引言

耗能量與作業(yè)成本是干燥機(jī)重要的經(jīng)濟(jì)評(píng)價(jià)指標(biāo)[1]。學(xué)者已在負(fù)壓變徑角狀管[2]、變溫控制等方 面開(kāi)展研究，但糧食干燥能耗問(wèn)題仍是節(jié)糧減損技術(shù)發(fā)展的瓶頸。目前，北方糧食干燥因環(huán)境條件和生產(chǎn)規(guī) 模的限制，換熱環(huán)節(jié)主要以煤、碳或生物質(zhì)燃燒換熱為主，由有關(guān)部門(mén)統(tǒng)計(jì)數(shù)據(jù)可知，用于糧食干燥的換熱 裝置換熱效率為70%左右，按1kg標(biāo)準(zhǔn)煤產(chǎn)生5500kcal（6.39kh或者2.3×10⁴kJ）能量，以目前換熱器換熱能計(jì)算，若谷物初始含水率 為30%，需要干燥到安全含水率13%～14%，每1kg煤可以干燥19kg糧食[3]。換熱效率若提高5%， 則每1kg煤就可多干燥2.1kg糧食，按我國(guó)北方煤炭?jī)r(jià)格800元/t來(lái)計(jì)算，即每干燥10t糧食節(jié)省 40元，以2018年糧食總產(chǎn)量4.357×10⁷t來(lái)計(jì)算，應(yīng)用高效換熱器就可節(jié)省數(shù)億元。因此，糧食干燥 換熱技術(shù)是一個(gè)重要生產(chǎn)問(wèn)題。

目前，黑龍江墾區(qū)糧食生產(chǎn)企業(yè)所使用的糧食干燥機(jī)配套R(shí)FL型、KFL型及KFW型換熱器均為固定管 殼式多殼程列管換熱器，熱流體為高溫?zé)煔猓淞黧w為空氣，換熱過(guò)程中氣流在橫流管束間易誘發(fā)振動(dòng)，導(dǎo) 致旋渦分離、湍流抖振[4]和流體彈性不穩(wěn)定而造成換熱管破裂和傳熱失效、換熱管易結(jié)垢維護(hù)困難換熱 效率低等問(wèn)題。科研人員通過(guò)擴(kuò)大面積增強(qiáng)換熱量[5-7]，開(kāi)發(fā)出各種特殊增強(qiáng)管，如板翅換熱器[8-10] 、迷宮結(jié)構(gòu)[11]等。近年來(lái)，數(shù)值模擬[12-16]方法在換熱器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的應(yīng)用，大大節(jié)省了換熱器優(yōu)化設(shè) 計(jì)時(shí)間成本和經(jīng)濟(jì)成本。BOZORGANO[17]利用蜂窩算法得到了管殼式換熱器最優(yōu)設(shè)計(jì)參數(shù)。

文獻(xiàn)[18]提出了基于結(jié)構(gòu)的傳熱結(jié)構(gòu)自適應(yīng)拓?fù)鋬?yōu)化方法；文獻(xiàn)[19-20]開(kāi)展了流動(dòng)換熱場(chǎng)協(xié)同分析。 國(guó)內(nèi)外學(xué)者基于強(qiáng)化傳熱技術(shù)，結(jié)合工程熱物理的基礎(chǔ)理論研究，揭示了對(duì)流換熱和傳熱強(qiáng)化的物理機(jī)制并 對(duì)換熱結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化，促進(jìn)了換熱器創(chuàng)新，提高換熱效率。

