带有新型隔板的管壳式换热器实验研究 修改版3.docx
《带有新型隔板的管壳式换热器实验研究 修改版3.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《带有新型隔板的管壳式换热器实验研究 修改版3.docx（15页珍藏版）》请在冰豆网上搜索。
带有新型隔板的管壳式换热器实验研究修改版3
带有新型隔板的管壳式换热器实验研究
YingshuangWang•ZhichunLiu•
SuyiHuang•
WeiLiu•
WeiweiLi
Received:
9July2009/Accepted:
3March2010/Publishedonline:
24February2011
_Springer-Verlag2011
摘要一个新型管壳式换热器设计,制造和测试，经过了原始弓形折流板换热器的实验调查研究。
两个热交换器运行性能比较结果表明,在相同的条件下,新模型的整体性能效率比分段挡板换热器高20%-30%。
引言在许多领域换热器是一种非常重要的设备,如石油精炼，发电,化学工程，过程工业、食品工业等。
在不同种类的换热器中,管壳式换热器（STHX）具有很多优点，比如可靠的结构、成熟技术和广泛的实用性,使其在各个行业得到广泛的应用[1]。
在STHX中,挡板元素发挥着十分重要的作用，如支持管管束及壳侧流体的扰动。
根据壳侧流体的流动方向，STHX可分为横向流、纵向流、螺旋流三类。
在STHX的壳侧，压降和热交换随流动状态的变化而改变，这一特点对换热器的性能有非常的影响。
传统的管壳式换热器隔板部分（SB-STHX）有许多缺点，比如管束经常发生高压降、低传热效率、有害的壳侧振动所引起的流动。
当传统的弓形隔板用于STHX,在相同的热负荷下，为了抵消更高的压降，通常需要更高泵功率。
因此,一种新型的STHX，使用不同类型的隔板可以获得更高的传热效率较低的压降。
压降、整体传热是换热系统运营费用的两个相互依存的重要影响因素。
为了提高性能，开发了不同类型挡板换热器,它有相当高的传热效率和相对较低的压力降,如杆板换热器和螺旋折流板换热器[2-11]。
因此,本研究之主要目的是，开发新型的STHX克服上述不足，并实验研究其性能。
此外,还将其与SB-STHX换热器进行性能比较。
2新型隔板STHX的结构及其制造
具有螺旋隔板的STHX，壳侧螺旋流动有某些优势,比如教高传热效率和较低的流动阻力[5、6、8]。
然而,很难制造连续螺旋隔板。
为了解决这个问题,一种新型的以传统的分段挡板为基础的花型隔板STHX换热器（FB-STHX）,,如图1所示,一个圆挡板可以被划分为四个象限，在四个象限中,至少一个象限是空心的流体流动,而其余的象限用来支持热管。
由于花挡板交变地安装，相位（相邻板的空心零件角度）可以是30°、60°或90°。
在不同的应用条件下，相位可能发生变化。
从图1可以观察到，在FB-STHX配置中的所有挡板是相同的;只有相位不同，因此制造花型挡板过程相当简化。
制造花型挡板过程和制造分段挡板是相同的,花挡板张力杆固定。
现在的FB-STHX挡板,有四个张力杆固定。
图示中数据2和3分别显示弓形隔板和花型隔板中流体流线。
从这个数据,可以观察到两种STHXs中，SB-STHX壳侧的流体流动是弯曲的，而在FB-STHX壳侧却是纵向的、有传热和流阻差异的涡流。
本文中，FB-STHX壳侧的局部换热系数试验获得并与SB-STHX的进行了研究比较。
换热器的尺寸Φ159mm×5mm，热交换器的详细参数列表1和2所示：
2实验装置及研究方法
如图4所示，对STHX实验系统传热、压降研究。
实验设置有两个循环，热水循环和冷水循环。
两个循环的详细的描述如下
（1）在这个循环中的热水循环，水在加热温度控制装置电热水器中加热，水通过水箱流入STHX壳侧，吸热后水流入STHX容积式流量计（6）,最后回到了水箱中。
进口和出口的水温流过STHX热电偶
（1）
（2）分别进行测量。
热水通过泵（八）循环。
阀门（12）和（13）控制流动速率。
（2）在这个循环中的冷水循环中水在冷却塔冷却。
冷水通过STHX壳侧流入水箱，在流体管侧面吸热后,流从STHX立方体流量计（7）,最终返回了水箱中。
进口和出口的冷水温度分别由流经STHX热电偶（3）及（4）测量。
冷水通过泵（9）循环，阀门（10）,（11）用来调节流量。
补水装置补充来至热水和冷水侧水流损失。
4数据采集
实验中测量了流量、温度和压降量。
数据计算表明，管侧和壳侧的流动速率、进口和出口温度遵循能量守恒。
热平衡量不少于5%。
基于壳侧与管侧能量平衡，STHX综合传热系数可以计算出来。
管侧传热系数通过经典相关性计算,所以，利用整体传热计算关联可获得壳侧传热系数，总压降可以直接测量。
所以可以得到，摩擦因素f,努塞尔特数Nu和雷诺数Re之间的相互关系。
详细描述如下：
整体传热系数使用计算式1[12]计算
其中，hi为管侧传热系数，单位W/（m²k）；ho为壳侧传热系数，单位W/（m²k）；Ri为管侧污垢热阻系数，单位（㎡K）/W;Ro为壳侧污垢热阻系数，单位（㎡K）/W;Rw为管壁热阻，单位（㎡K）/W.
