卧式螺旋管内流动沸腾传热恶化特性及其判断准则

冀翠莲 韩吉田 陈常念 刘晓鹏

(1 山东大学能源与动力工程学院，济南250061)

(2 山东城市建设职业学院市政与环境工程系，济南250103)

随着螺旋管式换热器在工业领域的广泛应用，螺旋管内的流动沸腾传热恶化也成为关注的重点.在换热设备运行过程中，在控制热流条件下极小的加热壁面热流密度增加即会导致壁面温度的大幅上升或者在控制壁温条件下极小的加热壁面温度增加会导致热流密度的大幅下降，而这2 种情况极易导致换热设备烧毁.一些学者对卧式螺旋管内流动沸腾换热特性进行了研究，并提出了预测关联式或计算模型［1-6］.郭烈锦等［7］对卧式螺旋管内流动沸腾传热恶化产生的条件和机理进行分析，并提出了不同质量流速范围内的临界热负荷计算式.Chen 等［8］以R134a 为介质对卧式螺旋管流动沸腾传热特性进行了实验研究，指出当发生传热恶化时壁温会急剧增加，且前侧和后侧壁温均大于其他两侧.Crain 等［9］对立式螺旋管流动沸腾传热特性进行了实验研究，结果表明:同一截面的上下两侧传热恶化最先发生，外侧次之，而内侧一直保持较高的传热水平，二次流的存在有助于内侧液膜的稳定性.文献［10］也得到了类似的结论.Cumo 等［11］以R12 为工质对立式螺旋管和相同管径直管的干涸特性进行了实验研究，得出螺旋管内临界热流密度高于直管，且传热恶化发生时壁温飞升幅度较直管小的规律.

目前对卧式螺旋管内流动沸腾传热恶化特性和机理的研究尚不够深入，也缺乏明确的预测模型.因此，本文在较宽干度范围内对卧式螺旋管内流动沸腾传热特性进行实验研究，分析螺旋管内不同截面的壁温飞升情况，并建立流动沸腾传热恶化发生时的预测模型.

1 实验装置与传热恶化判定方法

1.1 实验装置

实验系统主要包括实验工质回路、冷却水回路、测量系统和数据采集系统，如图1所示.预热段与实验段均采用稳压直流电源直接加热.整个循环由泵提供动力，工质R134a 由计量泵输出，经质量流量计测得流量值，到达预热段被加热到所需工况，然后进入实验段进行加热测量，而后在套管式冷凝器内与冷水机组输送的冷却剂流量逆向换热，Rl34a被冷却为液体，储存于储液罐中以进行连续循环.

图1 实验系统示意图

实验段由直径di为8 mm 的不锈钢06Cr19Ni10弯制而成(见图2(a))，管长为3.2 mm，有效加热长度为2.7 mm，螺旋直径Dcoil为380 mm，节距为42 mm;沿着螺旋管周向每隔45°均匀布置8 组T型热电偶(见图2(b));在每一处沿着管径布置4对T 形热电偶(见图2(c)).实验系统中相应位置的压力由压力传感器测得.该实验系统中所有温度、压力、流量数据及其输出信号均由Agilent34980 A 软件采集和预处理.螺旋管顺着流动方向，划分为左侧(β=90°)、右侧(β=270°)、外侧(β=0°)和内侧(β=180°).

图2 实验段及热电偶布置图

1.2 传热恶化判定方法

实验段进、出口均装有压力变送器和铠装热电偶.首先增加预热段(与实验段型号材质相同)热负荷;当压力、流量和实验段进口干度达到所需值时，再逐步增加实验段热负荷，直至实验段出口壁温发生脉动或伴有上升趋势，即认为开始发生传热恶化;然后继续增加热负荷，同时观察螺旋管出口附近的壁温是否发生飞升，若壁温飞升值超过20 ℃，即认为发生传热恶化;重复上述步骤，以取得足够多且有重复性的数据为止.本实验结合Agilent Bench Link Data Logger Pro.采集软件可编程功能建立了基于壁温突升事件驱动的传热恶化判定方法.

实验参数范围为:压力P=0.50 ～1.25 MPa，质量流速G=50 ～800 kg/(m2·s)，热流密度q=0 ～100 kW/m2，入口热平衡干度X= －0.15 ～1.00.

