鐘天明，陳嘉澍，丁力行，劉少達(dá)，林昭境

（仲愷農(nóng)業(yè)工程學(xué)院 機(jī)電工程學(xué)院，廣東 廣州 510225）

纏繞管式換熱器是一種特殊的管殼式換熱器，是20世紀(jì)初在管殼式換熱器的基礎(chǔ)上發(fā)展起來的高效換熱結(jié)構(gòu)。 纏繞管式換熱器結(jié)構(gòu)緊湊、整體換熱系數(shù)高、承壓能力較強(qiáng)，廣泛應(yīng)用于LNG、重烷烴液化分離以及液氮洗等裝置中[1-2]。 換熱器中換熱管采用螺旋結(jié)構(gòu)，有利于湍流發(fā)展，并能產(chǎn)生強(qiáng)烈的二次環(huán)流，強(qiáng)化了管內(nèi)換熱效率；殼程換熱空間結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，流體沖刷螺旋管束進(jìn)行換熱，由于相鄰纏繞管網(wǎng)之間纏繞方式相反，增強(qiáng)了殼程流體的擾動，而且與管內(nèi)流體構(gòu)成叉流換熱方式，有效增大冷熱源間的傳熱溫差。 導(dǎo)流件能有效改變殼程的流道結(jié)構(gòu)， 對纏繞管束間流體的流動形態(tài)有顯著影響，因此，墊條、導(dǎo)流環(huán)等結(jié)構(gòu)也得到了廣泛而深入的研究[3-4]。

近年來， 由于纏繞管式換熱器的良好換熱性能，在石油化工等行業(yè)的應(yīng)用愈加廣泛，對其傳熱特性的研究獲得了更多學(xué)者關(guān)注[5]。 如何進(jìn)一步改善管程和殼程的換熱性能， 以獲得更緊湊的結(jié)構(gòu)；如何進(jìn)一步創(chuàng)新?lián)Q熱器結(jié)構(gòu)，以適應(yīng)越來越多工業(yè)領(lǐng)域的應(yīng)用；以及進(jìn)一步優(yōu)化新型換熱器傳熱的計算模型，均是換熱器傳熱研究的重要內(nèi)容。 本文結(jié)合近期相關(guān)學(xué)者對以上方面開展的工作，對當(dāng)前纏繞管式換熱器的傳熱研究現(xiàn)狀進(jìn)行總結(jié)和分析。

1 換熱器結(jié)構(gòu)和制造

纏繞式換熱器以傳統(tǒng)管殼式換熱器為基礎(chǔ)發(fā)展而來，由殼體、芯管和纏繞管束三部分組成，其相鄰兩層換熱管呈螺旋對向纏繞， 纏繞形式分兩種，單管繞制和并管繞制。 換熱器的制造方法往往對其換熱性能起到?jīng)Q定作用，常規(guī)纏繞管式換熱器的重要部件異形墊條、芯管以及纏繞管網(wǎng)可采用以下方法制造。

（1）異形墊條的制造：異形墊條的作用是控制換熱管軸向和徑向間距，是保證殼側(cè)流體流動和換熱性能的關(guān)鍵部件，采用沖壓成型、沖孔、線切割最后打磨的制造方法可獲得所需墊條精確的形狀和尺寸， 從而保證換熱管螺旋角和管間距的設(shè)計要求。

（2）芯管的制造：芯管對纏繞管網(wǎng)起支撐的作用，保證纏繞直線度，采用卷制焊接最后精密切削的制造方法，可使芯管的長度誤差約束在±1mm內(nèi)，直線度偏差接近0。

（3）纏繞管網(wǎng)的制造：在芯管上按設(shè)計節(jié)距設(shè)置異形墊條，隨后采用可調(diào)節(jié)距繞管機(jī)床進(jìn)行精確繞管，并利用專用卡箍將管網(wǎng)固定，此方法繞制的換熱管節(jié)距偏差小，而且管網(wǎng)環(huán)徑尺寸精度較高。

