張仲彬 劉樂(lè)宜 王丙林 徐志明

(東北電力大學(xué)能源與動(dòng)力工程學(xué)院)

板式換熱器(PHE)由于具有傳熱效率高、易維護(hù)及有效利用低溫能源等特點(diǎn)，多年來(lái)被廣泛應(yīng)用于各個(gè)領(lǐng)域。板式換熱器大多應(yīng)用在液液流動(dòng)中，隨著研究領(lǐng)域的拓展，在現(xiàn)代許多行業(yè)的生產(chǎn)設(shè)備中都涉及到氣液兩相流動(dòng)，所以近些年對(duì)于氣液兩相流動(dòng)的研究逐漸增多。

兩相流各參數(shù)的在線實(shí)時(shí)測(cè)量與控制是生產(chǎn)穩(wěn)定的重要保證[1]。近幾年對(duì)兩相流在微通道中的研究取得了一些成果[2,3]，趙楠用數(shù)值方法對(duì)垂直入口型微通道中的氣液兩相流進(jìn)行了研究[4]，闡述了氣泡、氣塞的生成原因和過(guò)程。Masuo Kaji等研究了微通道中的氣液兩相流，發(fā)現(xiàn)流體流動(dòng)方向、管道材料和加熱條件對(duì)流動(dòng)時(shí)的摩擦壓降影響不大，并且空隙率隨著管子直徑的減小而減小[5]。但由于板式換熱器中的流動(dòng)比較復(fù)雜，所以關(guān)于板式換熱器中兩相流研究的文獻(xiàn)還不是很多。Shiomi Y等研究了混合波紋角人字形板通道中的氣液兩相流動(dòng)，發(fā)現(xiàn)在水平流動(dòng)時(shí)可觀察到層流和擴(kuò)散流，并且在水平流動(dòng)中兩相流型和壓降受上板片波紋角的影響很大[6]。Nilpueng K和Wongwises S對(duì)單流道板式換熱器中氣水兩相流進(jìn)行了研究，發(fā)現(xiàn)在逆流垂直向上和向下流動(dòng)中氣水速度對(duì)兩相壓降有很大影響，但兩相的流型對(duì)壓力損失影響不大[7]。Vlasogiannis P等對(duì)板式換熱器中氣液兩相流流動(dòng)形式和傳熱系數(shù)進(jìn)行了研究，發(fā)現(xiàn)當(dāng)流道中為帶有連續(xù)氣相的流動(dòng)或以溪流形式流動(dòng)時(shí)對(duì)傳熱特性的改善很有幫助[8]。

為了充分利用板式換熱器熱損失小、阻力損失小等優(yōu)點(diǎn)，對(duì)氣液兩相流條件下板式換熱器性能的研究是必要的。因此，筆者用數(shù)值模擬方法對(duì)板式換熱器中氣液兩相流的流動(dòng)換熱和氣體在流道中的分布進(jìn)行了研究，找出適合換熱、減小壓降的最佳參數(shù)，為換熱器的經(jīng)濟(jì)運(yùn)行提供依據(jù)。

1 換熱器的數(shù)值計(jì)算模型

1.1 物理模型

圖1為換熱器板片計(jì)算物理模型，在圖1中：冷熱流體單邊逆向流動(dòng)，熱流體從上側(cè)流道A端口流進(jìn)，B端口流出；氣液兩相冷流體從下側(cè)流道C端口流進(jìn)，D端口流出。筆者所用的人字形板式換熱器的板片材料為304不銹鋼，板片參數(shù)如下：

外形尺寸 258mm×100mm

試件流程 (1×5)/(1×6)

板間距 2mm

波紋角度 120°

單片有效面積 0.015m2

試件傳熱面積 0.150m2

當(dāng)量直徑 4mm

波紋深度 2mm

試件片數(shù) 12

板片厚度 0.6mm

角孔直徑 20mm

波紋法向節(jié)距 6mm

單流道截面積 166mm2

圖1 板片計(jì)算物理模型

1.2 相關(guān)假設(shè)

由于研究流道內(nèi)溫差較小，采用標(biāo)準(zhǔn)RNGk-ε模型對(duì)流道內(nèi)的流動(dòng)、換熱進(jìn)行模擬，作如下假設(shè)：

a. 熱流體和兩相冷流體都設(shè)為不可壓縮的牛頓流體；

b. 忽略動(dòng)量方程中體積力的影響；

c. 不考慮重力和浮升力產(chǎn)生的影響；

d. 不考慮流體流動(dòng)過(guò)程中由于粘性耗散產(chǎn)生的熱效應(yīng)；

e.流體的進(jìn)口速度和溫度已知，為模擬需要，計(jì)算了進(jìn)口壓力和出口溫度。

1.3 數(shù)學(xué)模型

用Fluent數(shù)值計(jì)算軟件，將氣相和液相視為連續(xù)相，選用歐拉-歐拉雙流體模型描述氣、液兩相流之間的相互作用。其控制方程如下：

(1)

