非均勻受熱條件下螺旋管內(nèi)流動(dòng)沸騰換熱特性

劉偉，崔文智，劉曉見(jiàn)（重慶大學(xué)動(dòng)力工程學(xué)院，重慶 400044）

研究開(kāi)發(fā)

非均勻受熱條件下螺旋管內(nèi)流動(dòng)沸騰換熱特性

劉偉，崔文智，劉曉見(jiàn)
（重慶大學(xué)動(dòng)力工程學(xué)院，重慶 400044）

目前對(duì)螺旋管在其管外表面均勻受熱，管內(nèi)兩相流動(dòng)換熱的研究已十分豐富；但是在其管外表面非均勻受熱條件下，管內(nèi)兩相流動(dòng)沸騰換熱特性的研究鮮有報(bào)道。為了解決螺旋管在實(shí)際運(yùn)用中遇到的非均勻受熱問(wèn)題、得到其換熱特性，本文采用了實(shí)驗(yàn)的方法研究了臥式螺旋管周向非均勻受熱條件下管內(nèi)流動(dòng)沸騰換熱特性。其中實(shí)驗(yàn)工況范圍為系統(tǒng)壓力P=0.7～1.0MPa，質(zhì)量流速G=181～364kg/（m2·s），質(zhì)量干度χ=0.07～0.69。實(shí)驗(yàn)考察了螺旋管管外壁在兩種非均勻受熱條件下管內(nèi)的兩相流動(dòng)沸騰換熱系數(shù)與熱流密度、質(zhì)量流速、質(zhì)量干度的關(guān)系，并與管周向均勻受熱工況進(jìn)行了比較。結(jié)果表明，在螺旋管外壁面“外半周絕熱、內(nèi)半周受熱”情況下管內(nèi)流動(dòng)沸騰換熱系數(shù)值最大，而管外壁面“內(nèi)半周絕熱、外半周受熱”情況下最小。

螺旋管；流動(dòng)沸騰；兩相流；換熱系數(shù)；非均勻受熱

螺旋管作為一種具有結(jié)構(gòu)緊湊、適應(yīng)性強(qiáng)和傳熱系數(shù)大等優(yōu)點(diǎn)的換熱器件得到了廣泛的應(yīng)用［1］。與直管相比較，螺旋管管內(nèi)工質(zhì)受離心力的作用，在管截面上產(chǎn)生二次流［2］，換熱得到強(qiáng)化；其次由于螺旋管因熱偏差導(dǎo)致的熱應(yīng)力較小，利于提高設(shè)備的安全性和穩(wěn)定性。

國(guó)內(nèi)外對(duì)于螺旋管內(nèi)流動(dòng)沸騰傳熱特性的研究多基于定壁溫或定熱流條件［3-4］。常春等［5］通過(guò)對(duì)太陽(yáng)能吸熱管施加非均勻的熱流密度得到了其傳熱性能以及流動(dòng)不穩(wěn)定性的特性。VAFAIE和DUNN［6］以水為工質(zhì)對(duì)蝶式太陽(yáng)能熱發(fā)電中的螺旋管式集熱器內(nèi)的單相和兩相傳熱過(guò)程進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)研究，采用輻射加熱的方式模擬了在聚光條件下僅有一半的螺旋管圈外表面受熱的情形。JENSEN和BERGKES［7］把制冷劑R113作為工質(zhì)，對(duì)外側(cè)壁面熱流偏大條件下的螺旋管內(nèi)飽和沸騰和過(guò)冷沸騰的臨界熱流密度進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)研究。但是表面非均勻熱負(fù)荷條件下螺旋管內(nèi)兩相流動(dòng)沸騰傳熱特性及其與均勻熱負(fù)荷條件下的差異的研究并不充分。

本文實(shí)驗(yàn)研究了制冷劑R22在臥式螺旋管管內(nèi)的流動(dòng)沸騰換熱特性，重點(diǎn)考察了螺旋管外壁面非均勻受熱條件對(duì)傳熱和流動(dòng)的影響。

