李超 仇振安 袁慶燕

摘 要：管殼式換熱器盤式隔板和殼體之間的間隙是影響產(chǎn)品流阻的重要因素。隨著間隙的減小，換熱器的殼側(cè)流阻會急劇增加。試驗結(jié)果表明，間隙由2 mm減為1.65 mm時，殼側(cè)流阻增加100%。由此可知，該類結(jié)構(gòu)散熱器需要保證間隙的最小值不低于2 mm，以避免換熱器殼側(cè)流阻發(fā)生突變。該研究結(jié)果為該類結(jié)構(gòu)換熱器盤式隔板的設(shè)計提供了一定依據(jù)。

關(guān)鍵詞：管殼式換熱器;間隙;流阻

中圖分類號：TK172文獻(xiàn)標(biāo)識碼：A文章編號：1003-5168（2021）12-0038-03

Research on the Influence of the Gap Between the Shell and the

Disk-type Baffle of Shell-Tube Heat Exchanger on the Flow Resistance

LI Chao1 QIU Zhenan2YUAN Qingyan3

（1. Aviation Military Representative Office of Army Armament Department in Luoyang，Luoyang Henan 471000;2.Aviation Military Representative Office of Army Armament Department in Luoyang，Luoyang Henan 471000;3. AVIC Xinhang AviationIndustry （Group） Co.， Ltd.，Xinxiang Henan 453000）

Abstract： The gap between the shell and the disk-type baffle of shell-tube heat exchanger is an important factor that affects the flow resistance of the product. As the gap decreases， the shell-side flow resistance of the heat exchanger will increase sharply. The test results show that when the gap is reduced from 2 mm to 1.65 mm， the flow resistance on the shell side increases by nearly 100%. It can be seen that the radiator design of this type of structure needs to ensure that the minimum gap is not less than 2 mm to avoid sudden changes in the flow resistance of the heat exchanger shell. The research results provide a certain basis for the design of the disc baffle of this kind of structure heat exchanger.

Keywords： shell-tube heat exchanger;gap;flow resistance

隨著飛機發(fā)動機滑油系統(tǒng)發(fā)熱量的增加，其對散熱器的散熱功率要求越來越高。增加換熱器冷邊的流量是一種極為有效的提高散熱器散熱功率的方法，這樣可以加大冷邊的熱沉，從而帶走更多的熱量。但是流量的增加會進(jìn)一步提高泵的增壓要求，由于泵的能力限制，換熱器要盡量降低流阻，從而滿足發(fā)動機滑油系統(tǒng)的要求。

MASLIYAH等人通過數(shù)值計算進(jìn)行對比研究，發(fā)現(xiàn)在層流時不論是同壓力降下還是同質(zhì)量流率下內(nèi)螺旋翅片管的傳熱效率都比光管高，但翅片數(shù)越多管壁的應(yīng)力越大[1]。JOYE等人對有翅片和無翅片的環(huán)形通道做了傳熱研究，結(jié)果表明，有翅片時傳熱效率比無翅片時要高出很多，同時縱向翅片比螺旋翅片有著更好的傳熱效果[2]。KETTNER等人利用數(shù)值方法研究了在層流狀態(tài)下內(nèi)翅片管的傳熱，結(jié)果發(fā)現(xiàn)，在翅片結(jié)構(gòu)中，翅片的高度、厚度及固體與流體之間的熱導(dǎo)率對傳熱的影響較大，若把翅片的熱導(dǎo)率認(rèn)為是無限大，則計算出的傳熱效率會偏高[3]。

余波等人通過試驗的方式對三種內(nèi)翅片管進(jìn)行了傳熱與流動阻力分析，結(jié)果發(fā)現(xiàn)，堵塞芯管的傳熱效果最好[4]。徐百平等人則對外翅片管進(jìn)行了研究，總結(jié)了不同翅片形式的強化傳熱機理，并對不同結(jié)構(gòu)參數(shù)下翅片對傳熱與流阻的影響規(guī)律進(jìn)行了探究[5]。

通過上述國內(nèi)外研究現(xiàn)狀的總結(jié)可知，現(xiàn)階段，大多數(shù)學(xué)者對管殼式換熱器的強化傳熱技術(shù)研究較多，而對其流阻特性研究較少。本文重點對管殼式換熱器中盤式隔板和殼體之間的間隙對流阻的影響進(jìn)行研究，為將來該類結(jié)構(gòu)流阻設(shè)計提供一定的經(jīng)驗。

1 工作原理簡介

某發(fā)動機配套的主燃滑油散熱器工作原理如圖1所示。主燃滑油散熱器工作時，燃油作為冷邊在管內(nèi)流動，為5流程，滑油作為熱邊在管外流動，為單殼程、5折流板。產(chǎn)品配有強制對流換熱器，產(chǎn)品結(jié)構(gòu)如圖2所示。

2 殼側(cè)流阻性能分析

2.1 理論計算

本主燃滑油散熱器的殼側(cè)阻力主要由進(jìn)口管嘴阻力[P1]、出口管嘴阻力[P2]、跨管群阻力[P3]、管束缺口處阻力[P4]以及管道流阻[P5]組成，即