北方糧食干燥因環(huán)境條件和生產(chǎn)規(guī)模的要求，冬季易結(jié)冰堵塞固定式換熱器底層回流管，致使換熱效率 降低。本研究將旋轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)與臥式列管相結(jié)合，設(shè)計(jì)了與糧食干燥機(jī)配套氣相旋轉(zhuǎn)換熱器[21]，工作穩(wěn)定性 能良好，維護(hù)操作簡(jiǎn)單。場(chǎng)協(xié)同原理[22]通過(guò)將能量方程在邊界層處進(jìn)行積分，調(diào)節(jié)流體速度矢量和溫度 梯度之間的協(xié)同夾角實(shí)現(xiàn)強(qiáng)化換熱。換熱與表面幾何形狀、大小及表面相對(duì)位置等幾何因素有關(guān)[23]。因此，基于場(chǎng)協(xié)同和傳熱理論優(yōu)化氣相 旋轉(zhuǎn)換熱器結(jié)構(gòu)，可提升流體換熱性能并降低能源消耗。本研究在光管上加工外凹、內(nèi)凸的螺旋槽，不考慮 鋼管的材料，旋轉(zhuǎn)滾筒的直徑以及螺旋槽管的排列方式不變，探究螺旋結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)換熱性能影響，利用 Fluent2022對(duì)換熱管仿真與數(shù)值模擬，分析結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)努塞爾數(shù)和阻力系數(shù)的影響規(guī)律，并進(jìn)行螺旋槽管 與圓管場(chǎng)協(xié)同分析，探究平均場(chǎng)協(xié)同角隨努塞爾數(shù)變化規(guī)律，通過(guò)樣機(jī)進(jìn)行臺(tái)架試驗(yàn)驗(yàn)證，以確定工作性能 的最優(yōu)參數(shù)組合，并利用強(qiáng)化換熱綜合性能指數(shù)進(jìn)行評(píng)價(jià)。

1、整機(jī)結(jié)構(gòu)與工藝流程

1.1結(jié)構(gòu)與工作過(guò)程

氣相旋轉(zhuǎn)螺旋槽管式換熱器以臥式旋轉(zhuǎn)滾筒為主要結(jié)構(gòu)，直列螺旋管束固定于滾筒中央?yún)^(qū)域，采用正三 角形排列方式，可減小換熱器外徑約15%。滾筒外固定大齒圈與驅(qū)動(dòng)齒輪嚙合，動(dòng)力由轉(zhuǎn)速200r/min的低 速電機(jī)提供，通過(guò)變頻器來(lái)控制工作轉(zhuǎn)速，以滿(mǎn)足不同轉(zhuǎn)速的運(yùn)動(dòng)條件。滾筒內(nèi)氣流縱向流動(dòng)，換熱作業(yè)時(shí) ，旋轉(zhuǎn)滾筒不斷地旋轉(zhuǎn)使高溫?zé)煔庖恢北３志鶆虻嘏c螺旋管外壁接觸，完成熱量交換。氣相旋轉(zhuǎn)螺旋槽管式 換熱器結(jié)構(gòu)如圖1所示。

1.2工藝流程

換熱器工藝流程如圖2所示，換熱作業(yè)時(shí)，高溫?zé)煔鈴墓艿廊肟谶M(jìn)入換熱殼體，煙氣由右向左運(yùn)動(dòng)， 同時(shí)空氣從與煙道相對(duì)的空氣入口進(jìn)入列管，空氣由左向右運(yùn)動(dòng)。由于受換熱器的強(qiáng)制旋流作用，在湍流中 流體各物理參數(shù)如速度、壓力、溫度等都隨時(shí)間與空間發(fā)生隨機(jī)變化，從物理結(jié)構(gòu)上看出各種不同尺度渦旋 ，尺度大小由邊界條件決定[24]。大尺度渦流不斷地從主流獲得能量，通過(guò)旋渦間相互作用和流體粘性作用，小尺度旋渦不斷消失，機(jī)械能 耗散為流體熱能。由于邊界作用，擾動(dòng)及速度梯度作用，新渦旋不斷產(chǎn)生。

1.3傳熱性能指標(biāo)

湍流換熱重要響應(yīng)參數(shù)為努塞爾數(shù)和雷諾數(shù)，是評(píng)判換熱因素的重要指標(biāo)，文獻(xiàn)[25]指出對(duì)流換熱特性 不僅取決于溫差、流動(dòng)速度和流體物性，還與速度場(chǎng)和溫度場(chǎng)協(xié)同程度有關(guān)，一般表達(dá)式為

2、關(guān)鍵部件設(shè)計(jì)

2.1傳熱管設(shè)計(jì)