(2)

(3)

式中i、j、k——矢量在x、y、z3個(gè)方向上的分量；

uα——介質(zhì)速度，m/s；

α——代表相態(tài)(氣相、液相)；

ρα——介質(zhì)密度，kg/m3；

τα——粘性剪切力，kg/(m·s2)；

φα——體積分?jǐn)?shù)，%。

雙流體模型通過(guò)動(dòng)量傳遞系數(shù)λα，β來(lái)確定相間的動(dòng)量傳遞，氣、液兩相間相互作用力ψα為：

ψα=∑λα,β(uβ-uα)λα,β=λβ,α≥0

(4)

RNGk-ε模型：

(5)

(6)

式中k——湍動(dòng)能，是漩渦強(qiáng)度波動(dòng)變化率，m2/s2；

ε——湍流擴(kuò)散率，m2/s2。

1.4 邊界條件

進(jìn)口邊界設(shè)為速度入口，出口邊界設(shè)為壓力出口。外部各邊界設(shè)為無(wú)滑移速度邊界條件，中間板片設(shè)為換熱面，其余各面均為絕熱邊界，板片壁面材料的參數(shù)為：比熱容c=644J/(kg·K)，密度ρ=7600kg/m3，導(dǎo)熱系數(shù)K=644 W/(m·K)。用Pro/e三維軟件構(gòu)建基本物理模型，然后利用Gambit軟件，用非結(jié)構(gòu)網(wǎng)格單元對(duì)模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分。換熱器內(nèi)部流道十分復(fù)雜，采用不同的網(wǎng)格步長(zhǎng)對(duì)不同區(qū)域進(jìn)行劃分，然后對(duì)網(wǎng)格加密。當(dāng)主波紋區(qū)的網(wǎng)格步長(zhǎng)為0.5mm時(shí)，平均Nu不發(fā)生太大的波動(dòng)，這時(shí)網(wǎng)格密度已經(jīng)滿足模擬精度要求，模型的精度和網(wǎng)格的無(wú)關(guān)性已在文獻(xiàn)[9]中得到驗(yàn)證，模型網(wǎng)格劃分如圖2所示。

圖2 劃分網(wǎng)格后的計(jì)算模型

2 數(shù)值模擬結(jié)果與分析

筆者對(duì)板式換熱器中氣液兩相單邊流動(dòng)的情況進(jìn)行了數(shù)值模擬，氣液兩相流體從板片右下側(cè)流入，左下側(cè)流出。以等流速方法進(jìn)行模擬，選取板間冷熱水流速為0.10、0.13、0.15、0.18m/s，空氣體積含氣率分別為0.10、0.08、0.06、0.04、0.02的工況進(jìn)行模擬研究。筆者主要以不同空氣含氣率下，冷熱水流速為0.10m/s的模擬結(jié)果為例進(jìn)行說(shuō)明。

2.1 不同含氣率下板間流道中氣相的分布

圖3為不同空氣體積含氣率時(shí)冷流道中平均氣體體積分?jǐn)?shù)的大小分布情況，對(duì)比圖3a～e可以看出，氣體一般在板片接觸點(diǎn)處開(kāi)始聚集，隨著氣體體積含氣率的增大，氣體在板間的分布逐漸增多，在進(jìn)出口連線一側(cè)的氣體體積分?jǐn)?shù)比另一側(cè)大，分布更均勻，氣體體積分?jǐn)?shù)的最大值出現(xiàn)在板片接觸點(diǎn)附近，從而接觸點(diǎn)附近的湍動(dòng)程度最大。

圖3 不同空氣體積含氣率時(shí)板間流道中氣體體積分?jǐn)?shù)

