為x處的冷流體溫度;T′為換熱器殼側流體溫度的平均值。假設換熱過程中流體的物性為定值且殼側溫度變化不大,此時傳熱耗散即和換熱量成正比關系,則

Q=nET(n為常數)

(3)

(4)

(5)

(6)

式中:m為殼側流體的質量流量;ρ為流體密度;Δp為殼側壓降?？偤纳槎咧?/p>

E=ET+EP

(7)

(8)

式中:E*被稱為總耗散數;Q為實際換熱量。

由文獻[12]可知,因流動阻力引起的熵產遠遠小于傳熱溫差熵產,因此本文忽略流動引起的熵產,僅考慮傳熱引起的熵產

(9)

一般來說,換熱量或換熱系數增加的同時,阻力也相應增加,所以為了在相同阻力情況下得到更大的換熱量,采用單位壓降下的換熱量Q/Δp來進行評價,對應于理論時,由上文可知,傳熱耗散與換熱量成正比關系。對于壓降

(10)

(11)

(12)

式中:u為殼層最小流通截面的流速;L為換熱管的長度;ρs為導熱油密度;ν為導熱油運動黏度;qv為殼側熱傳導油流量;do為換熱管外徑;Sz為最小流通截面積。

管外橫向沖刷管子湍流流動的阻力系數關聯式為[13]

f=cRe-0.25

(13)

則阻力系數f與Re-0.25成正比,即f～Re-0.25,所以當介質物性不變且螺旋折流板換熱器的結構給定時

Δp=au2Re-0.25=bRe1.75

(14)

即Δp和Re1.75成正比

(15)

EP和Re2.75成正比。

(16)

以上式中a、b、c、c0、d均為常數,且由上文推導可知,Q～ET

(17)

經研究和實踐驗證,有時單位壓降下的換熱量并不能很好地表示換熱量和阻力之間的關系,而單位泵功下的換熱量卻得到改善,因此有學者提出采用Q/W來表示消耗相同的泵功時換熱量的大小,而在理論上,由上文可知,傳熱耗散和換熱量成正比關系ET～Q,且由上文

(18)

螺旋折流板換熱器的泵功為

W=SzuΔp

(19)

對于螺旋折流板換熱器

Sz=0.5B(D-Ndo)

(20)

式中:B為螺旋折流板換熱器螺距;D為殼體內徑;N為換熱管排數。

在殼側內徑、換熱管外徑和螺距不變的情況下,螺旋折流板換熱器的最小流通面積即保持不變,則此時換熱器的阻力耗散正比于換熱器泵耗功率

EP=kW

(21)

(22)

因此,ET/EP表示了單位泵功下的換熱量大小。

2 螺旋折流板結構的改進

目前,螺旋折流板常用的板式均為1/4圓的扇形折流板結構,一個螺距由4塊折流板前后搭接組成,此時殼側大部分流體沿著折流板和管束組成的近似螺旋通道流動,但同時也有一部分流體沿著相鄰兩折流板之間的搭接三角區形成的快速流道流動,形成螺距為4倍管束螺距的另一股螺旋漏流,偏離了理想的螺旋流,影響了螺旋折流板換熱器的換熱性能。因此,王斯民等提出了折面螺旋折流板的結構[15],由圖1中可以看出,折面折流板使相鄰兩塊平面折流板在搭接時所形成的夾角合攏,即漏流三角區被有效封閉,從而改善了傳統螺旋折流板換熱器在搭接處的漏流,使殼程的流動更加接近于標準的螺旋流,靠近管束中心區域的流體的流速也相應增大,流體與換熱管的接觸更加充分,故強化了傳熱。

(a)平面螺旋折流板

(b)折面螺旋折流板圖1 螺旋折流板結構示意圖

3 實驗流程與方法

實驗主要針對50%搭接度,螺旋角分別為18°、27°的平面螺旋折流板與折面螺旋折流板共4種結構,殼體內徑為250 mm、長2 000 mm。在其他結構參數和操作工況不變的條件下,研究不同板型結構下的螺旋折流板換熱器的傳熱和阻力性能。

實驗流程布置如圖2所示,實驗系統主要由殼側的油路循環和管側的水路循環以及測試系統組成。冷卻水從水箱開始,經換熱器加熱后送到冷卻塔進行冷卻,循環用的水貯存于水箱中,通過水泵進入系統循環使用。殼程采用昆侖L-QC310導熱油,導熱油從膨脹槽開始,通過電加熱器加熱到所需的溫度后經油泵進入換熱器。保持管程和殼程流體進口溫度和管程流量基本不變,改變殼側導熱油的流量進行分組實驗。