采用的螺旋槽管為外凹、內(nèi)凸結(jié)構(gòu)，流體流經(jīng)螺旋槽管時(shí)，會(huì)被凸起的表面阻擋，形成一個(gè)封閉的渦流 區(qū)域，加速分離區(qū)所產(chǎn)生的湍流脈動(dòng)向壁面擴(kuò)散，從而增強(qiáng)了壁面鄰近流體的湍流度，提高了傳熱效果。文 獻(xiàn)[25-26]證實(shí)了螺旋槽管結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)其熱力性能有一定的影響。文獻(xiàn)[27]利用螺旋槽管管內(nèi)外單相流體傳 熱研究的試驗(yàn)結(jié)果，試驗(yàn)數(shù)據(jù)按流動(dòng)參數(shù)、物性參數(shù)和幾何參數(shù)采用無(wú)量綱準(zhǔn)則數(shù)進(jìn)行整理，獲得了螺旋槽 管管內(nèi)傳熱關(guān)系式為

因此設(shè)計(jì)螺旋槽管時(shí)，高度、厚度、節(jié)距和內(nèi)徑是主要幾何參數(shù)。本研究應(yīng)用較為廣泛 的圓形傳熱管，其基本規(guī)格為管徑38~48mm，壁厚為1.5~3mm，加工出外凹、內(nèi)凸的螺旋槽，如圖3所示 。

2.2仿真試驗(yàn)

螺旋槽管內(nèi)氣體流動(dòng)為周期性流動(dòng)，選取長(zhǎng)度為1000mm螺旋槽管進(jìn)行模擬。螺旋槽管本身結(jié)構(gòu)參數(shù)較 復(fù)雜，考慮到管壁內(nèi)外表面的螺旋結(jié)構(gòu)與管直徑，初始網(wǎng)格尺寸設(shè)為5mm，采用非結(jié)構(gòu)化的四面體網(wǎng)格。綜 合考慮計(jì)算量與模擬精度等因素，最終取網(wǎng)格尺寸為2mm進(jìn)行模擬。通過(guò)主流體獲得能量旋渦間的相互作 用，機(jī)械能轉(zhuǎn)換為流體熱能。湍流模型選擇標(biāo)準(zhǔn)??k模型。螺旋槽管入口為速度入口，流速設(shè)為 2~7m/s，Re取值范圍為5657.9~19802.6，溫度為300K，螺旋槽管出口為壓力出口，相對(duì)常壓為0，螺旋 槽管管壁溫度為333K，壁面為無(wú)滑移的固定壁面，在流動(dòng)過(guò)程中不會(huì)出現(xiàn)較高的波動(dòng)以及大渦流情況，采 用CentralCompositeDesign（CCD）試驗(yàn)設(shè)計(jì)方法進(jìn)行試驗(yàn)研究，試驗(yàn)水平編碼表如表1所示，選取螺距 、槽深、內(nèi)外徑比作為因素，以Nu和f為評(píng)價(jià)指標(biāo)設(shè)計(jì)試驗(yàn)。根據(jù)文獻(xiàn)[27]結(jié)果及已有研究基礎(chǔ)，確定螺 距為20~30mm，槽深范圍為1~2.5mm，內(nèi)外徑比為0.875~0.925。試驗(yàn)方案設(shè)計(jì)與結(jié)果如表2所示，表中x1、x2、x3為螺 距、槽深和內(nèi)外徑比，Y1、Y2為Nu、f試驗(yàn)結(jié)果。

2.3試驗(yàn)結(jié)果分析

運(yùn)用Design-Expert13.0多元回歸擬合后，得出各因素對(duì)Nu、f的回歸方程。方差分析與顯著性結(jié) 果如表3所示。由P值可以看出，Nu、f回歸方程均極顯著（P<0.01）。失擬項(xiàng)P值均大于0.05不 顯著，表明方程擬合程度較好，無(wú)其他因素影響。在確保模型顯著和失擬項(xiàng)不顯著情況下，剔除去不顯著回 歸項(xiàng)，重新建立方程為