2.2 不同含氣率下冷流道內(nèi)速度場(chǎng)、壓力場(chǎng)和溫度場(chǎng)的分布

圖4為冷流道y=-0.5mm截面上單相和氣液兩相的速度大小分布圖，對(duì)比圖4a～f可以看出，流體在板間流動(dòng)時(shí)，在板片邊緣和兩板片接觸點(diǎn)附近流速較慢，這是由于接觸點(diǎn)處氣體的阻力作用造成的，但流道中氣液兩相速度明顯大于單相速度。兩相流體剛進(jìn)入主流區(qū)，由于流道截面積變小，又由于氣體的湍動(dòng)作用，流速急劇增大的情況，并且流道中其他位置的流速都有明顯增大。由圖中還可看到，含氣率為0.02時(shí)流道內(nèi)的速度整體較大，含氣率為0.08時(shí)流道內(nèi)的速度稍小，其他含氣率時(shí)兩相流體在流道內(nèi)各處的速度相差不大。

圖4 冷流道y=-0.5mm截面上單相和兩相流體速度分布

圖5為冷流道中單相和氣液兩相的壓力分布情況，由圖5可知，隨著流體在板間的流動(dòng)，壓力逐漸降低，并且兩相的壓力梯度明顯大于單相，這是由于板間氣體對(duì)流體的擾動(dòng)造成的阻力損失所致；對(duì)比圖5b～f可以看出，隨著含氣率的增大，兩相流體進(jìn)出口的壓差逐漸減小，其中含氣率為0.02時(shí)進(jìn)出口壓差最大，含氣率為0.10時(shí)進(jìn)出口壓差較小。

圖5 冷流道中單相和兩相冷流道壓力分布

圖6為冷流道中單相和氣液兩相流動(dòng)時(shí)的水溫分布圖，溫度的分布與速度和壓力的分布密切相關(guān)，結(jié)合圖4、5，速度較高、壓力梯度較大的位置，溫度梯度也相對(duì)較大。水的溫度沿著流動(dòng)方向逐漸升高，這是由于水進(jìn)入換熱器后，不斷與熱水通過(guò)板片進(jìn)行換熱，左上端是高溫區(qū)，對(duì)流換熱量較大，所以沿寬度方向的溫度梯度較大，同時(shí)對(duì)比各圖可以看到，隨著含氣率的增大，右下側(cè)換熱死區(qū)位置的氣體增多，流體的流速比主流區(qū)的流速大，流體的湍動(dòng)增強(qiáng)，低溫溫度區(qū)域明顯減小，說(shuō)明在一定含氣率范圍內(nèi)，隨著氣體含氣率的增大，可以使換熱死區(qū)的換熱得到明顯改善。

圖6 冷流道中單相和兩相流動(dòng)時(shí)水的溫度分布

2.3 相關(guān)模擬結(jié)果

圖7、8為氣泡直徑1mm，空氣體積含氣率不同時(shí)，冷流道努塞爾數(shù)Nu和壓降Δp隨雷諾數(shù)的變化關(guān)系。由圖7可以看出，冷流道的努塞爾數(shù)Nu隨兩相流體雷諾數(shù)Re的增大而增大，但增大的趨勢(shì)逐漸減小，并且隨著空氣體積含氣率的增大，冷流道努塞爾數(shù)也隨之增大；由圖8可以看出，冷流道壓降隨兩相流體雷諾數(shù)Re的增大而增大，并且增大的趨勢(shì)越來(lái)越明顯，并且隨著空氣體積含氣率的增大，壓降隨之減小。因此從兩圖的結(jié)果可以得到，隨著空氣體積含氣率的增大，改善了冷熱流體的換熱狀況，降低了壓降損失，即增強(qiáng)了換熱器的換熱效果。

圖7 不同空氣體積含氣率時(shí)冷流道努塞爾數(shù)和雷諾數(shù)的關(guān)系

圖8 不同空氣體積含氣率時(shí)冷流道壓降和雷諾數(shù)的關(guān)系

3 結(jié)束語(yǔ)

筆者對(duì)人字形板式換熱器中氣液兩相流的溫度場(chǎng)、壓力場(chǎng)、速度場(chǎng)以及氣體的分布進(jìn)行了數(shù)值模擬，通過(guò)分析可知：不同空氣體積含氣率的氣液兩相流在板式換熱器中流動(dòng)時(shí)，冷流道的壓降和努賽爾數(shù)均隨著雷諾數(shù)的增大而增大，并且隨著空氣體積含氣率的增大，換熱效果增強(qiáng)；在進(jìn)出口連線一側(cè)的氣體體積分?jǐn)?shù)比另一側(cè)大，并且隨著含氣率增大，流道內(nèi)的氣體分布趨于均勻，換熱死區(qū)位置的氣體增多，增強(qiáng)了該處流體的擾動(dòng)，使換熱死區(qū)的換熱特性得到了明顯改善。

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