1　實(shí)驗(yàn)裝置

實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)如圖 1，從貯液罐底部出來(lái)的處于過(guò)冷狀態(tài)的制冷劑由微型磁力驅(qū)動(dòng)齒輪泵驅(qū)動(dòng)分成兩路，一路經(jīng)旁路流回到貯液罐中；另一路則經(jīng)金屬浮子流量計(jì)和溫度與壓力測(cè)點(diǎn)后進(jìn)入預(yù)熱段，其流量既可以通過(guò)微型磁力驅(qū)動(dòng)齒輪泵上的調(diào)速器來(lái)調(diào)節(jié)，也可以由旁通閥門(mén)來(lái)調(diào)節(jié)。經(jīng)過(guò)預(yù)熱段的制冷劑被加熱到一定干度后進(jìn)入實(shí)驗(yàn)螺旋管段，換熱后的兩相流體進(jìn)入冷凝器，被完全冷凝到過(guò)冷狀態(tài)，再返回貯液罐。其中預(yù)熱段和實(shí)驗(yàn)段都是通過(guò)纏繞在管外的電阻加熱絲加熱，由調(diào)壓器調(diào)整加熱電壓，從而調(diào)節(jié)加熱功率。在實(shí)驗(yàn)回路相應(yīng)位置上布置了流量（金屬浮子流量計(jì)，絕對(duì)誤差±2.0kg/h）、溫度（T形熱電偶，絕對(duì)誤差±0.15℃）、壓力（壓力變送器，絕對(duì)誤差±2.0kPa）的測(cè)點(diǎn)。在實(shí)驗(yàn)螺旋管段的外壁面上按照一定的間距布置了5組T形熱電偶測(cè)量管壁溫度，每組熱電偶沿管周向每 90°布置一個(gè)，如圖2（a）所示。

螺旋管采用紫銅管制作，如圖2（b）所示，管內(nèi)徑 di=8mm，外徑 do=10mm，螺旋管圈直徑Dc=217mm，螺旋管曲率δ=0.0369。圖2（a）中蛇形、均勻間距布置的電阻加熱絲構(gòu)成加熱層，其在螺旋管圈外壁面內(nèi)側(cè)和外側(cè)獨(dú)立布置，加熱層外表面用一層玻璃纖維棉作為絕熱材料。

實(shí)驗(yàn)考察了3種不同加熱方式對(duì)流動(dòng)沸騰換熱的影響，如圖3所示。其中周向非均勻加熱條件包括管圈外半周受熱、內(nèi)半周絕熱［圖3（a）］和外半周絕熱、內(nèi)半周受熱［圖3（b）］兩種情況，而圖3（c）為管壁周向均勻受熱條件。

圖1　實(shí)驗(yàn)裝置及流程示意圖

圖2　螺旋管幾何參數(shù)及熱電偶布置

圖3　管壁加熱方式

2　數(shù)據(jù)處理方法

實(shí)驗(yàn)開(kāi)始前進(jìn)行了熱平衡實(shí)驗(yàn)，讓制冷劑以過(guò)冷狀態(tài)進(jìn)入預(yù)熱段，受熱沸騰后以過(guò)熱狀態(tài)離開(kāi)，求得熱平衡系數(shù)1η。用同樣的方法求得實(shí)驗(yàn)螺旋管段的熱平衡系數(shù)2η，見(jiàn)式（1）。

式中，cp，l、cp，g分別為制冷劑的液相和氣相定壓比熱容，kJ/（kg·K）；m為制冷劑的質(zhì)量流量，kg/s； Δtsc為預(yù)熱管段進(jìn)口制冷劑的過(guò)冷溫度，K；Δtsh為預(yù)熱管段出口制冷劑的過(guò)熱溫度，K；r為制冷劑在飽和溫度下的汽化潛熱，kJ/kg；Qpre為預(yù)熱段的加熱功率，kW。

制冷劑質(zhì)量流速G計(jì)算見(jiàn)式（2）。

式中，M為金屬浮子流量計(jì)示值經(jīng)過(guò)密度修正后的工質(zhì)體積流量，m3/s；Ai為螺旋管內(nèi)橫截面流通面積，m2；ρ為制冷劑的密度，kg/m3。

干度 χ 是實(shí)驗(yàn)螺旋管段進(jìn)、出口質(zhì)量干度的平均值，其由熱平衡關(guān)系獲得，見(jiàn)式（3）。

式中，Qtest為實(shí)驗(yàn)螺旋管段的加熱功率，kW。

忽略螺旋管軸向?qū)岬挠绊?，將通過(guò)螺旋管管壁的傳熱看作一維穩(wěn)態(tài)導(dǎo)熱過(guò)程，則螺旋管內(nèi)壁溫可由式（4）計(jì)算。

式中，to為螺旋管外壁面的溫度，K；λ為螺旋管的導(dǎo)熱系數(shù)，kW/（m·K）。

螺旋管內(nèi)壁面熱流密度qtest計(jì)算見(jiàn)式（5）。

式中，Al，i為螺旋管受熱管段的管內(nèi)表面積，m2；L為螺旋管受熱管段的長(zhǎng)度，m。為了便于比較，周向均勻受熱和非均勻受熱工況均采用整個(gè)內(nèi)表面積來(lái)計(jì)算熱流密度。