2.3.1各因素交互作用對(duì)努塞爾數(shù)的影響

各因素交互作用對(duì)努塞爾數(shù)影響的響應(yīng)曲面如圖4所示。由圖4a可知，當(dāng)槽深一定時(shí)，螺距越小， Nu越大，換熱效果越好，主要原因是當(dāng)槽深一定時(shí)，螺旋槽管的螺距越大，則相鄰螺旋槽之間會(huì)出現(xiàn)一段 邊界層未受擾動(dòng)區(qū)域，該區(qū)域中受前一個(gè)螺旋槽對(duì)邊界的擾動(dòng)已經(jīng)消失，而后一個(gè)螺旋槽的擾動(dòng)作用還未形 成。當(dāng)螺距越小時(shí)，未受螺旋槽擾動(dòng)的區(qū)域越少，流體分離邊界層的作用越明顯，從而使換熱增強(qiáng)。螺距逐漸增大時(shí)，Nu先緩慢增加，達(dá)到最 高點(diǎn)后，緩慢下降。當(dāng)螺距為23～27mm、槽深為1.2～2.25mm時(shí)，Nu出現(xiàn)峰值，換熱管換熱性能較優(yōu)。由 圖4b可知，Nu緩慢增加后緩慢下降，整體影響不顯著。由圖4c可知，當(dāng)內(nèi)外徑比固定不變槽深逐漸增 大時(shí)，Nu先逐漸增大，到達(dá)最高點(diǎn)后，在迅速下降。當(dāng)槽深為1.25～2.2mm時(shí)，Nu高，換熱性能好。

2.3.2各因素交互作用對(duì)阻力系數(shù)的影響

當(dāng)內(nèi)外徑比為0.9不變時(shí)，螺距和槽深交互作用對(duì)阻力系數(shù)的影響如圖5a所示。從圖5a中可以看 出，螺距不變時(shí)，槽深逐漸增大，阻力系數(shù)先減小，到達(dá)最低點(diǎn)后，f逐漸增大。當(dāng)槽深越深時(shí)意味著流體 通過(guò)表面時(shí)需要更多的能量來(lái)維持流體流動(dòng)，流體流過(guò)槽體結(jié)構(gòu)導(dǎo)致流體的伸縮和擴(kuò)大作用更加強(qiáng)烈，流體 邊界層會(huì)隨著槽體結(jié)構(gòu)出現(xiàn)回流或者漩渦情況，阻礙流體的通過(guò)并伴隨著能量損耗，在槽深為1.5～2.25mm，螺距為22.5～27.5mm時(shí)，f最小 。

當(dāng)槽深為1.75mm時(shí)，螺距和內(nèi)外徑交互作用對(duì)阻力系數(shù)的影響。從圖5b中可以看出，螺距越小，其 f越大，單位長(zhǎng)度內(nèi)流體邊界層受到的波動(dòng)影響次數(shù)越多，克服波動(dòng)影響所作的功增加，f隨之增加。螺距 為定值時(shí)，內(nèi)外徑比逐漸增大，f呈現(xiàn)先減小到最低點(diǎn)后又增大的趨勢(shì)。在內(nèi)外徑比為0.875～0.91、螺距 為25～27.5mm時(shí)f相對(duì)較小。螺旋管的特殊結(jié)構(gòu)加強(qiáng)了流體之間的質(zhì)量和能量交換，加大換熱能力，然 而會(huì)增加阻力和消耗能量。圖5c表明槽深及內(nèi)外徑比對(duì)f的影響呈先減小后增大趨勢(shì)，整體變化緩慢， 數(shù)據(jù)顯示對(duì)其影響為不顯著。

2.4優(yōu)化與驗(yàn)證

以Y1最大，Y2最小為優(yōu)化目標(biāo)，設(shè)定目標(biāo)函數(shù)及約束條件為 

在Design-Expert13.0軟件優(yōu)化模塊完成各參數(shù)優(yōu)化，當(dāng)螺距為24.854mm、槽深為1.753mm、內(nèi)外 徑比為0.897時(shí)，換熱管的換熱性能最好。按照優(yōu)化后的參數(shù)進(jìn)行3組重復(fù)試驗(yàn)，結(jié)果如表4所示。實(shí) 際評(píng)價(jià)指標(biāo)與優(yōu)化評(píng)價(jià)指標(biāo)相差較小，驗(yàn)證了優(yōu)化參數(shù)的合理性。

