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汽輪機膠球清洗系統冷油器達不到換熱效果原因分析，結合新設計汽輪機冷油器部分結構和尺寸的改變，從殼程流體壓力變化和管外傳熱系數兩方面對新汽輪機冷油器換熱效果降低進行詳盡的分析，找出了換熱效果下降的原因并制訂修復方案。
化工公司汽機車間的汽輪機冷油器是主機廠設計加工的配套設備，其規格為φ482×8×2235mm(φ482為設備內徑），殼程筒體采用碳鋼，上、下管箱采用鑄件。該設備已累計運行14年，換熱效果較好。但由于投運時間較長，需加工備件以供更換。而采用公司自行設計和加工備件的汽輪機冷油器，在投運后其換熱未能達到預期效果，不能滿足生產要求。
1、情況簡介
該汽輪機冷油器屬于立式可抽芯填料函式換熱器（見圖1），
換熱管與管板間采用脹焊并用結構連接；下管箱用分程隔板一分為二將冷凝水分為進水和出水兩部分的雙管程結構。
我公司根據舊汽輪機冷油器的安裝尺寸和裝配圖的圖面工藝參數，按現行GB151-1999《管殼式換熱器》標準進行了汽輪機冷油器套改設計。從材料的角度考慮，將上、下管箱由鑄鐵件改為焊接件；從封頭和設備法蘭的供貨難易考慮，將設備的公稱直徑由DN482改為DN500，弓形折流板和殼體內壁之間的間隙根據使用單位要求（清洗時抽換管芯方便）取值為4mm，其余均按現行換熱器設計標準進行設計。
在對舊汽輪機冷油器的拆除清洗時進行測繪，發現其部分結構和尺寸的取值和加工均高于現行標準，如殼體內壁進行了精加工、折流板缺口高僅約為86mm、折流板和殼體內壁間隙僅約為1mm，管束外圓與殼體內壁間隙僅約為8mm。
將新、舊汽輪機冷油器進行比較，存在以下變動：筒體內徑由φ482改為φ500造成管束外圓與殼體內壁間隙由8mm增加到17mm；折流板缺口高度由86mm增加到106mm；折流板和殼體內壁之間的間隙由約1mm增加到4mm。
2、問題分析
新設計汽輪機冷油器的運行工況與舊汽輪機冷油器一致，其管、殼程流體介質、流量以及進口溫度均相同，但殼程介質出口溫度較舊汽輪機冷油器高，未達到預期換熱效果，同時測得新汽輪機冷油器的殼程壓力降較舊汽輪機冷油器更小。從換熱效果和殼程壓力降的變化這兩個現象考慮，其原因可能是：換熱面積減小、換熱管導熱系數降低、傳熱系數降低、殼程出現短路或泄漏量增加等。
新設計的汽輪機冷油器與原設備相比較：換熱管布置方式及尺寸未變，均為正三角形布置且管心距相同；換熱面積未變，均為38m2；換熱管材質未變，仍采用HT70-1（黃銅管）；折流板的間距未變；改變的只有殼體內徑增大，折流板缺口高度增大，折流板和殼體內壁間隙增大等三個部分。下面結合這三方面的改變，從殼程流體的壓力降變化和管外傳熱系數的角度進行分析。
2.1殼程壓力降變化分析
殼程設置折流板的主要作用是引導殼側流體橫向流過管束，這樣可以提高殼側流體的湍流度，但實際并不能完全達到該目的。雖然管束本身為直管，但流體在殼程內的流動卻非常復雜。而且由于加工、裝配和管束布置的限制，不可避免地在管束與殼體內壁之間、折流板管孔與換熱管之間、折流板外緣與殼體內壁之間形成一定的間隙，使一部分流體沒有橫向流過管束，而從低阻力的其它旁路流道流過，因而產生泄漏和旁流。這種泄漏和旁流一方面使殼側的總壓降減小，另一方面也使殼側實際參與換熱的流體量減少，削弱了實際換熱器的換熱能力。近年來國內外針對泄漏和旁流的影響進行了較多研究，取得了較好的進展，其中流路分析法是解決有折流板的管殼式換熱器殼程壓力降和給熱的新方法。
流路分析法是按流體的實際分布情況來分析問題的，其所用的物理模型為Tinker模型，如圖2所示。Tinker模型把有折流板的殼程流體的流動根據流過殼側通道時流阻的不同分為A、B、C、E、F等五個流路，其中A——管壁和折流板管孔之間的間隙形成的小孔的泄漏流。這股流動由折流板側的壓差造成。由于環形間隙內的傳熱系數非常高，這股流動對傳熱是有利的。B——錯流流路，即橫掠管束的流動。這股流動被認為是對傳熱和壓降來說有效的，我們希望大部分流動為流路B。C——管束外圍和殼體內壁之間間隙內的管束旁路流，在連續的折流板缺口流動。這股流動只有當在接近管束周圍與管壁接觸時才有一點傳熱效果。E——折流板邊緣和殼體內壁之間的泄漏流。這股流動的傳熱效果差，尤其是層流，因為沒有流體與管壁接觸。F——由于管程分隔所少排的管子而形成的流道中的旁路流。這股流動因為流動時接觸的單位體積的管子傳熱面積比A少，所以比流路A的傳熱效果差，但比流路C的略好。
