近年来，关于在换热器换热通道内加入插入物以提高其传热性能的研究颇多，它的最大优点为适合旧换热器的改造设计，且加工制造方便, 可避免额外增加换热器，从而大大节省投资。尤其是插入物有助于清除管内污垢，这是其他强化换热技术所无法比拟的^[1-3]。插入物可使管内流体沿径向方向充分混合，有效减小热边界层厚度，既可达到强化传热的目的，又能起到清除污垢的作用。目前，管内插入物的类型有很多，常用的插入物结构有螺旋线^[4]、片条^[5]、斜环片、半扭带和扭带^[6-7]、交锯齿齿带、球形体、静态混合器等^[8-11]多种形式。这些形式的内构件按照是否具有连续性可分为连续性内构件和不连续性内构件。黄功浩等^[11]以水为工质，对连续的绕花丝内插物强化管内对流传热进行了实验研究，结果表明连续的绕花丝插入物有较高的强化传热作用，但更适合于低雷诺数流体的强化传热。马小魁等^[12]对不连续的2~3排翅片间距为1.2~1.8 mm、管径为7.21 mm的波纹翅片管式换热器进行了实验研究，并得出相应的传热与压降的关联式。Eiamsa-ard等^[13]对连续性扭带和不连续性扭带的传热性能和压降进行了研究，其他条件相同，在Re为0.2×10⁴~2×10⁴范围内，连续性扭带与不连续性扭带相比，传热强化10%，换热器压降增加67%。原平方等^[14]研究了不连续的三角翼涡流发生器的强化传热及数值模拟，结果表明，不连续性内构件在强化传热的同时，换热器压降增加幅度较小。笔者前期报道的关于插入内构件管式换热器压降特性的研究^[15]也证实：连续性内构件在强化传热性能的同时换热器压降增加比较明显，并且连续性内构件加工成本高，加工成型后改造性较差。本文拟对装有不连续的平板和有角度平板扰流内构件管式换热器的传热性能和压降特性进行实验对比研究。本文所研究的内构件安装于换热管管内，自由端靠近管壁但没有接触到管壁，与在管壁上加工扰流内构件或扭带相比，不会额外增加面积产生新的热边界层，不会对管壁造成刮擦，同时有角度平板在管壁附近使流体湍动形成二次流，可有效减小热边界层厚度，从而达到高效节能的效果。

实验流程与文献[15]相似，如图 1所示，空气由风机输入，经空气流量计计量流量后进入换热器内管，与套管环隙中的水蒸气进行换热。水蒸汽温度取为100 ℃。内管内径32 mm，其有效长度1050 mm。实验使用蒸汽发生器型号为DZFZ-6D，风机型号为XGB-12。

图 1(Fig. 1)

1—风机；2—空气流量计；3—入口测温点；4—出口测温点；5— U型压差计；6—换热管；7—固定架；8—内构件；9—换热管套管；10—补水漏斗；11—补水阀；12—蒸汽发生器；13—连通器；14—放静阀。 图 1 实验流程图 Fig.1 Schematic diagram of the experimental set-up

本文研究的内构件结构有2种，材质为碳钢，平板内构件的结构及几何尺寸如图 2所示。45°平板内构件是将平板内构件自由端逆时针旋转45°得到的。

图 2(Fig. 2)

图 2 平板内构件结构及尺寸 Fig.2 The size of the plate insert

扰流内构件安装如图 3，方法同文献[15], 除第一组外(第一组内构件安装在螺纹杆底端距入口测温点130 mm处), 组间距按照螺纹杆有效长度平均分配。每组内的扰流内构件之间以及不同组相互之间扰流内构件的安装按圆周均布。将安装好的内构件串固定于换热管内中央。本文对壳程未进行强化，原因在于换热管内走空气，空气的对流传热热阻远大于壳侧蒸汽对流传热热阻，是制约换热器总传热系数的关键因素。因此，本文只通过将内构件安装于管内来强化换热器的总传热系数。

图 3(Fig. 3)

图 3 45°平板成组固定方式 Fig.3 The fixed form of the 45° plates

通过改变气体流速，测量装有两种扰流内构件以及不同组数(N)扰流内构件(本文实验中每组内均为3个内构件，n=3)的管式换热器进出口温度和压降，得出Nu和压降Δp随Re变化规律。

由图 4和图 5知，随着流体Re的增加，换热器的Nu和压降也随之增高。当组数增加到9组时，Nu增加不明显，当Re在1.2×10⁴~1.9×10⁴范围内时，加入平板内构件管式换热器压降增加的不明显，当Re > 1.9×10⁴时，加入平板内构件管式换热器压降增加显著，所以换热器压降对高雷诺数比较敏感。由图 4和图 5的相关数据可知，平板内构件换热器传热性能和压降是空管换热器的1.66~3.47倍和6.25~29.57倍。