3、螺旋槽管場(chǎng)協(xié)同分析

3.1場(chǎng)協(xié)同原理

文獻(xiàn)[28-29]采用全場(chǎng)的速度和溫度梯度平均場(chǎng)協(xié)同角β，即速度矢量與溫度梯度或速度矢量與熱流 矢量的夾角。在速度和溫度梯度一定(或者Re、Pr不變)條件下，減小場(chǎng)協(xié)同角（β<90°），增加積分 值，即Nu數(shù)增大，換熱強(qiáng)化提高。為了分析螺旋槽管結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)換熱器性能影響的機(jī)理，利用場(chǎng)協(xié)同原理 ，分析螺旋槽管結(jié)構(gòu)對(duì)換熱性能影響的原因，速度場(chǎng)引起溫度場(chǎng)變化可通過(guò)場(chǎng)協(xié)同原理進(jìn)行分析。將則（1 ）可寫(xiě)成

則從式（9）可以看出，β在控制強(qiáng)化傳熱性能時(shí)起決定性作用。

基于對(duì)流換熱場(chǎng)協(xié)同理論，在粘性耗散一定的條件下，滿(mǎn)足能量守恒。壓力差值計(jì)算過(guò)程中選擇默認(rèn)的 標(biāo)準(zhǔn)格式壓力差值算法進(jìn)行模擬計(jì)算，采用Simple算法進(jìn)行離散計(jì)算，動(dòng)量方程、能量方程、湍流動(dòng)能及 其耗散率方程均選用二階迎風(fēng)格式。通過(guò)求解協(xié)同方程獲得最優(yōu)的速度場(chǎng)和溫度場(chǎng)，邊界條件如仿真試驗(yàn)， 模擬管內(nèi)的最優(yōu)速度場(chǎng)與溫度場(chǎng)的分布情況如圖6。

從圖6中可以看出，靠近螺旋管壁處速度分布較密，在螺旋槽管中央部分有速度漩渦出現(xiàn)，當(dāng)管內(nèi)出 現(xiàn)多渦流時(shí)管內(nèi)的對(duì)流換熱性能會(huì)有顯著提高。

主流時(shí)均速度場(chǎng)對(duì)粘性損失存在影響，其粘性損失主要由流體的脈動(dòng)運(yùn)動(dòng)引起，另一部分是由平均流的 黏性耗散導(dǎo)致。因此，管內(nèi)對(duì)流的流動(dòng)阻力主要取決于主流速度截面。最優(yōu)速度場(chǎng)表示流體最佳傳熱性能。 然而，在實(shí)際情況下，流體的流動(dòng)狀態(tài)與最佳狀態(tài)相差很遠(yuǎn)。通過(guò)了解最佳狀態(tài)，可以使用工程技術(shù)方法來(lái) 接近最佳狀態(tài)，從而實(shí)現(xiàn)更好的傳熱效果。

3.2螺旋槽管與圓管場(chǎng)協(xié)同對(duì)比

選用當(dāng)量直徑為40mm的螺旋槽管及圓管，螺旋槽管螺距25mm、槽深1.8mm及內(nèi)外徑比C為0.89，對(duì)比分 析傳熱機(jī)理，探討螺旋結(jié)構(gòu)對(duì)場(chǎng)間協(xié)同性影響。仿真設(shè)定參數(shù)如表5所示，與前述模擬條件相同。

圖7為兩管端截面場(chǎng)協(xié)同角。螺旋槽管結(jié)構(gòu)為扁圓形，平均場(chǎng)協(xié)同角度86°附近管壁周?chē)凭鶆蚍? 布幾個(gè)場(chǎng)協(xié)同角較小的區(qū)域，說(shuō)明螺旋槽結(jié)構(gòu)影響場(chǎng)協(xié)同角。圓管整體場(chǎng)協(xié)角為89°左右，說(shuō)明充分發(fā)展 段的圓管換熱主要是以圓管的管壁導(dǎo)熱為主。螺旋槽平面結(jié)構(gòu)內(nèi)整體平均場(chǎng)協(xié)同角減小2°時(shí)，對(duì)整個(gè)流域 影響顯著。

速度場(chǎng)與溫度場(chǎng)平均協(xié)同角β隨Re的變化關(guān)系曲線(xiàn)如圖8所示。從圖8可以看出，螺旋槽管及圓管 β均隨著Re增加呈減小趨勢(shì)，且趨勢(shì)逐漸變緩。

