引言

耗能量與作業(yè)成本是干燥機重要的經(jīng)濟評價指標[1]。學者已在負壓變徑角狀管[2]、變溫控制等方 面開展研究，但糧食干燥能耗問題仍是節(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)部門統(tǒng)計數(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標準煤產(chǎn)生5500kcal（6.39kh或者2.3×10⁴kJ）能量，以目前換熱器換熱能計算，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，按我國北方煤炭價格800元/t來計算，即每干燥10t糧食節(jié)省 40元，以2018年糧食總產(chǎn)量4.357×10⁷t來計算，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)是一個重要生產(chǎn)問題。

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配套RFL型、KFL型及KFW型換熱器均為固定管 殼式多殼程列管換熱器，熱流體為高溫煙氣，冷流體為空氣，換熱過程中氣流在橫流管束間易誘發(fā)振動，導 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)垢維護困難換熱 效率低等問題?？蒲腥藛T通過擴大面積增強換熱量[5-7]，開發(fā)出各種特殊增強管，如板翅換熱器[8-10] 、迷宮結(jié)構(gòu)[11]等。近年來，數(shù)值模擬[12-16]方法在換熱器結(jié)構(gòu)設(shè)計的應(yīng)用，大大節(jié)省了換熱器優(yōu)化設(shè) 計時間成本和經(jīng)濟成本。BOZORGANO[17]利用蜂窩算法得到了管殼式換熱器最優(yōu)設(shè)計參數(shù)。

文獻[18]提出了基于結(jié)構(gòu)的傳熱結(jié)構(gòu)自適應(yīng)拓撲優(yōu)化方法；文獻[19-20]開展了流動換熱場協(xié)同分析。 國內(nèi)外學者基于強化傳熱技術(shù)，結(jié)合工程熱物理的基礎(chǔ)理論研究，揭示了對流換熱和傳熱強化的物理機制并 對換熱結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化，促進了換熱器創(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)機構(gòu)與臥式列管相結(jié)合，設(shè)計了與糧食干燥機配套氣相旋轉(zhuǎn)換熱器[21]，工作穩(wěn)定性 能良好，維護操作簡單。場協(xié)同原理[22]通過將能量方程在邊界層處進行積分，調(diào)節(jié)流體速度矢量和溫度 梯度之間的協(xié)同夾角實現(xiàn)強化換熱。換熱與表面幾何形狀、大小及表面相對位置等幾何因素有關(guān)[23]。因此，基于場協(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)對換熱性能影響，利用 Fluent2022對換熱管仿真與數(shù)值模擬，分析結(jié)構(gòu)參數(shù)對努塞爾數(shù)和阻力系數(shù)的影響規(guī)律，并進行螺旋槽管 與圓管場協(xié)同分析，探究平均場協(xié)同角隨努塞爾數(shù)變化規(guī)律，通過樣機進行臺架試驗驗證，以確定工作性能 的最優(yōu)參數(shù)組合，并利用強化換熱綜合性能指數(shù)進行評價。

1、整機結(jié)構(gòu)與工藝流程

1.1結(jié)構(gòu)與工作過程

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)動齒輪嚙合，動力由轉(zhuǎn)速200r/min的低 速電機提供，通過變頻器來控制工作轉(zhuǎn)速，以滿足不同轉(zhuǎn)速的運動條件。滾筒內(nèi)氣流縱向流動，換熱作業(yè)時 ，旋轉(zhuǎn)滾筒不斷地旋轉(zhuǎn)使高溫煙氣一直保持均勻地與螺旋管外壁接觸，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，高溫煙氣從管道入口進入換熱殼體，煙氣由右向左運動， 同時空氣從與煙道相對的空氣入口進入列管，空氣由左向右運動。由于受換熱器的強制旋流作用，在湍流中 流體各物理參數(shù)如速度、壓力、溫度等都隨時間與空間發(fā)生隨機變化，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，通過旋渦間相互作用和流體粘性作用，小尺度旋渦不斷消失，機械能 耗散為流體熱能。由于邊界作用，擾動及速度梯度作用，新渦旋不斷產(chǎn)生。

