引言
耗能量与作业成本是干燥机重要的经济评价指标[1]。学者已在负压变径角状管[2]、变温控制等方 面开展研究，但粮食干燥能耗问题仍是节粮减损技术发展的瓶颈。目前，北方粮食干燥因环境条件和生产规 模的限制，换热环节主要以煤、碳或生物质燃烧换热为主，由有关部门统计数据可知，用于粮食干燥的换热 装置换热效率为70%左右，按1kg标准煤产生5500kcal（6.39kh或者2.3×104kJ）能量，以目前换热器换热能计算，若谷物初始含水率 为30%，需要干燥到安全含水率13%～14%，每1kg煤可以干燥19kg粮食[3]。换热效率若提高5%， 则每1kg煤就可多干燥2.1kg粮食，按我国北方煤炭价格800元/t来计算，即每干燥10t粮食节省 40元，以2018年粮食总产量4.357×107t来计算，应用高效换热器就可节省数亿元。因此，粮食干燥 换热技术是一个重要生产问题。
目前，黑龙江垦区粮食生产企业所使用的粮食干燥机配套RFL型、KFL型及KFW型换热器均为固定管 壳式多壳程列管换热器，热流体为高温烟气，冷流体为空气，换热过程中气流在横流管束间易诱发振动，导 致旋涡分离、湍流抖振[4]和流体弹性不稳定而造成换热管破裂和传热失效、换热管易结垢维护困难换热 效率低等问题。科研人员通过扩大面积增强换热量[5-7]，开发出各种特殊增强管，如板翅换热器[8-10] 、迷宫结构[11]等。近年来，数值模拟[12-16]方法在换热器结构设计的应用，大大节省了换热器优化设 计时间成本和经济成本。BOZORGANO[17]利用蜂窝算法得到了管壳式换热器最优设计参数。
文献[18]提出了基于结构的传热结构自适应拓扑优化方法；文献[19-20]开展了流动换热场协同分析。 国内外学者基于强化传热技术，结合工程热物理的基础理论研究，揭示了对流换热和传热强化的物理机制并 对换热结构进行优化，促进了换热器创新，提高换热效率。
北方粮食干燥因环境条件和生产规模的要求，冬季易结冰堵塞固定式换热器底层回流管，致使换热效率 降低。本研究将旋转机构与卧式列管相结合，设计了与粮食干燥机配套气相旋转换热器[21]，工作稳定性 能良好，维护操作简单。场协同原理[22]通过将能量方程在边界层处进行积分，调节流体速度矢量和温度 梯度之间的协同夹角实现强化换热。换热与表面几何形状、大小及表面相对位置等几何因素有关[23]。因此，基于场协同和传热理论优化气相 旋转换热器结构，可提升流体换热性能并降低能源消耗。本研究在光管上加工外凹、内凸的螺旋槽，不考虑 钢管的材料，旋转滚筒的直径以及螺旋槽管的排列方式不变，探究螺旋结构参数对换热性能影响，利用 Fluent2022对换热管仿真与数值模拟，分析结构参数对努塞尔数和阻力系数的影响规律，并进行螺旋槽管 与圆管场协同分析，探究平均场协同角随努塞尔数变化规律，通过样机进行台架试验验证，以确定工作性能 的最优参数组合，并利用强化换热综合性能指数进行评价。
1、整机结构与工艺流程
1.1结构与工作过程
气相旋转螺旋槽管式换热器以卧式旋转滚筒为主要结构，直列螺旋管束固定于滚筒中央区域，采用正三 角形排列方式，可减小换热器外径约15%。滚筒外固定大齿圈与驱动齿轮啮合，动力由转速200r/min的低 速电机提供，通过变频器来控制工作转速，以满足不同转速的运动条件。滚筒内气流纵向流动，换热作业时 ，旋转滚筒不断地旋转使高温烟气一直保持均匀地与螺旋管外壁接触，完成热量交换。气相旋转螺旋槽管式 换热器结构如图1所示。
1.2工艺流程
换热器工艺流程如图2所示，换热作业时，高温烟气从管道入口进入换热壳体，烟气由右向左运动， 同时空气从与烟道相对的空气入口进入列管，空气由左向右运动。由于受换热器的强制旋流作用，在湍流中 流体各物理参数如速度、压力、温度等都随时间与空间发生随机变化，从物理结构上看出各种不同尺度涡旋 ，尺度大小由边界条件决定[24]。大尺度涡流不断地从主流获得能量，通过旋涡间相互作用和流体粘性作用，小尺度旋涡不断消失，机械能 耗散为流体热能。由于边界作用，扰动及速度梯度作用，新涡旋不断产生。