圖9中2種結(jié)構(gòu)Nu均隨Re增大而增大，當(dāng)Re一定時(shí)，螺旋槽管Nu為圓管的1.6～2.0倍。同 時(shí)Nu小時(shí)協(xié)同角β大，Nu大時(shí)協(xié)同角β小。說(shuō)明隨著流速的增加，速度場(chǎng)與溫度場(chǎng)協(xié)同性變好[30] 。其換熱能力增強(qiáng)，改善了傳熱能力。

3.3殼程內(nèi)螺旋槽管場(chǎng)協(xié)同云圖

將螺旋槽傳熱管置于殼程內(nèi)，殼程進(jìn)口側(cè)截面、出口截面和管束端截面的場(chǎng)協(xié)同角云圖如圖10所示。

圖10a進(jìn)口側(cè)截面處場(chǎng)協(xié)同角分布云圖主要為淺綠色和黃色，螺旋槽管為非規(guī)則圓環(huán)面，進(jìn)口處流體 垂直進(jìn)入換熱器殼體，產(chǎn)生進(jìn)口效應(yīng)，場(chǎng)協(xié)同角明顯較小。沿著流體流動(dòng)方向，垂直向下流動(dòng)流體受到螺旋 槽管凸起的影響繞螺旋槽管外管壁流動(dòng)，逆時(shí)針流動(dòng)的流體有較大區(qū)域內(nèi)有部分場(chǎng)協(xié)同角較小的區(qū)域，其云 圖顯示為黃色和淺綠色，旋轉(zhuǎn)180°的 螺旋槽管突起后其他位置的顏色顯示以紅色為主色調(diào)，場(chǎng)協(xié)同角至少為80°以上。圖10b淺色區(qū)域較少 ，出口處速度矢量和溫度梯度夾角較大，只有在螺旋槽管凸起處環(huán)繞著部分場(chǎng)協(xié)同角較小的區(qū)域，紅色區(qū)域 不利于換熱，出口處換熱效果較差，部分原因是由于出口處不存在類(lèi)似于進(jìn)口效應(yīng)的強(qiáng)化傳熱現(xiàn)象。圖10c 為殼程管束端截面場(chǎng)協(xié)同角云圖，紅色區(qū)域占主體，在換熱管外圍和換熱器殼程內(nèi)壁之間的流體域區(qū)域內(nèi)，黃色條狀出現(xiàn)較少。在該云圖截面 中可以看出螺旋葉片位于殼程左下方，在螺旋葉片引導(dǎo)下，螺片葉片后面出現(xiàn)了場(chǎng)協(xié)同角為70°區(qū)域。

圖11為螺旋槽管殼程中間截面協(xié)同云圖，由于螺旋槽管外凹、內(nèi)凸的外壁面引流作用，靠近螺旋槽管 外壁的小塊區(qū)域的場(chǎng)協(xié)同角小于殼程內(nèi)壁面附近。

殼程側(cè)面截面為矩形（圖12），進(jìn)口段流體繞過(guò)螺旋槽管外壁面時(shí)有連續(xù)條狀的顏色顯示為黃色，當(dāng) 接觸到換熱器中央位置的換熱管時(shí)流體環(huán)繞通過(guò)換熱管，流體的主要速度方向保持不變，即使到達(dá)換熱器殼 程內(nèi)壁面位置場(chǎng)協(xié)同角依然能接近40°。在殼程出口處場(chǎng)協(xié)同角大致為60°，接近以紅色顯示，應(yīng)盡可能 地減小流動(dòng)靜止區(qū)面積來(lái)提高換熱器換熱效率。

綜上，置于殼程內(nèi)的螺旋槽管管束云圖分布整體變化趨勢(shì)與單螺旋管速度場(chǎng)與溫度場(chǎng)協(xié)同角基本一致， 整體范圍內(nèi)的場(chǎng)協(xié)同效果有所增加。由于殼程內(nèi)擾流葉片擾流作用，局部區(qū)域內(nèi)流動(dòng)死區(qū)面積減小，當(dāng)沿著 螺旋槽管向前運(yùn)動(dòng)的流體與螺旋葉片接觸時(shí)，流體流動(dòng)又受到向心力的作用，換熱器殼程中間部分流體的混 流程度增大，有利于提高換熱器換熱效率。

4、氣相旋轉(zhuǎn)螺旋槽管式換熱器性能試驗(yàn)

