李超 仇振安 袁庆燕

摘 要：管壳式换热器盘式隔板和壳体之间的间隙是影响产品流阻的重要因素。随着间隙的减小，换热器的壳侧流阻会急剧增加。试验结果表明，间隙由2 mm减为1.65 mm时，壳侧流阻增加100%。由此可知，该类结构散热器需要保证间隙的最小值不低于2 mm，以避免换热器壳侧流阻发生突变。该研究结果为该类结构换热器盘式隔板的设计提供了一定依据。

关键词：管壳式换热器;间隙;流阻

中图分类号：TK172文献标识码：A文章编号：1003-5168（2021）12-0038-03

Research on the Influence of the Gap Between the Shell and the

Disk-type Baffle of Shell-Tube Heat Exchanger on the Flow Resistance

LI Chao1 QIU Zhenan2YUAN Qingyan3

（1. Aviation Military Representative Office of Army Armament Department in Luoyang，Luoyang Henan 471000;2.Aviation Military Representative Office of Army Armament Department in Luoyang，Luoyang Henan 471000;3. AVIC Xinhang AviationIndustry （Group） Co.， Ltd.，Xinxiang Henan 453000）

Abstract： The gap between the shell and the disk-type baffle of shell-tube heat exchanger is an important factor that affects the flow resistance of the product. As the gap decreases， the shell-side flow resistance of the heat exchanger will increase sharply. The test results show that when the gap is reduced from 2 mm to 1.65 mm， the flow resistance on the shell side increases by nearly 100%. It can be seen that the radiator design of this type of structure needs to ensure that the minimum gap is not less than 2 mm to avoid sudden changes in the flow resistance of the heat exchanger shell. The research results provide a certain basis for the design of the disc baffle of this kind of structure heat exchanger.

Keywords： shell-tube heat exchanger;gap;flow resistance

隨着飞机发动机滑油系统发热量的增加，其对散热器的散热功率要求越来越高。增加换热器冷边的流量是一种极为有效的提高散热器散热功率的方法，这样可以加大冷边的热沉，从而带走更多的热量。但是流量的增加会进一步提高泵的增压要求，由于泵的能力限制，换热器要尽量降低流阻，从而满足发动机滑油系统的要求。

MASLIYAH等人通过数值计算进行对比研究，发现在层流时不论是同压力降下还是同质量流率下内螺旋翅片管的传热效率都比光管高，但翅片数越多管壁的应力越大[1]。JOYE等人对有翅片和无翅片的环形通道做了传热研究，结果表明，有翅片时传热效率比无翅片时要高出很多，同时纵向翅片比螺旋翅片有着更好的传热效果[2]。KETTNER等人利用数值方法研究了在层流状态下内翅片管的传热，结果发现，在翅片结构中，翅片的高度、厚度及固体与流体之间的热导率对传热的影响较大，若把翅片的热导率认为是无限大，则计算出的传热效率会偏高[3]。

余波等人通过试验的方式对三种内翅片管进行了传热与流动阻力分析，结果发现，堵塞芯管的传热效果最好[4]。徐百平等人则对外翅片管进行了研究，总结了不同翅片形式的强化传热机理，并对不同结构参数下翅片对传热与流阻的影响规律进行了探究[5]。

通过上述国内外研究现状的总结可知，现阶段，大多数学者对管壳式换热器的强化传热技术研究较多，而对其流阻特性研究较少。本文重点对管壳式换热器中盘式隔板和壳体之间的间隙对流阻的影响进行研究，为将来该类结构流阻设计提供一定的经验。

1 工作原理简介

某发动机配套的主燃滑油散热器工作原理如图1所示。主燃滑油散热器工作时，燃油作为冷边在管内流动，为5流程，滑油作为热边在管外流动，为单壳程、5折流板。产品配有强制对流换热器，产品结构如图2所示。