图 4(Fig. 4)

图 4 装有平板内构件换热器Nu与Re关系图 Fig.4 Relationship between Nu and Re for THE with plates

图 5(Fig. 5)

图 5 装有平板内构件换热器Δp与Re关系图 Fig.5 Relationship between Δp and Re for THE with plates

图 6是选取大中小3个阶段的Re下，平板内构件换热器的Nu与组数N的关系图。3个雷诺数下Nu随组数N的变化曲线趋势相似，2~8组变化较显著，9~10组变化不明显。由图 7知9~10组换热器压降增加幅度较大，尤其是在高雷诺数(Re=2.6×10⁴)下，换热器压降增加幅度更大，在Re为1.2×10⁴~1.9×10⁴范围内，压降增加相对较小。综合图 5和6，平板换热器最大组数不宜超过9组。

图 6(Fig. 6)

图 6 装有平板内构件换热器Nu与N关系图 Fig.6 Relationship between Nu and N for THE with plates

图 7(Fig. 7)

图 7 装有平板内构件换热器Δp与N关系图 Fig.7 Relationship between Δp and N for THE with plates

由图 8可知，对于45°平板内构件换热器，Nu值随Re和组数N的增加而增大，当N增加到9组时，Nu增加幅度不大。由图 9可知，45°平板内构件换热器压降Δp随Re和组数N的增加而增大。由图 8和图 9相关数据可知，45°平板内构件换热器传热性能和压降分别是空管换热器的1.67~3.38倍和3.61~10.77倍。45°平板内构件换热器的传热性能与平板内构件换热器相差不大，但是换热器压降明显小于平板内构件换热器。因此，管内插入有角度平板内构件可以在保证换热器传热性能的同时，使得压降增加的幅度较小。

图 8(Fig. 8)

图 8 装有45°平板内构件换热器Nu与Re关系图 Fig.8 Relationship between Nu and Re for THE with 45° plates

图 9(Fig. 9)

图 9 装有45°平板内构件换热器Δp与Re关系图 Fig.9 Relationship between Δp and Re for THE with 45° plates

图 10为3个不同的Re下，45°平板内构件换热器Nu与组数N的关系。由图 10可知，45°平板内构件换热器在中高低3组雷诺数下，内构件组数N为2~8组时，Nu随组数N和Re的增加而增大。当组数N为9~10时，Nu几乎不增加。由图 11可知，当组数N增加时，管式换热器压降仍在增加，故45°平板换热器最大组数不宜超过9组。

图 10(Fig. 10)

图 10 装有45°平板内构件换热器Nu与N关系图 Fig.10 Relationship between Nu and N for THE with 45° plates

图 11(Fig. 11)

图 11 装有45°平板内构件换热器Δp与N关系图 Fig.11 Relationship between Δp and N for THE with 45° plates

图 12和图 13是选取研究范围内的雷诺数中间值(Re=1.9×10³)下，装有平板与45°平板扰流内构件的换热器Nu和压降Δp随组数N的变化图。由图 12可以看出，N为2~6组时45°平板内构件换热器Nu值高于平板内构件换热器Nu值，然而相差不大。当N为7~10组时，平板内构件换热器Nu值高于45°平板内构件换热器Nu值。这可能是由于高雷诺数下，平板的内构件容易产生更大的旋涡流。由图 13可知，平板内构件换热器压降显著高于45°平板换热器，尤其是在高组数下平板换热器压降相对于45°平板换热器增加显著。这可能是45°平板内构件自由端旋转以后，减少了对流体的阻碍作用。因此，当组数为2~6组时，45°平板换热器传热效果较好，且压降较低，可达到高效节能的效果。当组数N大于6时，平板内构件换热器的压降明显大于45°平板换热器。

图 12(Fig. 12)

图 12 装有平板和45°平板换热器Nu与N关系图 Fig.12 Relationship between Nu and N for THE with plates and 45° plates

图 13(Fig. 13)

图 13 装有平板和45°平板换热器Δp与N关系图 Fig.13 Relationship between Δp and N for THE with plates and 45° plates

本文采用综合性能评价因子η来描述内构件强化传热的综合性能^[16]，其定义如下

式中，Nu₀、f₀分别为空管换热器的努塞尔数和流体流动摩擦阻力系数。综合性能评价因子η以空管为基准，当η＞1时，表示与空管相比，内构件强化了换热器的综合传热性能。一般来说，η值越大，说明换热器的综合性能越好^[17-18]。本文中f/f₀≈p/p₀^[15]，在Re=1.9×10³下，将两种内构件强化传热综合性能评价因子η与组数N作图，结果见图 14。平板内构件换热器的η明显小于45°平板换热器，即45°平板内构件换热器综合性能优于平板内构件换热器。当N为9组时平板换热器η达到最大值约为1.27；当N为7~10组时45°平板换热器η值较大(1.55~1.57)，其中，N为7组时45°平板换热器η达到最大值，约为1.57。

