引言

耗能量與作業成本是干燥機重要的經濟評價指標[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糧減損技術發展的瓶頸。目前，北方糧食干燥因環境條件和生產規 模的限制，換熱環節主要以煤、碳或生物質燃燒換熱為主，由有關部門統計數據可知，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糧食節省 40元，以2018年糧食總產量4.357×10⁷t來計算，應用高效換熱器就可節省數億元。因此，糧食干燥 換熱技術是一個重要生產問題。

目前，黑龍江墾區糧食生產企業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振動，導 致旋渦分離、湍流抖振[4]和流體彈性不穩定而造成換熱管破裂和傳熱失效、換熱管易結垢維護困難換熱 效率低等問題。科研人員通過擴大面積增強換熱量[5-7]，開發出各種特殊增強管，如板翅換熱器[8-10] 、迷宮結構[11]等。近年來，數值模擬[12-16]方法在換熱器結構設計的應用，大大節省了換熱器優化設 計時間成本和經濟成本。BOZORGANO[17]利用蜂窩算法得到了管殼式換熱器最優設計參數。

文獻[18]提出了基于結構的傳熱結構自適應拓撲優化方法；文獻[19-20]開展了流動換熱場協同分析。 國內外學者基于強化傳熱技術，結合工程熱物理的基礎理論研究，揭示了對流換熱和傳熱強化的物理機制并 對換熱結構進行優化，促進了換熱器創新，提高換熱效率。

北方糧食干燥因環境條件和生產規模的要求，冬季易結冰堵塞固定式換熱器底層回流管，致使換熱效率 降低。本研究將旋轉機構與臥式列管相結合，設計了與糧食干燥機配套氣相旋轉換熱器[21]，工作穩定性 能良好，維護操作簡單。場協同原理[22]通過將能量方程在邊界層處進行積分，調節流體速度矢量和溫度 梯度之間的協同夾角實現強化換熱。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[23]。因此，基于場協同和傳熱理論優化氣相 旋轉換熱器結構，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、內凸的螺旋槽，不考慮 鋼管的材料，旋轉滾筒的直徑以及螺旋槽管的排列方式不變，探究螺旋結構參數對換熱性能影響，利用 Fluent2022對換熱管仿真與數值模擬，分析結構參數對努塞爾數和阻力系數的影響規律，并進行螺旋槽管 與圓管場協同分析，探究平均場協同角隨努塞爾數變化規律，通過樣機進行臺架試驗驗證，以確定工作性能 的最優參數組合，并利用強化換熱綜合性能指數進行評價。

1、整機結構與工藝流程

1.1結構與工作過程

氣相旋轉螺旋槽管式換熱器以臥式旋轉滾筒為主要結構，直列螺旋管束固定于滾筒中央區域，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動齒輪嚙合，動力由轉速200r/min的低 速電機提供，通過變頻器來控制工作轉速，以滿足不同轉速的運動條件。滾筒內氣流縱向流動，換熱作業時 ，旋轉滾筒不斷地旋轉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。氣相旋轉螺旋槽管式 換熱器結構如圖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 流體各物理參數如速度、壓力、溫度等都隨時間與空間發生隨機變化，從物理結構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，新渦旋不斷產生。

1.3傳熱性能指標

湍流換熱重要響應參數為努塞爾數和雷諾數，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同程度有關，一般表達式為

2、關鍵部件設計

2.1傳熱管設計

采用的螺旋槽管為外凹、內凸結構，流體流經螺旋槽管時，會被凸起的表面阻擋，形成一個封閉的渦流 區域，加速分離區所產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]證實了螺旋槽管結構參數對其熱力性能有一定的影響。文獻[27]利用螺旋槽管管內外單相流體傳 熱研究的試驗結果，試驗數據按流動參數、物性參數和幾何參數采用無量綱準則數進行整理，獲得了螺旋槽 管管內傳熱關系式為

因此設計螺旋槽管時，高度、厚度、節距和內徑是主要幾何參數。本研究應用較為廣泛 的圓形傳熱管，其基本規格為管徑38~48mm，壁厚為1.5~3mm，加工出外凹、內凸的螺旋槽，如圖3所示 。