各流路占總流動的流動分率見表1所示。為了增加橫掠流B的流動分率，提高傳熱效果，必須盡量減少各旁路流、泄漏流。
根據流路分析法可知，A、B、C、E、F五個流路對換熱器殼程壓力降和給熱均有較大影響。我公司自行設計的汽輪機冷油器與原設計相比較，僅有殼體直徑和折流板直徑及缺口高度變化較大，布管結構等基本未發生變化，因此可確定是五流路中C、E流路的改變對新設計換熱器換熱效果下降的影響較大。在實際測的新設計汽輪機冷油器的壓力降小于舊汽輪機冷油器的壓力降也說明了這一點。因此，從殼程壓力降變化的角度分析，要改善新設計汽輪機冷油器的換熱效果應從C、E流路泄漏量增大這兩方面來解決。
2.2汽輪機冷油器管外傳熱系數的計算分析
從管外傳熱系數來考慮，當換熱器殼程有折流板時，傳熱系數的計算隨折流板的形式而異。該汽輪機冷油器采用弓形折流板，其介質為46#機油，雷諾常數Re滿足102～6×104的要求，故其管外傳熱系數應按下式計算：式中：λ——流體導熱系數，W/(m·℃)；——換熱管外徑，m；——列管式換熱器殼程流體通道的當量直徑，m；ωμ——按殼程流道截面φμ計算的流速；γ——流體的平均密度，kg/m3；μ——流體主體粘度，Pa·s；χπ——流體定壓比熱容，J/(kg·℃)；μΩ——管壁平均溫度下流體的粘度，Pa·s根據新、舊汽輪機冷油器結構尺寸的改變，可以確定新、舊汽輪機冷油器管外傳熱系數α的變化與λ、δο、γ、χπ、μ、μ/μΩ無關，故其中：式中：Δt——殼體內徑，m；NT——換熱管數目；故d.CD又而φ1——流體橫過管束時流道截面積，η為折流板間距，τ為換熱管間距，故φ2——弓形折流板缺口處截面積，而6-si6隨折流板缺口高度ηδ或Δt的增大(為折流板缺口中心角)而增大，故從管外傳熱系數的角度分析可知，新設計換熱器的折流板缺口高度和殼體內徑的增大是其管外傳熱系數變動較大（減小）的主要原因，要解決新設計汽輪機冷油器換熱效果的問題，應從這兩方面著手。
根據以上殼程壓力降變化和管外傳熱系數兩方面的分析可以得知，新汽輪機冷油器達不到換熱效果的主要原因應該是：
①新汽輪機冷油器殼體內徑和折流板缺口高度增大使流體橫過管束時流道截面積φ1與弓形折流板缺口處截面積φ2增大；
②新汽輪機冷油器的管束外圍和殼體內壁之間的間隙增大造成X流路泄漏量增大；
③新汽輪機冷油器的折流板邊緣和殼體內壁之間的間隙增大造成E流路泄漏量增大。
3、問題解決
根據以上分析新汽輪機冷油器達不到換熱效果是因增大殼體內徑、折流板缺口高度、折流板和殼體內壁之間的間隙等因素所致，故汽輪機冷油器的修復應從以上三方面入手。但是由于制造組裝好后的汽輪機冷油器殼體內徑、折流板缺口高度均無法改變，所以修復方案只能從減少殼程流體的泄漏和旁流這方面來制訂。
3.1減少管束外圍和殼體內壁之間的旁路流C
如表1所示，旁路流C的流動分率可達35%。對于可抽式管束，特別是當管束和殼體的直徑間隙超過大約30mm（新汽輪機冷油器為34mm）時，旁路流C將是影響換熱器殼側傳熱效果的主要因數。
結合汽輪機冷油器的實際結構情況，在兩折流板之間增設防旁流擋板，使大部分旁流流體轉折進入管束，以減少繞過管束外圍流動的旁路流C，從而增加橫流穿過管束的流路。
3.2減少折流板邊緣和殼體內壁之間的泄漏流E
在滿足換熱器的制造要求時，折流板外徑與殼體內徑之間的間隙應力求小，從而使得泄漏流E少。
新設計時為了滿足使用單位設備維護清洗方便的要求，將折流板和殼體內壁之間按標準取大值，較原設備增大較多。為了降低E流路的短路情況，減小折流板和殼體內壁之間的流通面積，在折流板和殼體內壁之間加焊φ2焊條，達到減小折流板和殼體內壁之間間隙的目的。
我公司動力分公司汽機車間使用新設計制造的汽輪機冷油器達不到舊汽輪機冷油器換熱效果，經過分析說明換熱器的性能與其結構尺寸聯系非常密切，一旦部分結構尺寸發生變化，其換熱效果可能大大降低。因此要求我們在以后的管殼式換熱器設計中，一定要注意以下幾方面的問題：
α、新設計換熱器時，必須嚴格執行標準的規定，特別是相關零部件的尺寸公差。
β、弓形折流板缺口高度對錯流管束的傳熱和壓降影響很大，佳為20%殼體內直徑，此時單位壓降下的傳熱系數高，缺口過大或過小都會降低管束的傳熱性能。
χ、對于可抽式管束，特別是當管束和殼體的直徑間隙超過30mm時，須增設防旁流擋板。
δ、管程分隔形成的通道與折流板缺口相垂直時，應增設擋管（又叫假管）。
ε、換熱器套改設計時，原則上應保持原設計的結構及尺寸；若需變動，應按實際情況進行傳熱校核計算。
φ、在新設計換熱器時，若實際結構及尺寸偏離計算公式的假設條件較大時，應按實際情況確定殼程流道流速，并以此進行傳熱計算。