1.3傳熱性能指標

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

2、關(guān)鍵部件設(shè)計

2.1傳熱管設(shè)計

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，會被凸起的表面阻擋，形成一個封閉的渦流 區(qū)域，加速分離區(qū)所產(chǎn)生的湍流脈動向壁面擴散，從而增強了壁面鄰近流體的湍流度，提高了傳熱效果。文 獻[25-26]證實了螺旋槽管結(jié)構(gòu)參數(shù)對其熱力性能有一定的影響。文獻[27]利用螺旋槽管管內(nèi)外單相流體傳 熱研究的試驗結(jié)果，試驗數(shù)據(jù)按流動參數(shù)、物性參數(shù)和幾何參數(shù)采用無量綱準則數(shù)進行整理，獲得了螺旋槽 管管內(nèi)傳熱關(guān)系式為

因此設(shè)計螺旋槽管時，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

螺旋槽管內(nèi)氣體流動為周期性流動，選取長度為1000mm螺旋槽管進行模擬。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 合考慮計算量與模擬精度等因素，最終取網(wǎng)格尺寸為2mm進行模擬。通過主流體獲得能量旋渦間的相互作 用，機械能轉(zhuǎn)換為流體熱能。湍流模型選擇標準??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，相對常壓為0，螺旋 槽管管壁溫度為333K，壁面為無滑移的固定壁面，在流動過程中不會出現(xiàn)較高的波動以及大渦流情況，采 用CentralCompositeDesign（CCD）試驗設(shè)計方法進行試驗研究，試驗水平編碼表如表1所示，選取螺距 、槽深、內(nèi)外徑比作為因素，以Nu和f為評價指標設(shè)計試驗。根據(jù)文獻[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。試驗方案設(shè)計與結(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試驗結(jié)果。

2.3試驗結(jié)果分析

運用Design-Expert13.0多元回歸擬合后，得出各因素對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P值均大于0.05不 顯著，表明方程擬合程度較好，無其他因素影響。在確保模型顯著和失擬項不顯著情況下，剔除去不顯著回 歸項，重新建立方程為

2.3.1各因素交互作用對努塞爾數(shù)的影響

各因素交互作用對努塞爾數(shù)影響的響應(yīng)曲面如圖4所示。由圖4a可知，當槽深一定時，螺距越小， Nu越大，換熱效果越好，主要原因是當槽深一定時，螺旋槽管的螺距越大，則相鄰螺旋槽之間會出現(xiàn)一段 邊界層未受擾動區(qū)域，該區(qū)域中受前一個螺旋槽對邊界的擾動已經(jīng)消失，而后一個螺旋槽的擾動作用還未形 成。當螺距越小時，未受螺旋槽擾動的區(qū)域越少，流體分離邊界層的作用越明顯，從而使換熱增強。螺距逐漸增大時，Nu先緩慢增加，達到最 高點后，緩慢下降。當螺距為23～27mm、槽深為1.2～2.25mm時，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，當內(nèi)外徑比固定不變槽深逐漸增 大時，Nu先逐漸增大，到達最高點后，在迅速下降。當槽深為1.25～2.2mm時，Nu高，換熱性能好。

2.3.2各因素交互作用對阻力系數(shù)的影響

當內(nèi)外徑比為0.9不變時，螺距和槽深交互作用對阻力系數(shù)的影響如圖5a所示。從圖5a中可以看 出，螺距不變時，槽深逐漸增大，阻力系數(shù)先減小，到達最低點后，f逐漸增大。當槽深越深時意味著流體 通過表面時需要更多的能量來維持流體流動，流體流過槽體結(jié)構(gòu)導致流體的伸縮和擴大作用更加強烈，流體 邊界層會隨著槽體結(jié)構(gòu)出現(xiàn)回流或者漩渦情況，阻礙流體的通過并伴隨著能量損耗，在槽深為1.5～2.25mm，螺距為22.5～27.5mm時，f最小 。