實驗數據采集系統采用多通道數據采集儀,實時監控測量數據及變化。實驗中采集的數據包括管程水和殼程導熱油的進出口溫度、流量以及進出口的壓差。管側水的體積流量使用LWGY系列渦輪流量計測量,殼側導熱油流量采用耐高溫的DLWGY系列渦輪流量計測量,誤差均為0.5%。溫度采用熱電阻進行測量,誤差小于0.2%。進出口的壓差則采用壓差變送器測量,誤差為0.5%。以上數據的測量均在每組工況改變一段時間以后,即流動較為穩定以后測得[16]。

圖2 換熱器性能實驗流程圖

4 螺旋折流板換熱器的實驗結果分析

4.1 基于熱力學第一定律的性能評價

圖3為不同板型結構下螺旋折流板換熱器的總換熱系數K隨殼側流量的變化曲線。從圖中可以看出,不同結構下總換熱系數均隨著殼側流量的增大而增大,且在流量相同時,折面螺旋折流板換熱器的總換熱系數大于平面螺旋折流板換熱器。螺旋折流板板型相同時,18°螺旋角的螺旋折流板換熱器換熱系數均大于27°螺旋角的。這是由于折面螺旋折流板有效封堵了搭接三角區的快速流道,使流體向殼體中心聚攏,流體與換熱管表面進行了更充分的接觸和換熱。在板型結構相同、但螺旋角更小時,相同殼體長度下的螺距更小,螺旋周期數增加即螺旋折流板的數目增多,且相同的殼側流量下,螺旋角更小時殼側流速更大,因此換熱得到強化[17]。

圖3 總傳熱系數隨殼側流量的變化曲線

圖4顯示了螺旋折流板換熱器的總壓降隨殼側流量的變化趨勢。由圖中可知,總壓降均隨著殼側流量的增大而增大,且在流量不變的情況下,折面螺旋折流板換熱器的壓降均大于平面螺旋折流板換熱器。板型結構相同時,18°螺旋折流板換熱器的壓降大于27°螺旋折流板換熱器。這是因為折面螺旋折流板使得原先流過4倍螺距的快速通道的流體沿著單倍螺距的螺旋流道流動,流體流經的管子數目增加,同時流體的軸向速度減小,流體流動更接近于橫向流,增加了流動的阻力。殼體總長不變時,18°螺旋角的螺旋折流板數目大于27°螺旋角的,因此殼側流體流經折流板時碰撞次數更多,導致了阻力的增加。

圖4 總壓降隨殼側流量的變化曲線

圖5表明了換熱器常用的綜合評價指標PEC準則數Nu/f1/3隨殼側導熱油流量變化的趨勢。從圖中可以看出,在流量、螺旋角、搭接度均相同的情況下,折面螺旋折流板換熱器的綜合性能均優于平面螺旋折流板換熱器,說明折面螺旋折流板換熱器阻止了三角漏流,有效地提高了換熱器的性能。在流量相同的情況下,18°、50%搭接度的折面螺旋折流板換熱器的性能最佳,且明顯優于27°螺旋角的情況。這是由于在螺旋角較小時,換熱器內螺旋周期數較多,流道變窄而流體流過的路徑更長,流體在換熱器中的湍動也會更加強烈,所以小螺旋角時的綜合評價性能更高。

圖5 Nu/f1/3隨殼側流量的變化曲線

4.2 基于熱力學第二定律的性能評價

本文只考慮了殼側傳熱引起的熵產S,由于螺旋折流板實驗中殼側導熱油溫度降低,因此得到的殼側熵產為負值。由圖6可知,隨著有效度的增加,殼側熵產均隨之增大,即有效度越大,換熱過程的不可逆性越大。在相同有效度的情況下,18°平面螺旋折流板換熱器的熵產最小,即傳熱過程的不可逆損失最小,性能最優。由圖6還可知,當螺旋角相同時,折面螺旋折流板換熱器的不可逆損失均小于平面螺旋折流板換熱器,表明折板有效地改善了螺旋折流板換熱器的殼側流動,增強了換熱。