1.3传热性能指标
湍流换热重要响应参数为努塞尔数和雷诺数，是评判换热因素的重要指标，文献[25]指出对流换热特性 不仅取决于温差、流动速度和流体物性，还与速度场和温度场协同程度有关，一般表达式为
2、关键部件设计
2.1传热管设计
采用的螺旋槽管为外凹、内凸结构，流体流经螺旋槽管时，会被凸起的表面阻挡，形成一个封闭的涡流 区域，加速分离区所产生的湍流脉动向壁面扩散，从而增强了壁面邻近流体的湍流度，提高了传热效果。文 献[25-26]证实了螺旋槽管结构参数对其热力性能有一定的影响。文献[27]利用螺旋槽管管内外单相流体传 热研究的试验结果，试验数据按流动参数、物性参数和几何参数采用无量纲准则数进行整理，获得了螺旋槽 管管内传热关系式为
因此设计螺旋槽管时，高度、厚度、节距和内径是主要几何参数。本研究应用较为广泛 的圆形传热管，其基本规格为管径38~48mm，壁厚为1.5~3mm，加工出外凹、内凸的螺旋槽，如图3所示 。
2.2仿真试验
螺旋槽管内气体流动为周期性流动，选取长度为1000mm螺旋槽管进行模拟。螺旋槽管本身结构参数较 复杂，考虑到管壁内外表面的螺旋结构与管直径，初始网格尺寸设为5mm，采用非结构化的四面体网格。综 合考虑计算量与模拟精度等因素，最终取网格尺寸为2mm进行模拟。通过主流体获得能量旋涡间的相互作 用，机械能转换为流体热能。湍流模型选择标准k模型。螺旋槽管入口为速度入口，流速设为 2~7m/s，Re取值范围为5657.9~19802.6，温度为300K，螺旋槽管出口为压力出口，相对常压为0，螺旋 槽管管壁温度为333K，壁面为无滑移的固定壁面，在流动过程中不会出现较高的波动以及大涡流情况，采 用CentralCompositeDesign（CCD）试验设计方法进行试验研究，试验水平编码表如表1所示，选取螺距 、槽深、内外径比作为因素，以Nu和f为评价指标设计试验。根据文献[27]结果及已有研究基础，确定螺 距为20~30mm，槽深范围为1~2.5mm，内外径比为0.875~0.925。试验方案设计与结果如表2所示，表中x1、x2、x3为螺 距、槽深和内外径比，Y1、Y2为Nu、f试验结果。
2.3试验结果分析
运用Design-Expert13.0多元回归拟合后，得出各因素对Nu、f的回归方程。方差分析与显著性结 果如表3所示。由P值可以看出，Nu、f回归方程均极显著（P<0.01）。失拟项P值均大于0.05不 显著，表明方程拟合程度较好，无其他因素影响。在确保模型显著和失拟项不显著情况下，剔除去不显著回 归项，重新建立方程为
2.3.1各因素交互作用对努塞尔数的影响
各因素交互作用对努塞尔数影响的响应曲面如图4所示。由图4a可知，当槽深一定时，螺距越小， Nu越大，换热效果越好，主要原因是当槽深一定时，螺旋槽管的螺距越大，则相邻螺旋槽之间会出现一段 边界层未受扰动区域，该区域中受前一个螺旋槽对边界的扰动已经消失，而后一个螺旋槽的扰动作用还未形 成。当螺距越小时，未受螺旋槽扰动的区域越少，流体分离边界层的作用越明显，从而使换热增强。螺距逐渐增大时，Nu先缓慢增加，达到最 高点后，缓慢下降。当螺距为23～27mm、槽深为1.2～2.25mm时，Nu出现峰值，换热管换热性能较优。由 图4b可知，Nu缓慢增加后缓慢下降，整体影响不显著。由图4c可知，当内外径比固定不变槽深逐渐增 大时，Nu先逐渐增大，到达最高点后，在迅速下降。当槽深为1.25～2.2mm时，Nu高，换热性能好。
2.3.2各因素交互作用对阻力系数的影响