2.2仿真試驗

螺旋槽管內氣體流動為周期性流動，選取長度為1000mm螺旋槽管進行模擬。螺旋槽管本身結構參數較 復雜，考慮到管壁內外表面的螺旋結構與管直徑，初始網格尺寸設為5mm，采用非結構化的四面體網格。綜 合考慮計算量與模擬精度等因素，最終取網格尺寸為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較高的波動以及大渦流情況，采 用CentralCompositeDesign（CCD）試驗設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、內外徑比作為因素，以Nu和f為評價指標設計試驗。根據文獻[27]結果及已有研究基礎，確定螺 距為20~30mm，槽深范圍為1~2.5mm，內外徑比為0.875~0.925。試驗方案設計與結果如表2所示，表中x1、x2、x3為螺 距、槽深和內外徑比，Y1、Y2為Nu、f試驗結果。

2.3試驗結果分析

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 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的影響

各因素交互作用對努塞爾數影響的響應曲面如圖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一段 邊界層未受擾動區域，該區域中受前一個螺旋槽對邊界的擾動已經消失，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出現峰值，換熱管換熱性能較優。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的影響

當內外徑比為0.9不變時，螺距和槽深交互作用對阻力系數的影響如圖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，流體流過槽體結構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構出現回流或者漩渦情況，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，螺距和內外徑交互作用對阻力系數的影響。從圖5b中可以看出，螺距越小，其 f越大，單位長度內流體邊界層受到的波動影響次數越多，克服波動影響所作的功增加，f隨之增加。螺距 為定值時，內外徑比逐漸增大，f呈現先減小到最低點后又增大的趨勢。在內外徑比為0.875～0.91、螺距 為25～27.5mm時f相對較小。螺旋管的特殊結構加強了流體之間的質量和能量交換，加大換熱能力，然 而會增加阻力和消耗能量。圖5c表明槽深及內外徑比對f的影響呈先減小后增大趨勢，整體變化緩慢， 數據顯示對其影響為不顯著。

2.4優化與驗證

以Y1最大，Y2最小為優化目標，設定目標函數及約束條件為 

在Design-Expert13.0軟件優化模塊完成各參數優化，當螺距為24.854mm、槽深為1.753mm、內外 徑比為0.897時，換熱管的換熱性能最好。按照優化后的參數進行3組重復試驗，結果如表4所示。實 際評價指標與優化評價指標相差較小，驗證了優化參數的合理性。

3、螺旋槽管場協同分析

3.1場協同原理

文獻[28-29]采用全場的速度和溫度梯度平均場協同角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，減小場協同角（β<90°），增加積分 值，即Nu數增大，換熱強化提高。為了分析螺旋槽管結構參數對換熱器性能影響的機理，利用場協同原理 ，分析螺旋槽管結構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。通過求解協同方程獲得最優的速度場和溫度場，邊界條件如仿真試驗， 模擬管內的最優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，當管內出 現多渦流時管內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，管內對流的流動阻力主要取決于主流速度截面。最優速度場表示流體最佳傳熱性能。 然而，在實際情況下，流體的流動狀態與最佳狀態相差很遠。通過了解最佳狀態，可以使用工程技術方法來 接近最佳狀態，從而實現更好的傳熱效果。

3.2螺旋槽管與圓管場協同對比

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及內外徑比C為0.89，對比分 析傳熱機理，探討螺旋結構對場間協同性影響。仿真設定參數如表5所示，與前述模擬條件相同。

圖7為兩管端截面場協同角。螺旋槽管結構為扁圓形，平均場協同角度86°附近管壁周圍近似均勻分 布幾個場協同角較小的區域，說明螺旋槽結構影響場協同角。圓管整體場協角為89°左右，說明充分發展 段的圓管換熱主要是以圓管的管壁導熱為主。螺旋槽平面結構內整體平均場協同角減小2°時，對整個流域 影響顯著。

速度場與溫度場平均協同角β隨Re的變化關系曲線如圖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種結構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小時協同角β大，Nu大時協同角β小。說明隨著流速的增加，速度場與溫度場協同性變好[30] 。其換熱能力增強，改善了傳熱能力。