2 实验结果与分析

2.1 壁温周向分布

由螺旋管内壁温分布曲线可知(见图3)，在低干度区(X ＜0.65)，螺旋管内流动的工质因受到离心力的作用，外侧流体流速比内侧要大，所以外侧传热能力比内侧强，致使外侧壁温相对内侧低.随着干度的增加，干度大约在0.65 ～0.75 范围内外侧壁温飞升，较内侧高.这是因为在气相夹带作用和离心力共同作用下外侧点处液膜被迅速蒸干变薄，而内侧点因二次流作用得以保持一定厚度的液膜层，使得内侧点传热优于外侧点.在本实验条件下，干度达到0.75 ～0.85 范围内时，壁温迅速飞升，导致传热恶化发生.在高干度区，低质量流速时一般内侧壁温先飞升，外侧壁温后飞升，但起飞点的间距较小，且飞升点在干度为0.73 左右(见图3(a));高质量流速时，内外侧壁温几乎同时飞升，飞升点发生在干度为0.78 附近(见图3(b)).

图3 各点壁温沿周向变化曲线(P=1.05 MPa，Dcoil/di=30)

如图4所示，在实验壁温变化范围内，临界热流密度qCHF也会随着干度的变化而变化.在低干度范围内(X ＜0.3)，临界热流密度较高，这主要原因是核态沸腾区域内主流流体宏观对流和管壁附近存在着较强的微观对流作用，壁面上气泡的形成、长大和脱离，不仅带走本身的潜热，而且把近壁面的过热液体推向中心主流，气泡脱离后的位置又由中心主流的较冷流体来补充，吸收边界层热量，致使临界热流密度较高.在干度为0.5 左右时，临界热流密度降到最低点，此处容易发生干涸，导致传热恶化.当干度为0.5 ～0.8 时，汽相速度逐渐增大，导致汽液界面剪切力增强，液膜被拉薄，液相向汽相的蒸发传热过程加剧，强化了液相与管壁间的传热，临界热流密度值变大.当干度达到0.8 时，临界热流密度又开始急剧降低，主要原因是随着流体干度的增大，环状流贴近壁面的液膜不断变薄，最终被主流蒸汽撕裂，因而壁面出现局部不能被液膜覆盖的现象，导致壁温升高，最终促使环状流变为雾状流，使得干涸再次发生.

图4 干度对临界热流密度的影响

对于较低热流密度，低干度区沸腾传热系数随着干度的增大而增大.而当干度达到临界值后，沸腾传热系数随干度的增大而减小.热流密度增加到30 kW/m2时，传热系数在干度为0.72 左右就开始降低，而且降低的幅度加剧，说明高热负荷时容易发生干涸现象，导致传热恶化，如图5所示.

图5 热流密度对平均传热系数的影响(P=0.95 MPa，G=200 kg/(m2·s))

2.2 螺旋管内传热恶化计算模型

壁温飞升主要取决于壁面与工质间的传热系数［12］，而传热系数除了与热流密度、压力、质量流速、干度等系统参数有关，还与螺旋管径比、螺旋圆周角等因素有关.因此，将壁温飞升最大值关联为

式中，tb为主流温度;qcr为临界热负荷;ρl为液相密度;ρv为气相密度;C0～C5为参数，由实验确定.由于螺旋管内离心力和壁温均随着圆周角α 的变化而变化，对螺旋管内流动沸腾传热过程产生一定的影响.为了考虑圆周角α 对传热恶化的影响，可将圆周角α 视为g(α)的函数，即

由于麦夸特法(Marquardt's algorithm)具有对初始值要求低、收敛效果好的优点，特别适合于回归非线性多参数复杂管型的传热预测关联.因此，本文采用麦夸特法分别对β=0°，90°，180°，270°共520 个传热数据点进行非线性回归计算，得到了如表1所示的拟合结果.

表1 关联式的指数计算结果(x≤0.72)

由表1可知，随着β 的不同，参数C0～C5也有所不同，为了综合考虑螺旋管管径4 个测点对传热恶化的影响，计算C0～C5的几何平均值，得到螺旋管传热恶化发生后壁温飞升关联式为

式(3)的适用范围为:G=50 ～800 kg/(m2·s)，P=0.20 ～1.25 MPa，q=0 ～100 kW/m2，X=0.1 ～1.0，Dcoil/di=25 ～130，Re=1 000 ～20 000.

实验值texp与计算值tcal的结果比较如图6所示.由图可见，实验值绝大部分落在±20% tcal范围内，二者吻合较好.因此，式(3)可用于预测卧式螺旋管传热的恶化.

图6 实验值texp与计算值tcal比较

3 结语

本文以R134a 为工质，实验研究了卧式螺旋管内流动沸腾传热恶化特性及其影响因素.研究结果表明，当干度达到0.75 ～0.85 范围内时，壁温迅速飞升，导致传热恶化发生;随着热流密度的增大换热系数也在不断地增大，但在干度达到约0.72时，传热系数由极值点开始降低.基于实验结果采用麦夸特法提出了流动沸腾传热恶化的预测准则关系式，预测结果与实验值吻合较好，可以用于卧式螺旋管传热恶化的预测分析.

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