试验中,，由于热交换器是新引入的，忽略污垢热阻的影响。
所以，上述方程可以表示为
通过转换关系，得到整体传热系数
其中，Q为冷和热流体间平均热流密度，单位W；Ａ为管口外径上的传热面积，单位㎡，可以通过方程４算出
Ｎ为管根数；do为管外径，单位ｍ；Ｌ为管的有效长度，单位ｍ；Δtm,冷热流体对数平均温度,单位℃
换热器是双管程和一个壳程,对数平均温差可归纳[12]
其中，
，为管侧内外的流体温度，℃；
为壳侧内外的流体温度，℃。
冷热流体间的传热由下列公式计算
其中，m为流体质量流量，kg/s;Ｃp为恒压下的比热，J/（kgK）.
由方程２－５，可以求得整体传热系数。
管侧热传递性能由下列公式[13]得到
下标f表示流体温度、w表示壁温
壁的热阻由下式求得
管材料为铬镍钢，电导λ为14.7W/（mK）.
根据方程６、７计算管壁和管侧的传热系数，和整体传热系数ｋ一起带入方程１，就求得壳侧传热系数ho．
Nu,f,和Re定义如下
其中，Δpo为STHX壳侧总压降，Ｌ为有效管长度，do为管外径
５实验结果与分析
Sect.2对两种类型的STHXs管侧热水和壳侧冷水进行了实验。
为了验证试验结果的可靠性，对FB-STHX、SB-STHX在三个不同进管口速度（0.70,0.94,1.2米/秒）的传热和流体流动特性进行了调查研究、性能对比。
这对正确的评估不同的热交换器综合性能、传热系数与压降是很重要的。
这就需要获得最高的传热速度和最低压降，所以需要对努塞尔特数Nu与压降之比比较研究。
表５、６统计的是FB-STHX在上述三种不同速度下，传热性能与与流阻间的关系，数据中的线条表示最少安装面积下，如方程１２表示的，7,000≤Re≤23,000的相关系数r=0.9645。
当7000≤Re≤23000变化下的流阻相关性可以用方程13–14表示，并且相关系数为r=0.9957，
从方程5和6可以看出，努塞特数Nu和压降随雷诺数Re的增加而增加，,在FB-STHX外壳，相同的壳速不同管速下传热和流动阻力特性几乎相同，实验证明重复性好。
图7和8显示SB-STHX传热和流动阻力特性。
线条显示在这些数据拟合的方法,以最小面积和热传递相关在4000≤Re≤15000范围内，可以用方程15表示，以上方程的相关系数,r=0.9929，
在4000≤Re≤15000范围内流阻相关性可以用方程16–17表示，且相关系数为r=0.9983,r=0.9988
方程7、8显示，努塞特数Nu和压降随雷诺数Re的增加而增加
在SB-STHX中，在相同的壳程速度和不同管速下，传热和流阻特征几乎都是一样的,实验证明重复性好。
从表9、表10，FB-STHX和SB-STHX壳侧的努塞特数Nu与压降Δp比较可以看出，两种换热器的努塞特数Nu、压降增加随雷诺数Re的增加而增加，观察数据可以看出，在相同的雷诺数下，换热器FB-STHX的努塞特数是SB-STHX的50%，而压降Δp却仅仅是后者的30%，于是，壳侧流体在花折流板换热器中是纵向的,但在段折流板换热器壳侧流体是横向的。
因此，花折流板换热器中换热比段折流板换热器的少，所以，花折流板换热器中的压降也比段折流板换热器的少。
表11显示了FB-STHX和SB-STHX间综合性能Nu／Δp的比较，在相同的雷诺数Re下，FB-STHX的综合性能Nu／Δp比SB-STHX高60%。
综上所述，在相同的雷诺数下，FB-STHX壳侧的努塞特数、压降都比SB-STHX的小，而流体阻力降幅却比它高，因此，FB-STHX的综合性能Nu／Δp比SB-STHX的高，所以可以推断，在相同的压降下，FB-STHX的努塞特数比SB-STHX高。
6实验不确定因素分析
目前工作是，利用文献[14]提供的方法计算实验不确定性。
不确定性的计算方法，包括尊重个别实验数量计算所需的变量的衍生工具，并运用已知的不确定性。
根据文献[14]、实验不确定性定义如下：
其中，R=f（Ｘ1，Ｘ2，...，Ｘn），Ｘ1，Ｘ2，...，Ｘn是影响结果R的变量，ＷＸ1，ＷＸ2，...，ＷＸn 是Ｘ1，Ｘ2，...，Ｘn的绝对不确定因素。
FB-STHX和SB-STHX中摩擦系数的不确定因素分别是±3.6和±4.2%，而努塞特数不确定因素分别是±7.8and±8.1%。
７ 总结
由实验，FB-STHX和SB-STHX的传热和流阻特点，通过对FB-STHX和SB-STHX进行性能比较研究获得。
基于实验结果可知SB-STHX和FB-STHX换热和流动阻力。