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

2.4優(yōu)化與驗證

以Y1最大，Y2最小為優(yōu)化目標，設(shè)定目標函數(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，當螺距為24.854mm、槽深為1.753mm、內(nèi)外 徑比為0.897時，換熱管的換熱性能最好。按照優(yōu)化后的參數(shù)進行3組重復(fù)試驗，結(jié)果如表4所示。實 際評價指標與優(yōu)化評價指標相差較小，驗證了優(yōu)化參數(shù)的合理性。

3、螺旋槽管場協(xié)同分析

3.1場協(xié)同原理

文獻[28-29]采用全場的速度和溫度梯度平均場協(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，減小場協(xié)同角（β<90°），增加積分 值，即Nu數(shù)增大，換熱強化提高。為了分析螺旋槽管結(jié)構(gòu)參數(shù)對換熱器性能影響的機理，利用場協(xié)同原理 ，分析螺旋槽管結(jié)構(gòu)對換熱性能影響的原因，速度場引起溫度場變化可通過場協(xié)同原理進行分析。將則（1 ）可寫成

則從式（9）可以看出，β在控制強化傳熱性能時起決定性作用。

基于對流換熱場協(xié)同理論，在粘性耗散一定的條件下，滿足能量守恒。壓力差值計算過程中選擇默認的 標準格式壓力差值算法進行模擬計算，采用Simple算法進行離散計算，動量方程、能量方程、湍流動能及 其耗散率方程均選用二階迎風格式。通過求解協(xié)同方程獲得最優(yōu)的速度場和溫度場，邊界條件如仿真試驗， 模擬管內(nèi)的最優(yōu)速度場與溫度場的分布情況如圖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)，當管內(nèi)出 現(xiàn)多渦流時管內(nèi)的對流換熱性能會有顯著提高。

主流時均速度場對粘性損失存在影響，其粘性損失主要由流體的脈動運動引起，另一部分是由平均流的 黏性耗散導致。因此，管內(nèi)對流的流動阻力主要取決于主流速度截面。最優(yōu)速度場表示流體最佳傳熱性能。 然而，在實際情況下，流體的流動狀態(tài)與最佳狀態(tài)相差很遠。通過了解最佳狀態(tài)，可以使用工程技術(shù)方法來 接近最佳狀態(tài)，從而實現(xiàn)更好的傳熱效果。

3.2螺旋槽管與圓管場協(xié)同對比

選用當量直徑為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，對比分 析傳熱機理，探討螺旋結(jié)構(gòu)對場間協(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為兩管端截面場協(xié)同角。螺旋槽管結(jié)構(gòu)為扁圓形，平均場協(xié)同角度86°附近管壁周圍近似均勻分 布幾個場協(xié)同角較小的區(qū)域，說明螺旋槽結(jié)構(gòu)影響場協(xié)同角。圓管整體場協(xié)角為89°左右，說明充分發(fā)展 段的圓管換熱主要是以圓管的管壁導熱為主。螺旋槽平面結(jié)構(gòu)內(nèi)整體平均場協(xié)同角減小2°時，對整個流域 影響顯著。

速度場與溫度場平均協(xié)同角β隨Re的變化關(guān)系曲線如圖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，且趨勢逐漸變緩。

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

3.3殼程內(nèi)螺旋槽管場協(xié)同云圖

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

圖10a進口側(cè)截面處場協(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，進口處流體 垂直進入換熱器殼體，產(chǎn)生進口效應(yīng)，場協(xié)同角明顯較小。沿著流體流動方向，垂直向下流動流體受到螺旋 槽管凸起的影響繞螺旋槽管外管壁流動，逆時針流動的流體有較大區(qū)域內(nèi)有部分場協(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似于進口效應(yīng)的強化傳熱現(xiàn)象。圖10c 為殼程管束端截面場協(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，在螺旋葉片引導下，螺片葉片后面出現(xiàn)了場協(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），進口段流體繞過螺旋槽管外壁面時有連續(xù)條狀的顏色顯示為黃色，當 接觸到換熱器中央位置的換熱管時流體環(huán)繞通過換熱管，流體的主要速度方向保持不變，即使到達換熱器殼 程內(nèi)壁面位置場協(xié)同角依然能接近40°。在殼程出口處場協(xié)同角大致為60°，接近以紅色顯示，應(yīng)盡可能 地減小流動靜止區(qū)面積來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與單螺旋管速度場與溫度場協(xié)同角基本一致， 整體范圍內(nèi)的場協(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)流動死區(qū)面積減小，當沿著 螺旋槽管向前運動的流體與螺旋葉片接觸時，流體流動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