当内外径比为0.9不变时，螺距和槽深交互作用对阻力系数的影响如图5a所示。从图5a中可以看 出，螺距不变时，槽深逐渐增大，阻力系数先减小，到达最低点后，f逐渐增大。当槽深越深时意味着流体 通过表面时需要更多的能量来维持流体流动，流体流过槽体结构导致流体的伸缩和扩大作用更加强烈，流体 边界层会随着槽体结构出现回流或者漩涡情况，阻碍流体的通过并伴随着能量损耗，在槽深为1.5～2.25mm，螺距为22.5～27.5mm时，f最小 。
当槽深为1.75mm时，螺距和内外径交互作用对阻力系数的影响。从图5b中可以看出，螺距越小，其 f越大，单位长度内流体边界层受到的波动影响次数越多，克服波动影响所作的功增加，f随之增加。螺距 为定值时，内外径比逐渐增大，f呈现先减小到最低点后又增大的趋势。在内外径比为0.875～0.91、螺距 为25～27.5mm时f相对较小。螺旋管的特殊结构加强了流体之间的质量和能量交换，加大换热能力，然 而会增加阻力和消耗能量。图5c表明槽深及内外径比对f的影响呈先减小后增大趋势，整体变化缓慢， 数据显示对其影响为不显著。
2.4优化与验证
以Y1最大，Y2最小为优化目标，设定目标函数及约束条件为
在Design-Expert13.0软件优化模块完成各参数优化，当螺距为24.854mm、槽深为1.753mm、内外 径比为0.897时，换热管的换热性能最好。按照优化后的参数进行3组重复试验，结果如表4所示。实 际评价指标与优化评价指标相差较小，验证了优化参数的合理性。
3、螺旋槽管场协同分析
3.1场协同原理
文献[28-29]采用全场的速度和温度梯度平均场协同角β，即速度矢量与温度梯度或速度矢量与热流 矢量的夹角。在速度和温度梯度一定(或者Re、Pr不变)条件下，减小场协同角（β<90°），增加积分 值，即Nu数增大，换热强化提高。为了分析螺旋槽管结构参数对换热器性能影响的机理，利用场协同原理 ，分析螺旋槽管结构对换热性能影响的原因，速度场引起温度场变化可通过场协同原理进行分析。将则（1 ）可写成
则从式（9）可以看出，β在控制强化传热性能时起决定性作用。
基于对流换热场协同理论，在粘性耗散一定的条件下，满足能量守恒。压力差值计算过程中选择默认的 标准格式压力差值算法进行模拟计算，采用Simple算法进行离散计算，动量方程、能量方程、湍流动能及 其耗散率方程均选用二阶迎风格式。通过求解协同方程获得最优的速度场和温度场，边界条件如仿真试验， 模拟管内的最优速度场与温度场的分布情况如图6。
从图6中可以看出，靠近螺旋管壁处速度分布较密，在螺旋槽管中央部分有速度漩涡出现，当管内出 现多涡流时管内的对流换热性能会有显著提高。
主流时均速度场对粘性损失存在影响，其粘性损失主要由流体的脉动运动引起，另一部分是由平均流的 黏性耗散导致。因此，管内对流的流动阻力主要取决于主流速度截面。最优速度场表示流体最佳传热性能。 然而，在实际情况下，流体的流动状态与最佳状态相差很远。通过了解最佳状态，可以使用工程技术方法来 接近最佳状态，从而实现更好的传热效果。
3.2螺旋槽管与圆管场协同对比
选用当量直径为40mm的螺旋槽管及圆管，螺旋槽管螺距25mm、槽深1.8mm及内外径比C为0.89，对比分 析传热机理，探讨螺旋结构对场间协同性影响。仿真设定参数如表5所示，与前述模拟条件相同。
图7为两管端截面场协同角。螺旋槽管结构为扁圆形，平均场协同角度86°附近管壁周围近似均匀分 布几个场协同角较小的区域，说明螺旋槽结构影响场协同角。圆管整体场协角为89°左右，说明充分发展 段的圆管换热主要是以圆管的管壁导热为主。螺旋槽平面结构内整体平均场协同角减小2°时，对整个流域 影响显著。
速度场与温度场平均协同角β随Re的变化关系曲线如图8所示。从图8可以看出，螺旋槽管及圆管 β均随着Re增加呈减小趋势，且趋势逐渐变缓。