图 14(Fig. 14)

图 14 装有平板和45°平板换热器η与N关系图 Fig.14 Relationship between η and N for THE with plates and 45° plates

在实验的基础上利用数值模拟得到换热管出口温度，并对流道内的速度场和湍动能场进行分析，揭示45°平板内构件换热器优于平板内构件换热器的强化传热机理。本文采用疏密型非结构化体网格结构划分装有内构件的圆管计算域，规定沿着流动的方向为X方向，在离安装内构件前后30 mm处采用较密的网格，网格尺寸为1 mm，其他位置采用较疏网格，网格尺寸为2 mm。不同构型不同排布的内构件在管内的体网格总数约在10⁶左右。在进行模拟之前，应对各个模型进行网格独立性检验。在此网格数下，结果误差小于2%，网格图如图 15所示。模型采用三维压力-速度耦合的SIMPLE算法求解N-S方程组，收敛精度10^-3；湍流模型为可压缩的κ-ε模型；湍动能分量、动量分量和耗散率均采用具有二阶精度的迎风插分格式，进口边界为质量流量进口，水力直径为32 mm，湍流强度I=0.16Re^－1/8[9]，出口边界为压力出口，出口温度用面积加权平均值处理。本文实验的壁面温度T_w分为3种，分别为进出口缓冲段壁面温度(室温)、加热壁面温度(373.15 K)以及内构件和螺纹杆壁面温度(取空气进出口温度的平均值)。

图 15(Fig. 15)

图 15 管内插入45°平板内构件网格图 Fig.15 Generation of the grid for the tube with 45° plate inserts

图 16为45°平板换热器换热管出口温度模拟值与实验值的比较。可以看出，两者的变化趋势一致，在Re=1.3×10⁴~3.0×10⁴范围内，其平均误差为2%，最大误差为3%，均小于15%，所以该湍流模型是可行的。

图 16(Fig. 16)

图 16 装有45°平板换热器出口温度Tout与Re关系图 Fig.16 Relationship between Tout and Re for THE with 45° plates

图 17(a)、(b)是N为7时，第一组平板和45°平板内构件(安装在距入口测温点130 mm处)在Re=1.9×10³下管内流体的湍动能云图。由图 17可以看出，当组数为7时，流体在流过45°平板内构件时对管壁管内流体的扰动优于平板内构件，可有效地破坏热边界层。

图 17(Fig. 17)

图 17 平板和45°平板换热器管内流体湍动能分布云图 Fig.17 Contour plots of turbulent kinetic energy for THE with plates and 45° plates

图 18(a)、(b)是X=100~150 mm处(X方向为管子方向)，Re=1.9×10³、组数N为7时，XY平面的速度矢量图，图中水平方向是流体流动的方向。结合图 18(a)和(b)，可以看出平板内构件的后部区域出现流速很低的流体，即流动死区。如图 18(a)左侧标记部分所示，当流体遇到平板时速度降低很快。由于平板的阻挡作用，其管内流体局部的扰动优于45°平板内构件，但是，平板内构件的扰动持续距离小于45°平板内构件。如图 18(a)右侧标记，在沿X方向140 mm处，管壁已经出现大量流速较低的点，同时，由于平板内构件的阻挡作用，导致平板内构件换热器压降增加较大。如图 18(b)标记处，45°平板内构件由于角度的存在，可以使流体旋转，旋转的流体在管壁附近的流速更高，不但加速了流体流动，同时对流体的阻碍作用较小，使换热器产生的压降较小，相对于平板内构件，流体持续的距离较长。因此，在设计换热器扰流内构件结构时，应该充分考虑加入有角度的内构件结构，以提高换热器的综合传热性能。

图 18(Fig. 18)

图 18 平板和45°平板换热器管内流体沿X方向速度分布云图 Fig.18 Velocity vectors colored for THE with plate and 45° plate along X-axis

(1) 本文所用的平板和45°平板内构件管式换热器传热性能分别是空管换热器的1.66~3.47倍和1.67~3.38倍，压降分别为6.25~29.57倍和3.61~10.77倍。45°平板换热器在保证传热效果的同时，可有效减少换热器压降的增加。平板和45°平板换热器的最大组数不宜超过9组。

(2) 在实验范围内，45°平板内构件的综合性能评价因子明显大于平板内构件，且均大于1。Re为1.9×10⁴，组数为7组时，45°平板内构件换热器综合性能评价因子达到最大值(约1.57)，换热器的综合性能得到明显改善。

(3) 有角度平板可以改变换热器管内流体的流场分布并使流体旋转，提高其传热性能，同时换热器的压降增加较小。因此，可以采用更复杂的有角度的扰流内构件进一步强化换热器的综合传热性能。