2 壳侧流阻性能分析

2.1 理论计算

本主燃滑油散热器的壳侧阻力主要由进口管嘴阻力[P1]、出口管嘴阻力[P2]、跨管群阻力[P3]、管束缺口处阻力[P4]以及管道流阻[P5]组成，即

[ΔP=P1+P2+P3+P4+P5]               （1）

2.1.1 进口管嘴阻力[P1]。其计算公式为：

[P1=12f1×ρ×υ12]                         （2）

式中：[f1]为阻力系数，一般取1.5;[ρ]为流体密度，kg/m3;[υ1]为流体流速，m/s。

2.1.2 出口管嘴阻力[P2]。其计算公式为：

[P2=12f2×ρ×υ22]                            （3）

式中：[f2]为阻力系数，一般同样取1.5;[ρ]为流体密度，kg/m3;[υ2]为流体流速，m/s。

2.1.3 跨管群阻力[P3]。其计算公式为：

[P3=12f3×ρ×υ32]                                  （4）

式中：[f3]为阻力系数;[ρ]为流体密度，kg/m3;[υ3]为流体流速，m/s。

阻力系数[f3]用公式可以表示为：

[f3=3nRe0.2]                                  （5）

式中：[n]为中心管子数;[Re]为雷诺数。

2.1.4 理想管束缺口处阻力[P4]。其计算公式为：

[P4=12f4×ρ×υ42]                             （6）

式中：[f4]为阻力系数，一般取1.4;[ρ]为流体密度，kg/m3;[υ4]为流体流速，m/s。

2.1.5 管道流阻。本文研究的两型产品管路较为简单，产品中产生的阻力较小。因此，本文忽略产品管路对壳侧流阻的影响。下面以某型发动机配套的主燃滑油散热器为例，进行壳侧流阻性能分析。试验件的物理结构如表1所示。

通过表1分析可知，两型产品的跨管群流通面积和滑油进/出口管径相当;产品2的盘式隔板到壳体之间的流通面积为产品1的0.83倍;产品2的小孔的流通面积为产品1的1.7倍。通过分析两型产品的物理特征初步认为两者的壳侧流阻相当，而表2的理论计算结果也初步验证该预测。

2.2 试验分析

2.2.1 试验装置。试验装置主要由试验件、管路、温度传感器、压力传感器和流量表等组成。试验的测试系统如图3所示。

2.2.2 试验结果。试验结果如表3所示。下面定义一个新的函数来评价理论计算的误差率（[ξ]），即

[ξ=P0-PP0×100%]                        （7）

式中，[P0]为理论计算的流阻值;[P]为试验测出的流阻值。

通过上述分析，产品1理论计算的误差率为4.1%，试验值与理论值符合性良好;但使用同一种计算方法对产品2进行计算时，误差率为88.5%，该现象表明产品2的壳侧流阻在某一位置发生突变，从而使产品2的试验值偏离理论计算结果。

2.2.3 分析。产生壳侧流阻的主要部位为流体的进出流阻、管道流阻、跨管程流阻和小孔处的流阻。由表1可知，两型产品的进出口管径相当，管路的复杂度相当，产品2的小孔的流通面积大于产品1。因此，人们可以判定产品2的壳侧流阻发生突变不是由上述位置引起的，最终得出主要原因为环式隔板与壳体之間的间隙太小。

根据流体力学可知，流体流动时，其与壁面接触处的流速为0，随着离壁面的距离增加，速度会增加。根据这一原理可得，两型产品的滞止层厚度相当，产品2滞止层厚度所占的比例较产品1大，对流量的敏感性更强，因此引起产品2流阻发生突变。

3 结论

通过以上理论分析和试验对比，本研究得出以下结论。设计管壳式换热器时，建议盘式隔板与壳体的间隙要大于2 mm，否则会引起壳侧流阻发生突变。当盘式隔板与壳体的间隙满足要求时，应用上述公式计算壳侧流阻，符合性良好。这对该类结构散热器的壳侧流阻计算具有一定的借鉴意义。但是，该产品的试验数据较少，具有一定的局限性。

参考文献：

[1]MASLIYAH J H，NANDAKUMAR K.Heat Transfer in Internally Finned Tubes[J].Journal of Heat Transfer，1976（2）：257-261.

[2]JOYE D D，CT A S.Heat Transfer Enhancement in Annular Channels with Helical and Longitudinal Fins[J].Heat Transfer Engineering，1995（2）：29-34.

[3]KETTNER I J，DEGANi D，Gutfinger C.Numerical Study of Laminar Heat Transfer in Internally Finned Tubes[J].Numerical Heat Transfer Part A：Applications，1991（2）：159-180.

[4]宇波，王秋旺，陶文铨.波纹内翅片管换热与阻力特性的实验研究[J].工程热物理学报，2000（3）：334-337.

[5]徐百平，朱冬生，黄晓峰，等.管外翅片强化传热途径与研究进展[J].石油化工设备，2004（5）：41-44.