4.1試驗材料和儀器設(shè)備

試驗儀器：FLIRT420型手持熱成像儀；WZP-230型記錄儀（量程范圍：-50～400℃，A級測量精度） ；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。

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

4.2試驗結(jié)果

為了驗證螺旋槽傳熱管的數(shù)值計算準確性，常溫空氣由100型交直調(diào)速鼓風機（上海錢億機電設(shè)備有 限公司）提供，風速和溫度由testo405-V1型熱敏感風速儀測得，冷風風速為3.5m/s，熱風風速為 2~10m/s，殼程轉(zhuǎn)速為5~25r/min，試驗數(shù)據(jù)進行多次測量，去除誤差數(shù)據(jù)后取正確測量結(jié)果平均值。運用 軟件對試驗數(shù)據(jù)進行試驗結(jié)果顯著性檢驗，殼程轉(zhuǎn)速n及Re對Nu的影響顯著（P<0.05）；而N對△P影響不顯著（P>0.05），Re對△P 的影響顯著（P<0.05）。

對試驗結(jié)果進行擬合，如圖14、15所示。由圖14、15可知，在轉(zhuǎn)速n一定情況下，殼程Nu隨著Re 增大而增大，近似呈指數(shù)型函數(shù)增長；同時，殼程△P也隨著Re（即殼程煙氣風速）增大而增大。運用 SPSS軟件對試驗數(shù)據(jù)進行擬合，確定Nu與Re與n相關(guān)性，得到多元線性回歸方程為

統(tǒng)計分析得到Nu 回歸方程相關(guān)系數(shù)為0.992，決定系數(shù)為0.984，標準估算誤差為3.828006，D-W檢驗為1.433，調(diào)整后擬 合程度決定系數(shù)為0.983，說明Nu回歸方程擬合程度好。運用Matlab軟件對回歸方程在定義域Re為 12095~60474時，n為5~25r/min內(nèi)求最值，當轉(zhuǎn)速為22r/min時，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重要指標，將直接影響綜合換熱效率[31-33]。采用Matlab軟 件對熱成像圖溫度數(shù)據(jù)數(shù)據(jù)處理，繪制熱成像圖等溫線圖如圖16所示。等溫線圖是用等勢線來表達同一溫 度區(qū)域，對應(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題。黃色區(qū)域為氣流分配 室與旋轉(zhuǎn)殼體連接部位、托輪滾動槽、齒圈存在熱量損失。其主要原因是殼體轉(zhuǎn)動因摩擦作用致使托輪滾動 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。檢測點不同，溫度隨著 熱煙氣溫度的提高而溫度分布趨勢不同。

對比煙氣溫度60℃和150℃時的溫度曲線圖，最高值均出現(xiàn)在監(jiān)測點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)達到了理想的保溫 效果。溫度有所上升的監(jiān)測點為換熱器齒圈所在位置，傳動時摩擦引起溫度升高。

殼體旋轉(zhuǎn)速度對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臺設(shè)備運轉(zhuǎn)對密封部件性能的影響較小。

4.4綜合性能分析

強化換熱綜合性能指數(shù)（PEC）為衡量對流換熱強化傳熱性能的評價方法，計算公示為

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價標準[34]，檢 驗殼體轉(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，說明在相同流量下，殼體轉(zhuǎn)速為22r/min時，能傳遞更多熱量，達到了強 化換熱效果。

5、結(jié)論

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

（2）對流換熱場協(xié)同分析表明，螺旋槽管外凹、內(nèi)凸結(jié)構(gòu)形成的渦流動可顯著強化換熱，Re一定時， 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，速度場與溫度場協(xié) 同性變好。熱能性因子均大于1，達到了強化換熱效果。

（3）數(shù)值和試驗分析結(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，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)計提供依據(jù)。

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