3.3殼程內螺旋槽管場協同云圖

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

圖10a進口側截面處場協同角分布云圖主要為淺綠色和黃色，螺旋槽管為非規則圓環面，進口處流體 垂直進入換熱器殼體，產生進口效應，場協同角明顯較小。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域內有部分場協同角較小的區域，其云 圖顯示為黃色和淺綠色，旋轉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，場協同角至少為80°以上。圖10b淺色區域較少 ，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繞著部分場協同角較小的區域，紅色區域 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的強化傳熱現象。圖10c 為殼程管束端截面場協同角云圖，紅色區域占主體，在換熱管外圍和換熱器殼程內壁之間的流體域區域內，黃色條狀出現較少。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，螺片葉片后面出現了場協同角為70°區域。

圖11為螺旋槽管殼程中間截面協同云圖，由于螺旋槽管外凹、內凸的外壁面引流作用，靠近螺旋槽管 外壁的小塊區域的場協同角小于殼程內壁面附近。

殼程側面截面為矩形（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 程內壁面位置場協同角依然能接近40°。在殼程出口處場協同角大致為60°，接近以紅色顯示，應盡可能 地減小流動靜止區面積來提高換熱器換熱效率。

綜上，置于殼程內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同角基本一致， 整體范圍內的場協同效果有所增加。由于殼程內擾流葉片擾流作用，局部區域內流動死區面積減小，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、氣相旋轉螺旋槽管式換熱器性能試驗

4.1試驗材料和儀器設備

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機裝置重點實驗，試驗裝置主要由氣相旋轉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試驗結果

為了驗證螺旋槽傳熱管的數值計算準確性，常溫空氣由100型交直調速鼓風機（上海錢億機電設備有 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，殼程轉速為5~25r/min，試驗數據進行多次測量，去除誤差數據后取正確測量結果平均值。運用 軟件對試驗數據進行試驗結果顯著性檢驗，殼程轉速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）。

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

統計分析得到Nu 回歸方程相關系數為0.992，決定系數為0.984，標準估算誤差為3.828006，D-W檢驗為1.433，調整后擬 合程度決定系數為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內求最值，當轉速為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據數據處理，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 度區域，對應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。黃色區域為氣流分配 室與旋轉殼體連接部位、托輪滾動槽、齒圈存在熱量損失。其主要原因是殼體轉動因摩擦作用致使托輪滾動 槽以及齒圈表內溫度升高，并非殼體內部煙氣外泄；旋轉殼體嵌合處區域溫度較高，綜合考慮此處溫度異常 可能是密封性能不穩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，最高值均出現在監測點3，分別為32、48℃，位于旋轉 殼體與氣流分配室嵌合處，溫度最低處為換熱器旋轉殼體，表明旋轉殼體3層保溫結構達到了理想的保溫 效果。溫度有所上升的監測點為換熱器齒圈所在位置，傳動時摩擦引起溫度升高。

殼體旋轉速度對外壁熱量損失影響較小。在換熱器旋轉外殼轉速為20~25r/min范圍內，氣相旋轉螺 旋槽管式換熱器試驗臺設備運轉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（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 驗殼體轉速n為22r/min的氣相旋轉螺旋槽管式換熱器的綜合性能。研究結果表明隨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，殼體轉速為22r/min時，能傳遞更多熱量，達到了強 化換熱效果。

5、結論

（1）基于場協同與熱力學理論優化螺旋槽管關鍵部件，仿真結果表明當螺距為24.854mm、槽深為 1.753mm、內外徑比為0.897時，Nu數為164.637、f為0.348。

（2）對流換熱場協同分析表明，螺旋槽管外凹、內凸結構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 同性變好。熱能性因子均大于1，達到了強化換熱效果。

（3）數值和試驗分析結果表明，Nu隨著Re增大而增大，近似呈指數型函數增長，獲得了螺旋槽管傳 熱管件的傳熱特性關系式，其決定系數為0.983，在定義域Re為12095~60474，n為5~25r/min內求最 值，當轉速為22r/min，Numax=209.834。研究結果可為換熱器傳熱管結構設計提供依據。

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