4.1試驗(yàn)材料和儀器設(shè)備

試驗(yàn)儀器：FLIRT420型手持熱成像儀；WZP-230型記錄儀（量程范圍：-50～400℃，A級(jí)測(cè)量精度） ；霍爾轉(zhuǎn)速記錄儀（量程范圍：5~200r/min，分度值：0.1r/min）；Gasbord-3100P型煙氣分析儀。

試驗(yàn)條件：試驗(yàn)地點(diǎn)為黑龍江省智能農(nóng)機(jī)裝置重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)，試驗(yàn)裝置主要由氣相旋轉(zhuǎn)螺旋槽管式換熱器試 驗(yàn)臺(tái)、電控柜等組成，電控柜實(shí)時(shí)采集冷氣入口、煙氣入口溫度及風(fēng)速，換熱出口、廢氣出口溫度。其 中風(fēng)速傳感器型號(hào)為AV104X-3-10-10-X-10-4，測(cè)量范圍為0-10m/s，適用范圍0~200℃；溫度采集 使用WZP-230型傳感器，測(cè)量精度為A級(jí)，適用范圍-50~200℃；MS-122-LCD型壓差變送器測(cè)量壓差，量程 為0~100Pa，精度為±0.1%；電機(jī)型號(hào)為YS90S-4的三相異步電機(jī)，功率1.1kW，如圖13所示。

4.2試驗(yàn)結(jié)果

為了驗(yàn)證螺旋槽傳熱管的數(shù)值計(jì)算準(zhǔn)確性，常溫空氣由100型交直調(diào)速鼓風(fēng)機(jī)（上海錢(qián)億機(jī)電設(shè)備有 限公司）提供，風(fēng)速和溫度由testo405-V1型熱敏感風(fēng)速儀測(cè)得，冷風(fēng)風(fēng)速為3.5m/s，熱風(fēng)風(fēng)速為 2~10m/s，殼程轉(zhuǎn)速為5~25r/min，試驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行多次測(cè)量，去除誤差數(shù)據(jù)后取正確測(cè)量結(jié)果平均值。運(yùn)用 軟件對(duì)試驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行試驗(yàn)結(jié)果顯著性檢驗(yàn)，殼程轉(zhuǎn)速n及Re對(duì)Nu的影響顯著（P<0.05）；而N對(duì)△P影響不顯著（P>0.05），Re對(duì)△P 的影響顯著（P<0.05）。

對(duì)試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行擬合，如圖14、15所示。由圖14、15可知，在轉(zhuǎn)速n一定情況下，殼程N(yùn)u隨著Re 增大而增大，近似呈指數(shù)型函數(shù)增長(zhǎng)；同時(shí)，殼程△P也隨著Re（即殼程煙氣風(fēng)速）增大而增大。運(yùn)用 SPSS軟件對(duì)試驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行擬合，確定Nu與Re與n相關(guān)性，得到多元線(xiàn)性回歸方程為

統(tǒng)計(jì)分析得到Nu 回歸方程相關(guān)系數(shù)為0.992，決定系數(shù)為0.984，標(biāo)準(zhǔn)估算誤差為3.828006，D-W檢驗(yàn)為1.433，調(diào)整后擬 合程度決定系數(shù)為0.983，說(shuō)明Nu回歸方程擬合程度好。運(yùn)用Matlab軟件對(duì)回歸方程在定義域Re為 12095~60474時(shí)，n為5~25r/min內(nèi)求最值，當(dāng)轉(zhuǎn)速為22r/min時(shí)，Numax=209.834。

4.3熱量損失

殼體溫度是表征換熱器熱損失的一個(gè)重要指標(biāo)，將直接影響綜合換熱效率[31-33]。采用Matlab軟 件對(duì)熱成像圖溫度數(shù)據(jù)數(shù)據(jù)處理，繪制熱成像圖等溫線(xiàn)圖如圖16所示。等溫線(xiàn)圖是用等勢(shì)線(xiàn)來(lái)表達(dá)同一溫 度區(qū)域，對(duì)應(yīng)地模擬出物體表面溫度的空間分布，分析出換熱器具體的熱能流失問(wèn)題。黃色區(qū)域?yàn)闅饬鞣峙? 室與旋轉(zhuǎn)殼體連接部位、托輪滾動(dòng)槽、齒圈存在熱量損失。其主要原因是殼體轉(zhuǎn)動(dòng)因摩擦作用致使托輪滾動(dòng) 槽以及齒圈表內(nèi)溫度升高，并非殼體內(nèi)部煙氣外泄；旋轉(zhuǎn)殼體嵌合處區(qū)域溫度較高，綜合考慮此處溫度異常 可能是密封性能不穩(wěn)定造成熱量外泄所致。