圖6 殼側熵產隨有效度的變化曲線

圖7 總耗散數隨有效度的變化曲線

圖8 單位壓降下的換熱量隨有效度的變化曲線

圖隨有效度的變化曲線

圖10 單位泵功下的換熱量隨有效度的變化曲線

圖11 ET/EP隨有效度的變化曲線

圖10和圖11給出了單位泵功下的換熱量Q/W、ET/EP與有效度之間的關系,由圖中可知,單位泵功下的換熱量和ET/EP隨有效度的變化趨勢基本一致,驗證了ET/EP的物理意義的正確性。從圖中還可知,隨著有效度的增加,單位泵功下的換熱量和ET/EP均隨之增大,即隨著流量的增大,泵功增加的比例大于換熱量增加的比例,則單位泵功下的換熱量和ET/EP相應減小,在有效度相同的條件下,27°平面螺旋折流板換熱器在單位泵功下的換熱量最大,且在螺旋角相同時,平面螺旋折流板換熱器單位泵功下的換熱量均大于折面螺旋折流板換熱器,這說明折面螺旋折流板換熱器在改善殼側流動換熱的同時也引起了更大的泵耗功。

綜合以上基于熱力學第一定律和熱力學第二定律的評價指標分析,對于單個的換熱系數和壓降等的分析均只考慮了一方面的影響因素。換熱器換熱性能增加的同時往往伴隨著壓降或泵功的消耗,因此綜合考慮各種因素更為合理,但同時考慮到換熱量、壓降、泵功之間增量的數量級之間的差異,且有時壓降和泵功在工業允許范圍內側重于追求換熱性能的提高等因素,故不同情況下仍需考慮合適的評價標準。每一種評價指標可能都從不同角度反映了換熱器的性能,但是針對不同的換熱器類型如何采取統一的評價指標還需要進一步完善。本文的EPEC準則是對理論評價標準的完善,綜合考慮了換熱性能和損耗之間的關系,對于理論的進一步發展具有重要意義。

5 結 論

(1)本文考慮了壓降和泵功的因素,首次經過分析和推導得出兩種新的基于傳熱耗散和阻力耗散之間的評價指標和ET/EP,分別表征了單位壓降和單位泵功下的換熱量的評價指標,這對換熱強化的評價工作具有重要意義。

(2)由熱力學第一和第二定律評價指標分析可知,18°平面螺旋折流板換熱器的綜合性能最優,且在螺旋角相同的情況下,折面螺旋折流板換熱器的性能優于平面螺旋折流板換熱器,證明折面螺旋折流板換熱器有效地阻擋了殼側三角漏流區,使殼側流場更加接近于螺旋流,增強了換熱。

(4)不同的評價指標分析結果均有不同的側重,說明了不同評價指標之間的差異和針對不同換熱器不同工況統一標準的必要性,應用過程中要結合實際需要進行選擇。

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(編輯 荊樹蓉)

Research on the Heat Transfer Enhancement Evaluation Criterion of Heat Exchanger Based on Entransy Theory

WANG Simin1,WANG Mengmeng1,GU Xin1,JIAN Guanping1,WEN Jian2

(1. School of Chemical Engineering and Technology, Xi’an Jiaotong University, Xi’an 710049, China;2. School of Energy and Power Engineering, Xi’an Jiaotong University, Xi’an 710049, China)

In consideration of the fact that present entransy theory only paid attention to the influence of heat exchange amount or heat transfer temperature difference, without taking into account the pressure drop and pump power, we analyzed and derived two entransy evaluation criteria EPEC (entransy performance evaluation criterion) related to heat transfer entransy dissipation and resistance entransy dissipation, which represent the heat transfer capacities under unit pressure drop and pump power, respectively. These two evaluation criteria have important reference value to the performance evaluation of enhanced heat transfer. In addition, this paper also analyzed the experimental results of the 18° and 27° plane helical baffle heat exchanger and folding helical baffle heat exchanger based on the first and second laws of thermodynamics and the new entransy evaluation indicators. The results show that the changing tendencies ofET/EP2/3andET/EPwith the effective degree are in good agreement with that of the heat transfer under unit pressure drop and pump power, verifying the validity and reliability of the new evaluation indicators. Different evaluation indicators reflect the performance of heat exchanger in different ways, which also illustrate the difference between different evaluation criteria and the necessity to unify the evaluation criteria for different heat exchangers under various working conditions.

helical baffle heat exchanger; entransy theory; evaluation criterion; reliability

2015-04-22。 作者簡介:王斯民(1977—),男,副教授。 基金項目:國家自然科學基金資助項目(51106119,81100707);教育部高等學校博士學科點專項科研基金資助項目(20110201120052);中央高?；究蒲袠I務費專項基金資助項目。

時間:2015-10-13

網絡出版地址:http:∥www.cnki.net/kcms/detail/61.1069.T.20151013.1133.006.html

10.7652/xjtuxb201601001

TK464

A

0253-987X(2016)01-0001-07