2 換熱器強(qiáng)化傳熱研究

強(qiáng)化傳熱性能是換熱器研究的主要內(nèi)容之一，纏繞管式換熱器管程呈螺旋管網(wǎng)徑向疊加布置，因此螺旋管的螺旋半徑和螺旋角是影響換熱器管內(nèi)傳熱性能的主要因素。 由于螺旋管的纏繞方式不影響管程流體的流通面積，卻直接改變殼程流體的過流空間， 并對殼程的傳熱和阻力性能有著顯著影響， 因此殼程的強(qiáng)化傳熱研究受到學(xué)者們更多關(guān)注。 賈金才等[6]研究了管徑、徑向比、纏繞角度、軸向比、盤繞圈數(shù)對殼程傳熱性能的影響，發(fā)現(xiàn)減小管徑和徑向比，增大軸向比能明顯強(qiáng)化傳熱，當(dāng)徑向比從1.5減為1.1時，傳熱系數(shù)增大近50%。李書磊等[7]模擬研究了管徑、纏繞直徑以及纏繞角對纏繞管式換熱器管程傳熱性能的影響，研究表明減小纏繞直徑和纏繞角能一定程度強(qiáng)化傳熱性能。Mirgolbabaei等[8]研究了管徑、管節(jié)距對殼程換熱性能的影響，發(fā)現(xiàn)減小管徑和管節(jié)距均能強(qiáng)化傳熱， 當(dāng)節(jié)距減小20%時，其管程換熱系數(shù)增大約16%。 李淑恒等[9]模擬研究了7種纏繞直徑以及螺距纏繞管式換熱器結(jié)構(gòu)的管程傳熱性能，發(fā)現(xiàn)減小纏繞直徑，可增強(qiáng)管內(nèi)傳熱系數(shù)近15%， 而螺距對管內(nèi)傳熱性能影響很小。Saffari等[10]研究了纏繞管的軸向節(jié)距和徑向節(jié)距對殼程傳熱性能的影響，研究發(fā)現(xiàn)，當(dāng)軸向節(jié)距及徑向節(jié)距兩者與管徑之比均在2～3之間時， 殼程可獲最優(yōu)傳熱性能。 田楊等[11-12]模擬研究了水滴型纏繞管式換熱器的殼程傳熱與阻力性能，發(fā)現(xiàn)在流速為0.4～0.5ms-1時， 水滴型管管外的傳熱系數(shù)是圓管的94.2%，而其管外的阻力壓降只有圓管的75%。 文鍵等[13]研究了不同墊條布置對纏繞管式換熱器的殼程傳熱性能的影響，研究表明墊條采用錯排布置可提升殼程傳熱系數(shù)約18%。

3 換熱器傳熱模型研究

3.1 換熱器殼程傳熱模型

傳熱模型的構(gòu)建是換熱器進(jìn)行準(zhǔn)確設(shè)計的有力工具。 20世紀(jì)20年代，Prandtl 提出流體橫掠平板的經(jīng)典層流分析解理論，并結(jié)合Nusselt經(jīng)典傳熱理論，獲得橫掠平板傳熱計算的理論模型：

其后，研究者們基于橫掠平板理論傳熱模型發(fā)展出計算精度越來越高的橫掠管束傳熱模型。 由于橫掠管束傳熱的復(fù)雜性，傳熱模型以經(jīng)驗或半經(jīng)驗為主， 經(jīng)驗傳熱模型的構(gòu)建可按以下步驟開展研究：