采用Origin8.0軟件繪制換熱器外壁溫度曲線(xiàn)圖，如圖17所示。在不同煙氣溫度和殼體轉(zhuǎn)速條件下 采集溫度進(jìn)行研究，分析換熱器殼體外壁溫度分布情況，探究造成能量損失的原因。檢測(cè)點(diǎn)不同，溫度隨著 熱煙氣溫度的提高而溫度分布趨勢(shì)不同。

對(duì)比煙氣溫度60℃和150℃時(shí)的溫度曲線(xiàn)圖，最高值均出現(xiàn)在監(jiān)測(cè)點(diǎn)3，分別為32、48℃，位于旋轉(zhuǎn) 殼體與氣流分配室嵌合處，溫度最低處為換熱器旋轉(zhuǎn)殼體，表明旋轉(zhuǎn)殼體3層保溫結(jié)構(gòu)達(dá)到了理想的保溫 效果。溫度有所上升的監(jiān)測(cè)點(diǎn)為換熱器齒圈所在位置，傳動(dòng)時(shí)摩擦引起溫度升高。

殼體旋轉(zhuǎn)速度對(duì)外壁熱量損失影響較小。在換熱器旋轉(zhuǎn)外殼轉(zhuǎn)速為20~25r/min范圍內(nèi)，氣相旋轉(zhuǎn)螺 旋槽管式換熱器試驗(yàn)臺(tái)設(shè)備運(yùn)轉(zhuǎn)對(duì)密封部件性能的影響較小。

4.4綜合性能分析

強(qiáng)化換熱綜合性能指數(shù)（PEC）為衡量對(duì)流換熱強(qiáng)化傳熱性能的評(píng)價(jià)方法，計(jì)算公示為

本文采用等流速（等流量及雷諾數(shù)Re）情況下的熱能因子作為換熱器的綜合性能評(píng)價(jià)標(biāo)準(zhǔn)[34]，檢 驗(yàn)殼體轉(zhuǎn)速n為22r/min的氣相旋轉(zhuǎn)螺旋槽管式換熱器的綜合性能。研究結(jié)果表明隨Re增大，熱能性因子均 大于1，在1.031~1.267之間，說(shuō)明在相同流量下，殼體轉(zhuǎn)速為22r/min時(shí)，能傳遞更多熱量，達(dá)到了強(qiáng) 化換熱效果。

5、結(jié)論

（1）基于場(chǎng)協(xié)同與熱力學(xué)理論優(yōu)化螺旋槽管關(guān)鍵部件，仿真結(jié)果表明當(dāng)螺距為24.854mm、槽深為 1.753mm、內(nèi)外徑比為0.897時(shí)，Nu數(shù)為164.637、f為0.348。

（2）對(duì)流換熱場(chǎng)協(xié)同分析表明，螺旋槽管外凹、內(nèi)凸結(jié)構(gòu)形成的渦流動(dòng)可顯著強(qiáng)化換熱，Re一定時(shí)， 螺旋槽管Nu為圓管的1.6～2.0倍，協(xié)同角β隨Re增大而減小，隨著流速的增加，速度場(chǎng)與溫度場(chǎng)協(xié) 同性變好。熱能性因子均大于1，達(dá)到了強(qiáng)化換熱效果。

（3）數(shù)值和試驗(yàn)分析結(jié)果表明，Nu隨著Re增大而增大，近似呈指數(shù)型函數(shù)增長(zhǎng)，獲得了螺旋槽管傳 熱管件的傳熱特性關(guān)系式，其決定系數(shù)為0.983，在定義域Re為12095~60474，n為5~25r/min內(nèi)求最 值，當(dāng)轉(zhuǎn)速為22r/min，Numax=209.834。研究結(jié)果可為換熱器傳熱管結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)提供依據(jù)。

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