实验结果表明，在相同的雷诺数下，无论是壳侧还是管侧，FB-STHX奴塞尔数约为SB-STHX的50%，而压降约为30%。
其综合性能Nu／Δp高于SB-STHX的60%。
从节能角度设计换热器,必须考虑强化传热和流动阻力增加。
通过合理的设计，FB-STHX传热和压降性能可以优于传统SG-STHX。
版权声明这项工作是国家基础研究发展计划（批准文号2007CB206903）自然科学基金（批准文号51036003）重点支持的，就业学术研究中心的西蒙先生，对改善本文语言表述提供了热心帮助
参考文献
1.QianSW（2002）Handbookforheatexchangerdesign.Chemical
IndustryPress,Beijing（inChinese）
2.MukherjeeR（1992）Usedouble-segmentalbafflesintheshell-and-tubeheatexchangers.ChemEngProg88:
47–52
3.LiH,KottkeV（1999）Analysisoflocalshellsideheatandmass
transferintheshell-and-tubeheatexchangerwithdisc-and-doughnut.IntJHeatMassTransf42:
3509–3521
4.LiH,KottkeV（1998）Effectofbafflespacingonpressuredrop
andlocalheattransferinshell-and-tubeheatexchangers
forstaggeredtubearrangement.IntJHeatMassTransf
41（10）:
1303–1311
5.LeiYG,HeYL,RuiLetal（2008）Effectsofbaffleinclination
angleonflowandheattransferofaheatexchangerwithhelical
baffles.ChemEngProcess47（12）:
2336–2345
6.LeiYG,HeYL,PanCetal（2008）Designandoptimizationofheat
exchangerswithhelicalbaffles.ChemEngSci63（17）:
4386–4395
7.DongQW,WangYQ,LiuMS（2008）Numericalandexperi-mentalinvestigationofshellsidecharacteristicsforrodbaffle
heatexchanger.ApplThermEng28:
651–660
8.PengB,WangQW,ZhangCetal（2007）Anexperimentalstudy
ofshell-and-tubeheatexchangerswithcontinuoushelicalbaffles.
JHeatTransf129:
1425–1431
9.KaraYA,GurarasOA（2004）Computerprogramfordesigningof
shell-and-tubeheatexchangers.ApplThermEng24:
1797–1805
10.CostaAndre´LH,QueirozEduardoM（2008）Designoptimization
ofshell-and-tubeheatexchangers.ApplThermEng28（14–15）:
1798–1805
11.XieGN,WangQW,ZengMetal（2007）Heattransferanalysisfor
shell-and-tubeheatexchangerswithexperimentaldatabyartificial
neuralnetworksapproach.ApplThermEng27:
1096–1104
12.BejanA,KrausAD（2003）Heattransferhandbook.Wiley,
NewJersey
13.HolmanJP（1997）Heattransfer.McGraw-Hill,NewYork
14.WheelerAJ,GanjiAR（2004）Introductiontoengineering,
2ndedn.Prentice-Hall,EnglewoodCliffs
升级会员 