螺旋管內(nèi)流動(dòng)沸騰換熱系數(shù)計(jì)算見(jiàn)式（6）。

式中，ts為制冷劑的飽和溫度，K；tz為實(shí)驗(yàn)螺旋管段內(nèi)側(cè)壁面平均溫度，K。

經(jīng)計(jì)算，本文質(zhì)量干度的不確定度為±2.39%。流動(dòng)沸騰換熱系數(shù)的不確定度為±10.36%。

3　實(shí)驗(yàn)結(jié)果與分析

3.1質(zhì)量流速的影響

圖4（a）給出了管圈外半周受熱、內(nèi)半周絕熱的非均勻受熱情況下，當(dāng)定熱流密度q=3.88kW/m2，變化流量G=182kg/（m2·s）、G=242kg/（m2·s）、G=303 kg/（m2·s）、G=363kg/（m2·s）時(shí)流動(dòng)沸騰換熱系數(shù)的變化。在相同熱流密度和質(zhì)量流速條件下，流動(dòng)沸騰換熱系數(shù)隨著干度的增大而增大；在相同熱流密度和干度條件下，流動(dòng)沸騰換熱系數(shù)隨著質(zhì)量流速的增大而遞增。在低干度范圍內(nèi)，流動(dòng)沸騰換熱系數(shù)隨質(zhì)量流速的變化較??；隨著干度的增加，質(zhì)量流速對(duì)流動(dòng)沸騰換熱系數(shù)的影響越來(lái)越明顯。

圖 4（b）、4（c）分別給出了管圈外半周絕熱、內(nèi)半周受熱以及周向均勻受熱兩種受熱條件下的不同質(zhì)量流速和干度對(duì)流動(dòng)沸騰換熱系數(shù)的影響，可見(jiàn)它們和圖4（a）受熱條件相比，具有相同的變化規(guī)律。

圖4　在3種不同加熱條件下流動(dòng)沸騰換熱系數(shù)與質(zhì)量流速和干度的關(guān)系

圖5比較了熱流密度q=3.88kW/m2、質(zhì)量流速G=242kg/（m2s）、3種不同受熱條件下流動(dòng)沸騰換熱系數(shù)與干度的關(guān)系?？梢?jiàn)在3種加熱條件下的流動(dòng)沸騰換熱系數(shù)數(shù)值大小都相差不大，但內(nèi)半周受熱、外半周絕熱時(shí)管內(nèi)流動(dòng)沸騰換熱系數(shù)最大。

圖5　當(dāng)定流量、定熱流時(shí)3種不同加熱條件下流動(dòng)沸騰換熱系數(shù)與干度的關(guān)系

3.2熱流密度的影響

圖6（a）給出了管圈外壁面均勻的受熱情況下當(dāng)定流量 G=182kg/m2s，變化熱流密度 q=3.88kW/m2、q=7.76kW/m2、q=11.64kW/m2、q=19.4kW/m2時(shí)對(duì)流動(dòng)沸騰換熱系數(shù)的影響。在相同熱流密度和質(zhì)量流速條件下，流動(dòng)沸騰換熱系數(shù)隨著干度的增大而增大；在相同質(zhì)量流速和干度條件下，流動(dòng)沸騰換熱系數(shù)隨著熱流密度的增加而遞增，但當(dāng)熱流密度增大到q=19.4kW/m2時(shí)，隨著干度的遞增，流動(dòng)沸騰換熱系數(shù)先逐漸增大；但當(dāng)干度增加到0.45時(shí)，流動(dòng)沸騰換熱系數(shù)增加的幅度越來(lái)越小。圖6（b）、6（c）分別給出了管圈外半周受熱、內(nèi)半周絕熱以及外半周絕熱、內(nèi)半周受熱兩種加熱條件下的不同熱流密度和干度對(duì)流動(dòng)沸騰換熱系數(shù)的影響，可見(jiàn)其和圖6（a）中熱流條件相比，具有相同的變化規(guī)律。圖7比較了熱流密度q=11.64kW/m2、質(zhì)量流速G=182kg/m2s在3種不同加熱條件下，流動(dòng)沸騰換熱系數(shù)隨著干度變化的情況。結(jié)果表明：在3種加熱條件下，流動(dòng)沸騰換熱系數(shù)的數(shù)值都在一個(gè)數(shù)量級(jí)上，且大小都相差不大。區(qū)別在于內(nèi)半周受熱、外半周絕熱的加熱條件下管內(nèi)流動(dòng)沸騰換熱系數(shù)最大，均勻受熱的加熱條件下次之，外半周受熱、內(nèi)半周絕熱的加熱條件下最小。