[ΔP=P1+P2+P3+P4+P5]? ? ? ? ? ? ? ?（1）

2.1.1 進(jìn)口管嘴阻力[P1]。其計算公式為：

[P1=12f1×ρ×υ12]? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ?（2）

式中：[f1]為阻力系數(shù)，一般取1.5;[ρ]為流體密度，kg/m3;[υ1]為流體流速，m/s。

2.1.2 出口管嘴阻力[P2]。其計算公式為：

[P2=12f2×ρ×υ22]? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? （3）

式中：[f2]為阻力系數(shù)，一般同樣取1.5;[ρ]為流體密度，kg/m3;[υ2]為流體流速，m/s。

2.1.3 跨管群阻力[P3]。其計算公式為：

[P3=12f3×ρ×υ32]? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? （4）

式中：[f3]為阻力系數(shù);[ρ]為流體密度，kg/m3;[υ3]為流體流速，m/s。

阻力系數(shù)[f3]用公式可以表示為：

[f3=3nRe0.2]? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? （5）

式中：[n]為中心管子數(shù);[Re]為雷諾數(shù)。

2.1.4 理想管束缺口處阻力[P4]。其計算公式為：

[P4=12f4×ρ×υ42]? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ?（6）

式中：[f4]為阻力系數(shù)，一般取1.4;[ρ]為流體密度，kg/m3;[υ4]為流體流速，m/s。

2.1.5 管道流阻。本文研究的兩型產(chǎn)品管路較為簡單，產(chǎn)品中產(chǎn)生的阻力較小。因此，本文忽略產(chǎn)品管路對殼側(cè)流阻的影響。下面以某型發(fā)動機配套的主燃滑油散熱器為例，進(jìn)行殼側(cè)流阻性能分析。試驗件的物理結(jié)構(gòu)如表1所示。

通過表1分析可知，兩型產(chǎn)品的跨管群流通面積和滑油進(jìn)/出口管徑相當(dāng);產(chǎn)品2的盤式隔板到殼體之間的流通面積為產(chǎn)品1的0.83倍;產(chǎn)品2的小孔的流通面積為產(chǎn)品1的1.7倍。通過分析兩型產(chǎn)品的物理特征初步認(rèn)為兩者的殼側(cè)流阻相當(dāng)，而表2的理論計算結(jié)果也初步驗證該預(yù)測。

2.2 試驗分析

2.2.1 試驗裝置。試驗裝置主要由試驗件、管路、溫度傳感器、壓力傳感器和流量表等組成。試驗的測試系統(tǒng)如圖3所示。

2.2.2 試驗結(jié)果。試驗結(jié)果如表3所示。下面定義一個新的函數(shù)來評價理論計算的誤差率（[ξ]），即

[ξ=P0-PP0×100%]? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? （7）

式中，[P0]為理論計算的流阻值;[P]為試驗測出的流阻值。

通過上述分析，產(chǎn)品1理論計算的誤差率為4.1%，試驗值與理論值符合性良好;但使用同一種計算方法對產(chǎn)品2進(jìn)行計算時，誤差率為88.5%，該現(xiàn)象表明產(chǎn)品2的殼側(cè)流阻在某一位置發(fā)生突變，從而使產(chǎn)品2的試驗值偏離理論計算結(jié)果。

2.2.3 分析。產(chǎn)生殼側(cè)流阻的主要部位為流體的進(jìn)出流阻、管道流阻、跨管程流阻和小孔處的流阻。由表1可知，兩型產(chǎn)品的進(jìn)出口管徑相當(dāng)，管路的復(fù)雜度相當(dāng)，產(chǎn)品2的小孔的流通面積大于產(chǎn)品1。因此，人們可以判定產(chǎn)品2的殼側(cè)流阻發(fā)生突變不是由上述位置引起的，最終得出主要原因為環(huán)式隔板與殼體之間的間隙太小。

根據(jù)流體力學(xué)可知，流體流動時，其與壁面接觸處的流速為0，隨著離壁面的距離增加，速度會增加。根據(jù)這一原理可得，兩型產(chǎn)品的滯止層厚度相當(dāng)，產(chǎn)品2滯止層厚度所占的比例較產(chǎn)品1大，對流量的敏感性更強，因此引起產(chǎn)品2流阻發(fā)生突變。

3 結(jié)論

通過以上理論分析和試驗對比，本研究得出以下結(jié)論。設(shè)計管殼式換熱器時，建議盤式隔板與殼體的間隙要大于2 mm，否則會引起殼側(cè)流阻發(fā)生突變。當(dāng)盤式隔板與殼體的間隙滿足要求時，應(yīng)用上述公式計算殼側(cè)流阻，符合性良好。這對該類結(jié)構(gòu)散熱器的殼側(cè)流阻計算具有一定的借鑒意義。但是，該產(chǎn)品的試驗數(shù)據(jù)較少，具有一定的局限性。

參考文獻(xiàn)：

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[2]JOYE D D，CT A S.Heat Transfer Enhancement in Annular Channels with Helical and Longitudinal Fins[J].Heat Transfer Engineering，1995（2）：29-34.

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[4]宇波，王秋旺，陶文銓.波紋內(nèi)翅片管換熱與阻力特性的實驗研究[J].工程熱物理學(xué)報，2000（3）：334-337.

[5]徐百平，朱冬生，黃曉峰，等.管外翅片強化傳熱途徑與研究進(jìn)展[J].石油化工設(shè)備，2004（5）：41-44.