黎 敏 王漢青 夏雄博

(湖南工業(yè)大學(xué)土木學(xué)院，湖南 株洲 412007)

內(nèi)插扇形錐形片流動(dòng)與換熱特性的數(shù)值模擬

黎 敏 王漢青 夏雄博

(湖南工業(yè)大學(xué)土木學(xué)院，湖南 株洲 412007)

對(duì)管殼式換熱器管程換熱部分進(jìn)行了分析，提出采用扇形錐形片的方式來強(qiáng)化換熱，通過數(shù)值模擬計(jì)算的方法，在恒熱流條件下,選取了不同的結(jié)構(gòu)參數(shù)，并對(duì)不同的結(jié)構(gòu)參數(shù)在5種雷諾數(shù)下進(jìn)行模擬，討論了傾角和片距以及葉片數(shù)對(duì)努塞爾數(shù)、阻力系數(shù)、綜合性能的影響，結(jié)果表明，內(nèi)插扇形錐形片能夠顯著強(qiáng)化換熱，努塞爾數(shù)和摩擦系數(shù)隨葉片數(shù)和傾角的增大而增大，隨片距的增大而減小，適當(dāng)?shù)倪x取葉片數(shù)和傾角以及片距可以提高綜合換熱性能。

強(qiáng)化換熱，扇形錐形片，數(shù)值模擬，結(jié)構(gòu)參數(shù)

隨著工業(yè)化的進(jìn)程，越來越多的設(shè)備需要利用換熱器進(jìn)行熱量的傳遞而提高換熱器的換熱能力一直是需要解決的問題。管內(nèi)插入物就是一種能夠提高管內(nèi)對(duì)流換熱效果的強(qiáng)化方法?；趫?chǎng)協(xié)同理論中速度場(chǎng)與溫度場(chǎng)的協(xié)同，提出了制造管內(nèi)流體的二次縱向旋流來強(qiáng)化管內(nèi)外流體的對(duì)流換熱。扇形錐形片正是這樣一種能夠誘導(dǎo)管中心流體和壁面邊界層流體縱向混合均勻的內(nèi)插物，能夠在換熱壁面附近造成一個(gè)溫度和速度變化比較顯著的邊界層區(qū)域，從而達(dá)到強(qiáng)化換熱的效果。影響扇形錐形片對(duì)流換熱效果的因素很多：扇形錐形體的張角a，傾角b，扇葉的片數(shù)，扇形錐形片之間的間距以及扇形錐形片與管內(nèi)壁的間隙。為了簡(jiǎn)化研究的問題，在此作者僅對(duì)扇形錐形片的扇葉數(shù)、傾角以及間距做比較研究而其他條件做定值處理。研究工作主要是湍流工況下，5種不同雷諾數(shù)下的傳熱特性的分析?，F(xiàn)階段對(duì)于強(qiáng)化換熱效果的評(píng)價(jià)主要有三種系數(shù)即努塞爾數(shù)Nu，摩擦系數(shù)f和綜合傳熱系數(shù)PEC。對(duì)流換熱強(qiáng)化的目的是在泵功率一定的情況下能夠強(qiáng)化換熱，摩擦系數(shù)不能過大，否則強(qiáng)化的部分不足以抵消泵功率的增加。