图9中2种结构Nu均随Re增大而增大，当Re一定时，螺旋槽管Nu为圆管的1.6～2.0倍。同 时Nu小时协同角β大，Nu大时协同角β小。说明随着流速的增加，速度场与温度场协同性变好[30] 。其换热能力增强，改善了传热能力。
3.3壳程内螺旋槽管场协同云图
将螺旋槽传热管置于壳程内，壳程进口侧截面、出口截面和管束端截面的场协同角云图如图10所示。
图10a进口侧截面处场协同角分布云图主要为浅绿色和黄色，螺旋槽管为非规则圆环面，进口处流体 垂直进入换热器壳体，产生进口效应，场协同角明显较小。沿着流体流动方向，垂直向下流动流体受到螺旋 槽管凸起的影响绕螺旋槽管外管壁流动，逆时针流动的流体有较大区域内有部分场协同角较小的区域，其云 图显示为黄色和浅绿色，旋转180°的 螺旋槽管突起后其他位置的颜色显示以红色为主色调，场协同角至少为80°以上。图10b浅色区域较少 ，出口处速度矢量和温度梯度夹角较大，只有在螺旋槽管凸起处环绕着部分场协同角较小的区域，红色区域 不利于换热，出口处换热效果较差，部分原因是由于出口处不存在类似于进口效应的强化传热现象。图10c 为壳程管束端截面场协同角云图，红色区域占主体，在换热管外围和换热器壳程内壁之间的流体域区域内，黄色条状出现较少。在该云图截面 中可以看出螺旋叶片位于壳程左下方，在螺旋叶片引导下，螺片叶片后面出现了场协同角为70°区域。
图11为螺旋槽管壳程中间截面协同云图，由于螺旋槽管外凹、内凸的外壁面引流作用，靠近螺旋槽管 外壁的小块区域的场协同角小于壳程内壁面附近。
壳程侧面截面为矩形（图12），进口段流体绕过螺旋槽管外壁面时有连续条状的颜色显示为黄色，当 接触到换热器中央位置的换热管时流体环绕通过换热管，流体的主要速度方向保持不变，即使到达换热器壳 程内壁面位置场协同角依然能接近40°。在壳程出口处场协同角大致为60°，接近以红色显示，应尽可能 地减小流动静止区面积来提高换热器换热效率。
综上，置于壳程内的螺旋槽管管束云图分布整体变化趋势与单螺旋管速度场与温度场协同角基本一致， 整体范围内的场协同效果有所增加。由于壳程内扰流叶片扰流作用，局部区域内流动死区面积减小，当沿着 螺旋槽管向前运动的流体与螺旋叶片接触时，流体流动又受到向心力的作用，换热器壳程中间部分流体的混 流程度增大，有利于提高换热器换热效率。
4、气相旋转螺旋槽管式换热器性能试验
4.1试验材料和仪器设备
试验仪器：FLIRT420型手持热成像仪；WZP-230型记录仪（量程范围：-50～400℃，A级测量精度） ；霍尔转速记录仪（量程范围：5~200r/min，分度值：0.1r/min）；Gasbord-3100P型烟气分析仪。
试验条件：试验地点为黑龙江省智能农机装置重点实验，试验装置主要由气相旋转螺旋槽管式换热器试 验台、电控柜等组成，电控柜实时采集冷气入口、烟气入口温度及风速，换热出口、废气出口温度。其 中风速传感器型号为AV104X-3-10-10-X-10-4，测量范围为0-10m/s，适用范围0~200℃；温度采集 使用WZP-230型传感器，测量精度为A级，适用范围-50~200℃；MS-122-LCD型压差变送器测量压差，量程 为0~100Pa，精度为±0.1%；电机型号为YS90S-4的三相异步电机，功率1.1kW，如图13所示。
4.2试验结果
为了验证螺旋槽传热管的数值计算准确性，常温空气由100型交直调速鼓风机（上海钱亿机电设备有 限公司）提供，风速和温度由testo405-V1型热敏感风速仪测得，冷风风速为3.5m/s，热风风速为 2~10m/s，壳程转速为5~25r/min，试验数据进行多次测量，去除误差数据后取正确测量结果平均值。运用 软件对试验数据进行试验结果显著性检验，壳程转速n及Re对Nu的影响显著（P<0.05）；而N对△P影响不显著（P>0.05），Re对△P 的影响显著（P<0.05）。