（1）基于已有傳熱模型，選擇合適的基模型；

（2）針對目標(biāo)換熱結(jié)構(gòu)和換熱工質(zhì)，根據(jù)傳熱理論，對基模型的傳熱影響因素進(jìn)行修正分析；

（3）根據(jù)設(shè)定條件，進(jìn)行傳熱實驗，獲得傳熱實驗數(shù)據(jù)；

（4）利用初步修正的基模型進(jìn)行傳熱計算，并與實驗數(shù)據(jù)對比，進(jìn)行誤差分析和模型再修正；

（5）擴(kuò)大實驗數(shù)據(jù)范圍，進(jìn)行線性回歸處理，修正回歸常數(shù)和因子系數(shù)。

纏繞管式換熱器殼程傳熱是復(fù)雜的橫掠管束傳熱，由于殼程流道不規(guī)則，擾流充分，而且承壓能力較管程小，因此，殼程通常進(jìn)行流速較低的單相傳熱。Salimpour 等[14]研究了水橫掠螺旋管束的換熱過程，提出新傳熱模型，并在換熱管外徑為12mm，殼體內(nèi)徑為120mm的換熱器中進(jìn)行驗證，結(jié)果表明隨著質(zhì)量流量增大，計算誤差減小。Lu等[15,16]等模擬研究了水和甲醇在Re為3500～65000下橫掠纏繞管束的傳熱性能，并依據(jù)傳熱特性分別提出水和甲醇的傳熱模型，計算結(jié)果與溫度場分布吻合良好。Ren等[17,18]研究了多股氣態(tài)LNG橫掠纏繞管束的傳熱性能，發(fā)現(xiàn)導(dǎo)流條的結(jié)構(gòu)和布置對殼程傳熱性能有明顯影響，根據(jù)模擬研究和實驗結(jié)果，提出了均流型和分流型的傳熱計算模型，計算偏差僅約5%～10%。近年來有代表性的單相氣態(tài)和液態(tài)傳熱模型整理于表1 中。

表1 殼程單相傳熱模型Table 1 Single phase heat transfer model of shell side

3.2 換熱器管程傳熱模型

纏繞管式換熱器的管程承壓高，適合進(jìn)行高效的相變換熱。 纏繞管束中的流體會形成強(qiáng)烈的螺旋流和二次環(huán)流， 造成復(fù)雜的管內(nèi)相變換熱過程，難以從理論上推導(dǎo)出普適的相變換熱解析式。 Yu等[22]實驗研究了甲烷在管徑為10mm的內(nèi)螺紋螺旋管束中的冷凝傳熱特性，并在Cavallini [23]和Shah [24]等的模型基礎(chǔ)上，提出新的分流型冷凝傳熱模型，經(jīng)大量實驗結(jié)果驗證，平均計算偏差僅為±10%。 Solanki等[25]研究了R-134a在螺旋管中的冷凝傳熱特性，在干度為0.1～0.85下比較了光管和帶凹渦管的傳熱性能，并建立了新型傳熱模型，該模型在帶凹渦管的平均傳熱計算偏差僅±8%。 Salimpour等[26]采用R-404A研究了螺距、螺旋直徑等對螺旋管傳熱性能的影響，根據(jù)實驗結(jié)果提出新的計算模型，最大計算偏差僅±20%。 近年報道的較高計算精度的冷凝與沸騰傳熱模型整理于表2 中。