1 物理模型及邊界條件

如圖1所示為管內(nèi)插入扇形錐形片的強(qiáng)化傳熱管的物理模型。管長(zhǎng)為L(zhǎng)=500 mm，直徑d=32 mm。張角45°，節(jié)距s=48 mm和72 mm兩種，傾角為b=30°，45°，60°。葉片的個(gè)數(shù)有三種：兩葉片、三葉片、四葉片。模擬工質(zhì)為20 ℃空氣，空氣的物性參數(shù)為1.205 kg/m3，導(dǎo)熱系數(shù)2.59×10-2W/(m·K)，運(yùn)動(dòng)粘度為15.07×10-6m2/s。作如下假設(shè):1)錐形片內(nèi)插物和換熱管剛性足夠好，不考慮變形和振動(dòng)；2)工作介質(zhì)為不可壓縮、牛頓型流體，流體各向同性，物性不變；3)流體流動(dòng)為充分發(fā)展的穩(wěn)態(tài)層流；4)忽略重力影響，不考慮輻射、壓力做功和動(dòng)能變化[1]。湍流模型采用K-RNG模型，并選擇增強(qiáng)壁面函數(shù)對(duì)第一層邊界網(wǎng)格進(jìn)行計(jì)算；進(jìn)口采用速度進(jìn)口；出口設(shè)置為自由出流邊界條件；在圓管的表面設(shè)置恒定的熱流密度，熱源值與Re數(shù)成正比[2]。

2 數(shù)值模擬結(jié)果分析

1)四葉片張角為45°模擬結(jié)果。如圖2和圖3所示為張角45°和傾角為30°,45°,60°時(shí)各雷諾數(shù)下的平均摩擦系數(shù)f的值。由圖可以看出隨著傾角的增加摩擦系數(shù)f也隨著雷諾數(shù)的增加而增加。傾角變小管內(nèi)流體擾動(dòng)發(fā)生變化，從貼近壁面的擾動(dòng)逐漸變化成核心流擾動(dòng)。傾角越小流體對(duì)壁面的邊界層的擾動(dòng)越小，流體在流過邊界層時(shí)所受的剪切力也越小，流動(dòng)阻力也減小。反之傾角越大，近壁面的速度梯度較大，產(chǎn)生的剪切力越大，流動(dòng)阻力越大。傾角越大時(shí)流體對(duì)壁面的擾動(dòng)越強(qiáng)烈，邊界層的厚度減小，溫度梯度變大，對(duì)流傳熱量顯著增大。從圖中可以看出傾角60°時(shí)摩擦系數(shù)是傾角30°的2.83倍而傾角60°時(shí)的努塞爾數(shù)是傾角30°時(shí)的1.3倍。

2)不同葉片數(shù)扇形錐形片的傳熱特性分析。如圖4和圖5所示為相同片距和張角以及傾角，不同葉片數(shù)的扇形錐形體傳熱特性分析，圖中共有三種葉片數(shù)目即兩葉片、三葉片、四葉片。四葉片時(shí)摩擦阻力系數(shù)最大而兩葉片和三葉片的摩擦系數(shù)相差不大。

葉片數(shù)越多，摩擦系數(shù)越大，流體擾流過程中受到的阻擋越多，擾流越多形成的流體渦越多邊界層越薄，溫度梯度越大，努塞爾數(shù)也越大。四葉片時(shí)努塞爾數(shù)是光管的3倍而摩擦系數(shù)是光管的12倍。

3)相同葉片數(shù)不同片距時(shí)的傳熱特性分析。如圖6所示為兩葉片和三葉片不同間隔時(shí)的摩擦系數(shù)曲線。由圖6可知三葉片間隔48 mm時(shí)摩擦系數(shù)是光管的摩擦系數(shù)的8倍。三葉片間隔48 mm 的摩擦系數(shù)是三葉片間隔72 mm的1.3倍。三葉片間隔48 mm 的摩擦系數(shù)是兩葉片間隔48 mm的1.6倍。兩葉片間隔48 mm 的摩擦系數(shù)是兩葉片間隔72 mm的1.25倍。

如圖7所示為兩葉片和三葉片不同片距時(shí)的努塞爾數(shù)曲線。從圖中可以看出努塞爾數(shù)增加的趨勢(shì)沒有摩擦系數(shù)增加的趨勢(shì)明顯，三葉片間隔48 mm時(shí)努塞爾數(shù)系數(shù)最大。分析其原因在于流體在湍流狀態(tài)時(shí)當(dāng)其達(dá)到了充分發(fā)展?fàn)顟B(tài)時(shí)其溫度和壓力變化很小，流體處于穩(wěn)定狀態(tài)。