对试验结果进行拟合，如图14、15所示。由图14、15可知，在转速n一定情况下，壳程Nu随着Re 增大而增大，近似呈指数型函数增长；同时，壳程△P也随着Re（即壳程烟气风速）增大而增大。运用 SPSS软件对试验数据进行拟合，确定Nu与Re与n相关性，得到多元线性回归方程为
统计分析得到Nu 回归方程相关系数为0.992，决定系数为0.984，标准估算误差为3.828006，D-W检验为1.433，调整后拟 合程度决定系数为0.983，说明Nu回归方程拟合程度好。运用Matlab软件对回归方程在定义域Re为 12095~60474时，n为5~25r/min内求最值，当转速为22r/min时，Numax=209.834。
4.3热量损失
壳体温度是表征换热器热损失的一个重要指标，将直接影响综合换热效率[31-33]。采用Matlab软 件对热成像图温度数据数据处理，绘制热成像图等温线图如图16所示。等温线图是用等势线来表达同一温 度区域，对应地模拟出物体表面温度的空间分布，分析出换热器具体的热能流失问题。黄色区域为气流分配 室与旋转壳体连接部位、托轮滚动槽、齿圈存在热量损失。其主要原因是壳体转动因摩擦作用致使托轮滚动 槽以及齿圈表内温度升高，并非壳体内部烟气外泄；旋转壳体嵌合处区域温度较高，综合考虑此处温度异常 可能是密封性能不稳定造成热量外泄所致。
采用Origin8.0软件绘制换热器外壁温度曲线图，如图17所示。在不同烟气温度和壳体转速条件下 采集温度进行研究，分析换热器壳体外壁温度分布情况，探究造成能量损失的原因。检测点不同，温度随着 热烟气温度的提高而温度分布趋势不同。
对比烟气温度60℃和150℃时的温度曲线图，最高值均出现在监测点3，分别为32、48℃，位于旋转 壳体与气流分配室嵌合处，温度最低处为换热器旋转壳体，表明旋转壳体3层保温结构达到了理想的保温 效果。温度有所上升的监测点为换热器齿圈所在位置，传动时摩擦引起温度升高。
壳体旋转速度对外壁热量损失影响较小。在换热器旋转外壳转速为20~25r/min范围内，气相旋转螺 旋槽管式换热器试验台设备运转对密封部件性能的影响较小。
4.4综合性能分析
强化换热综合性能指数（PEC）为衡量对流换热强化传热性能的评价方法，计算公示为
本文采用等流速（等流量及雷诺数Re）情况下的热能因子作为换热器的综合性能评价标准[34]，检 验壳体转速n为22r/min的气相旋转螺旋槽管式换热器的综合性能。研究结果表明随Re增大，热能性因子均 大于1，在1.031~1.267之间，说明在相同流量下，壳体转速为22r/min时，能传递更多热量，达到了强 化换热效果。
5、结论
（1）基于场协同与热力学理论优化螺旋槽管关键部件，仿真结果表明当螺距为24.854mm、槽深为 1.753mm、内外径比为0.897时，Nu数为164.637、f为0.348。
（2）对流换热场协同分析表明，螺旋槽管外凹、内凸结构形成的涡流动可显著强化换热，Re一定时， 螺旋槽管Nu为圆管的1.6～2.0倍，协同角β随Re增大而减小，随着流速的增加，速度场与温度场协 同性变好。热能性因子均大于1，达到了强化换热效果。
（3）数值和试验分析结果表明，Nu随着Re增大而增大，近似呈指数型函数增长，获得了螺旋槽管传 热管件的传热特性关系式，其决定系数为0.983，在定义域Re为12095~60474，n为5~25r/min内求最 值，当转速为22r/min，Numax=209.834。研究结果可为换热器传热管结构设计提供依据。
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