在圖3中3種加熱條件下，流動(dòng)沸騰換熱系數(shù)存在不同，可能是因?yàn)槭茈x心力和浮力的影響，氣液兩相區(qū)域在管內(nèi)的分布有所變化。當(dāng)氣相轉(zhuǎn)移到管內(nèi)壁的某一側(cè)時(shí)，造成這一側(cè)的換熱強(qiáng)度減弱；當(dāng)液相轉(zhuǎn)移到管內(nèi)壁的某一側(cè)時(shí)，造成這一側(cè)的換熱強(qiáng)度加強(qiáng)，從而整體上減弱或者加強(qiáng)了總的流動(dòng)沸騰換熱。

圖6　在3種不同加熱條件下流動(dòng)沸騰換熱系數(shù)與熱流密度和干度的關(guān)系

圖7　當(dāng)定流量、定熱流時(shí)3種不同加熱條件下流動(dòng)沸騰換熱系數(shù)與干度的關(guān)系

4　結(jié)　論

本文以R22為工質(zhì)在3種加熱條件下對(duì)臥式螺旋管內(nèi)流動(dòng)沸騰換熱特性進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)研究。結(jié)果顯示熱流密度、質(zhì)量流速、干度和熱流分布等參數(shù)都對(duì)流動(dòng)沸騰換熱系數(shù)有影響。當(dāng)其他條件一定時(shí)，管內(nèi)流動(dòng)沸騰換熱系數(shù)隨著熱流密度和質(zhì)量流速的增加而增加；在實(shí)驗(yàn)干度范圍內(nèi)，流動(dòng)沸騰換熱系數(shù)隨干度增加也增大。管壁受熱狀況對(duì)管內(nèi)流動(dòng)沸騰換熱系數(shù)產(chǎn)生影響，在本文實(shí)驗(yàn)條件下螺旋管管壁外半周絕熱、內(nèi)半周受熱情況下流動(dòng)沸騰換熱系數(shù)最大。

［1］鮑偉，馬虎根，張希忠. 流體在螺旋管內(nèi)對(duì)流換熱和壓降性能的數(shù)值模擬［J］. 上海理工大學(xué)學(xué)報(bào)，2011，33（1）：84-88.

［2］孫宗保. R134a螺旋管內(nèi)流動(dòng)沸騰換熱特性研究［D］. 濟(jì)南：山東大學(xué)，2007.

［3］邵莉，王美霞，劉瑜，等. 螺旋管內(nèi)沸騰兩相流型與壁溫特性實(shí)驗(yàn)研究［J］. 中國(guó)電機(jī)工程學(xué)報(bào)，2013，33（26）：81-86.

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［7］JENSEN M K，BERGLES A E. Critical heat flux in helical coils with a circumferential heat flux tilt toward the outside surface［J］. International Journal of Heat and Mass Transfer，1982，25（9）：1383-1395.

Flow boiling heat transfer characteristics in helically coiled tube with circumferentially non-uniform heating

LIU Wei，CUI Wenzhi，LIU Xiaojian
（College of Power Engineering，Chongqing University，Chongqing 400044，China）

At present，researches on coiled tube，about internal flow and heat transfer characteristics，are only limited under the condition of uniformly heated，at the same time，non-uniform heating are rarely reported. But in practice，spiral tube is heated non-uniformly most of the time. To solve the problem，flow boiling heat transfer characteristics in horizontal helically coiled tube with circumferentially non-uniform heating，under the range of system pressure 0.7—1.0MPa，mass flux 181—364kg/（m2·s） and mass quality 0.07—0.69，were experimentally studied in this paper. The in-tube flow boiling heat transfer coefficient variations with surface heat flux，fluid mass flux，and mass quality were examined under two different non-uniform heating modes and also compared with the data of circumferentially uniform heating condition. Results showed that the in-tube flow boiling heat transfer coefficient was the highest under the condition of the inner half wall heated and outer half wall adiabatic，while it was the lowest with the inner wall heated and outer wall adiabatic.

helically coiled tube；flow boiling；two-phase flow；heat transfer coefficient；non-uniform heating

TK 124

A

1000-6613（2016）08-2362-05

10.16085/j.issn.1000-6613.2016.08.09

2015-12-23；修改稿日期：2016-02-05。

重慶市自然科學(xué)基金項(xiàng)目（CSTJJA90003）。

劉偉（1991—），男，碩士研究生，研究方向?yàn)閮上嗔鲃?dòng)與傳熱。聯(lián)系人：崔文智，博士生導(dǎo)師，教授。 E-mail wzcui@cqu.edu.cn。