4)相同葉片數(shù)不同間隔傳熱特性綜合分析。圖8是以兩葉片間隔72 mm為基礎(chǔ)得出的PEC的綜合傳熱系數(shù)比值，從圖中可以看出兩葉片間隔48 mm的PEC比值和三葉片間隔72 mm的PEC比值都為1以上，說明其對(duì)流傳熱效果要優(yōu)于兩葉片間隔48 mm的傳熱效果。三葉片間隔48 mm的PEC比值為1以下，說明其對(duì)流傳熱效果要低于兩葉片間隔72 mm時(shí)的情況。

3 結(jié)語

通過數(shù)值模擬研究了管內(nèi)插扇形錐形物的傳熱和流動(dòng)特性，分析了扇形錐形體的傾角和間隔以及葉片數(shù)3個(gè)結(jié)構(gòu)參數(shù)變化對(duì)流動(dòng)和換熱的影響，得出了如下結(jié)論：1)管內(nèi)插扇形錐形片能夠顯著強(qiáng)化換熱，同時(shí)增加了流動(dòng)阻力。換熱系數(shù)和阻力系數(shù)都隨葉片數(shù)和傾角的增大而增大，隨間距的增大而減小。2)內(nèi)插扇形錐形片使流體在管內(nèi)產(chǎn)生縱向流動(dòng)使速度場(chǎng)與溫度場(chǎng)的協(xié)同性更好。邊界層受到分流流體的擾動(dòng)而變薄，此時(shí)溫度梯度變大，相同傳熱面積下能傳遞更多的熱量，強(qiáng)化了換熱。3)綜合性能系數(shù)受傾角、片距和葉片數(shù)影響，增大傾角和葉片數(shù)減小片距有利于提高綜合性能，適當(dāng)選取傾角和葉片數(shù)以及片距，扇形錐形片可以在很大程度上改善綜合換熱性能。

[1] 游永華.管殼式換熱器中單相流體強(qiáng)化傳熱的數(shù)值模擬和實(shí)驗(yàn)研究[D].武漢：華中科技大學(xué),2013.

[2] 鄧俊杰.管內(nèi)對(duì)流換熱強(qiáng)化的數(shù)值模擬[D].武漢：華中科技大學(xué),2011.

[3] 睢 輝,屈曉航,董 勇.管內(nèi)插入螺旋翅片流動(dòng)與傳熱特性的數(shù)值模擬[J].化工生產(chǎn)與技術(shù),2013(5):8-9，27-31.

[4] 楊世銘.傳熱學(xué)[M].北京:高等教育出版社,1987.

The numerical simulation of interpolation fan-shaped conical plate flow and heat transfer performance

Li Min Wang Hanqing Xia Xiongbo

(CivilEngineeringSchool,HunanUniversityofTechnology,Zhuzhou412007,China)

This paper analyzed the tube pass heat transfer part of tube shell type heat exchange, proposed using the fan-shaped conical plate for enhancement of heat transfer, through the numerical simulation calculation method, under the constant heat flux condition, selected different structure parameters, and simulated different structural parameters under five kinds of Reynolds numbers, discussed the influence of inclination angle, segment pitch and blade number to Nusselt number, drag coefficient, comprehensive properties, the results showed that, the interpolation fan-shaped conical plate could significantly enhanced the heat transfer enhancement, the Nusselt number and friction coefficient increased with the blade number and inclination angle, with the increasing of segment pitch, properly selected the blades number and inclination angle and segment pitch could improve the comprehensive heat transfer performance.

heat transfer enhancement, fan-shaped conical plate, numerical simulation, structure parameter

2015-01-13

黎 敏(1987- )，女，在讀碩士； 王漢青(1963- )，男，博士生導(dǎo)師，教授； 夏雄博(1987- )，男，在讀碩士

1009-6825(2015)09-0110-02

TU831

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