表2 管程相變傳熱模型Table 2 Two-phase heat transfer mode of tube side

續(xù)表2 管程相變傳熱模型

圖1 部分殼程傳熱模型比較Fig. 1 Some shell side heat transfer models

圖2 部分冷凝傳熱模型比較Fig. 2 Some condensation heat transfer models

3.3 傳熱模型對比分析

圖1為表1中所列部分殼程傳熱模型在相同條件下的計算結(jié)果比較。 以甲醇為工質(zhì)，質(zhì)量流速為50kg·m-2·s-1～300kg·m-2·s-1， 可見不同模型的整體預(yù)測趨勢一致，但冷凝傳熱系數(shù)隨質(zhì)量流速增大而變化的斜率略有不同， 不同模型預(yù)測值也略有差異，其中Neeras等[19]模型的值較Zeng等[21]模型的值高22.5%～44.5%，而Neeras等[19]模型的值與Lu等[15]模型的值僅相差1.3%～6.0%。 圖2為表2中所列冷凝傳熱模型的管內(nèi)傳熱計算。以甲烷為工質(zhì)，在干度為0.1～0.9范圍內(nèi)， 不同模型的預(yù)測趨勢差異不大， 其中Solanki等[27]模型的值較Salimpour等[26]模型的值高10.9%～16.2%。圖3是表2所列沸騰傳熱模型的管內(nèi)傳熱計算，不同模型的整體預(yù)測趨勢呈現(xiàn)一定差異，其中Chen等[28]模型、Kong等[31]模型以及Wongwises等[32]模型的預(yù)測趨勢基本一致， 在干度為0.7～0.85時出現(xiàn)峰值，隨后下降，三個模型的計算結(jié)果差異低于18%。 Zhao等[29]和Niu等[30]模型的預(yù)測趨勢與其他模型不同，其中Zhao模型計算結(jié)果隨干度增大而下降，而Niu模型計算結(jié)果則不斷增大。 管內(nèi)相變換熱特性復(fù)雜，仍需進(jìn)行深入探究。

圖3 部分沸騰傳熱模型比較Fig. 3 Some boiling heat transfer models

4 換熱器的新型結(jié)構(gòu)

纏繞管式換熱器的結(jié)構(gòu)也在實踐中發(fā)展，其創(chuàng)新結(jié)構(gòu)往往是針對應(yīng)用中遇到的特定問題， 例如：減輕換熱管束震動、消除殼程環(huán)周和端面流動死區(qū)以及改善污垢清除問題等。 研究者們針對上述現(xiàn)實問題開展了研究，提出了新型換熱器結(jié)構(gòu)，并申請了專利，近年關(guān)于纏繞管式換熱器新型結(jié)構(gòu)的若干代表性發(fā)明專利列于表3中， 圖4為其對應(yīng)結(jié)構(gòu)簡圖。 這些新型結(jié)構(gòu)的提出均有明確的問題導(dǎo)向，結(jié)構(gòu)設(shè)計完善。

圖4 新型換熱器的結(jié)構(gòu)簡圖Fig. 4 Novel structures of heat exchangers

表3 新型換熱器的特點Table 3 Characteristics of novel heat exchangers

5 結(jié)語

纏繞管式換熱器在近10多年獲得大量研究，本文對其近年的傳熱研究進(jìn)行了綜述。 纏繞管式換熱器是一種高效的換熱器，但仍存在不少值得研究的地方：

（1）換熱器管束呈螺旋纏繞狀，螺旋換熱管難以進(jìn)行管內(nèi)污垢清理， 因此工質(zhì)的潔凈度要求較高。

（2）換熱器的傳熱強(qiáng)化及改進(jìn)基本集中于殼程，纏繞管間的流域呈不規(guī)則態(tài)，流動阻力較大，因此優(yōu)化管間導(dǎo)流結(jié)構(gòu)是一種有效手段，同時，發(fā)展管外折流板也可有效提高殼程的傳熱效率。

（3）換熱器管程和殼程已發(fā)展出不少傳熱模型，隨著換熱器新型傳熱結(jié)構(gòu)的不斷出現(xiàn)，現(xiàn)有傳熱模型已出現(xiàn)一定的局限性，針對適用新型換熱結(jié)構(gòu)的傳熱模型的構(gòu)建需進(jìn)行深入研究。

符號說明

h-傳熱系數(shù)/W·m-2·k-1；ρ-密度/kg m-3；G-質(zhì)量流速/kg m-2s-1；d-直 徑/m；χ-干 度；Ja-雅 各 布 數(shù)/-；De-狄 恩 數(shù)/-；Xtt-Lockhart-Martinelli參數(shù)；λ-導(dǎo)熱系數(shù)/W m-1K-1；I-試驗段電流/A；Bo-沸騰數(shù)/-

下標(biāo)

v, l, lv-氣相, 液相, 均相；crit-臨界；sat-飽和態(tài)；shell, core-殼體, 筒芯；i,o-管內(nèi), 管外