陽大清，周紅桃

（1.國家知識產權局專利局專利審查協(xié)作廣東中心，廣東廣州　510530；2.華南理工大學環(huán)境與能源學院，廣東廣州　510006）

繞管式換熱器殼側流場流動與傳熱的數(shù)值模擬研究

陽大清1，周紅桃2

（1.國家知識產權局專利局專利審查協(xié)作廣東中心，廣東廣州510530；2.華南理工大學環(huán)境與能源學院，廣東廣州510006）

基于流體動力學數(shù)值模擬軟件Fluent的應用，分別選取了標準k-ε模型、RNG k-ε模型對繞管式換熱器殼側流場過熱蒸汽流進行數(shù)值模擬。分析了繞管式換熱器殼側流場過熱蒸汽流傳熱過程的換熱系數(shù)和壓力降梯度，并與Fredheim試驗結果進行比較。結果表明：繞管式換熱器殼側流場過熱蒸汽流傳熱過程的數(shù)值模擬結果與試驗結果相符，換熱系數(shù)為200～1000 W/（m2·K），壓力降梯度為500～5000 Pa/m，誤差為±20%，驗證了數(shù)值模擬計算方法的準確性。

數(shù)值模擬；繞管式換熱器；過熱蒸汽流；換熱系數(shù)；壓力降梯度

0　引言

繞管式換熱器是大型天然氣液化工廠首選的低溫換熱器，在全世界范圍內90%以上大型天然氣液化工廠所采用的均為美國空氣產品化學工程公司（APCI）和德國林德公司（Linde）設計制造。這種高效節(jié)能的換熱裝置在煉廠加氫、空氣分離、天然氣液化、低溫甲醇洗等工業(yè)領域得到廣泛應用［1-5］。挪威的Fredheim［6］利用簡化的纏繞管式換熱器試驗裝置，測得了大量工況運行的試驗數(shù)據(jù)，并與已有的換熱系數(shù)以及壓力降計算關聯(lián)式的計算結果進行對比，得到了修正的計算換熱系數(shù)與壓力降的計算關聯(lián)式；2004年，挪威Neeraas等［7-8］也通過試驗方法，使用多種工質（氮氣、甲烷等）以及它們不同相態(tài)對纏繞管式換熱器殼側流場流體流動與傳熱特性進行了研究，得到了大量的試驗數(shù)據(jù)；Gistau等［9-11］也先后研究了結構參數(shù)對繞管式換熱器殼側流場流體流動與傳熱特性的影響。國內相關科研院所與學者亦有許多相關研究，李清海等［12-14］對繞管式傳熱進行了初步研究。

國內對于繞管式換熱器研究集中于結構參數(shù)優(yōu)化和液化節(jié)能可行性［15-24］。與試驗研究相比，數(shù)值模擬技術具有自身優(yōu)勢:方便靈活、直觀、可重復性、研究周期短等。因此，本文將利用Fluent數(shù)值模擬軟件，研究繞管式換熱器殼側流場制冷工質過熱蒸汽流動與傳熱特性。

1　物理模型的建立

1.1模型設計

物理模型以Fredheim實驗臺所使用的繞管式換熱器為參考原型，如圖1所示。設計的主要結構參數(shù)為:內徑100mm，外徑160mm，高度350mm，共3層纏繞管。從內到外分別由3，4，5根纏繞管并排纏繞而成，管層數(shù)分別為23，24，25。中心管層的纏繞管右旋，內外兩個管層的纏繞管均左旋；中心管層的纏繞管為完整圓管，內外兩個管層的纏繞管均為半圓管，纏繞管管徑12mm，纏繞角度約8°。纏繞管的管間距為定值，縱向管距14mm、軸向管距16mm。流體入口為30根小圓管，平均分布于直徑為128mm的圓周上，管徑為10mm。

圖1　繞管式換熱器殼側結構示意

如圖1所示，試驗中將繞管式換熱器殼側流場分為2個區(qū)域:過渡區(qū)與換熱測試區(qū)。后者為中間管層最下面的4層纏繞管（如圖1中黑框所示），管內通過電阻絲加熱；中間管層的其他管層都為流場的過渡區(qū)，壓力降測試區(qū)為過渡區(qū)的中間數(shù)層纏繞管。換熱測試區(qū)主要研究換熱系數(shù)hc，壓力降測試區(qū)主要研究壓力降梯度Δp/L，計算表達式如下:

式中Q——熱流密度，W/m2

Tw——換熱測試區(qū)加熱管壁的平均溫度，K

Tin——換熱測試區(qū)流體的入口溫度，K

Tout——換熱測試區(qū)流體的出口溫度，K

式中p1，p2——壓力降測試區(qū)出口、入口平面的靜壓，Pa

ΔL——壓力降測試區(qū)出口、入口平面之間的距離，m

對網格劃分進行分塊處理，采用T-Grid方式的四面體網格。取物理模型上的36°扇形區(qū)域作為計算域，對中間管層的管壁劃分邊界層并進行網格加密處理。計算區(qū)網格與切面網格分別如圖2，3所示。

圖2　計算域網格

圖3　切面網格

1.2邊界條件

邊界條件定義如下:入口定義為質量入口；初始壓力設置為0 Pa；質量入口的流動方向設置為與入口界面相垂直（由上往下）。流體的入口溫度根據(jù)試驗工況的流體入口溫度確定；出口定義為自由出流。壁面邊界條件:殼側流場的測試換熱區(qū)的4層纏繞管設置為靜止、無滑移壁面，并定義為恒定熱流密度的熱邊界條件，忽略壁面厚度；其他壁面均設置為靜止、無滑移且不受熱的壁面邊界條件；操作條件設置為試驗條件的壓力值，參考壓力點設置在入口圓面的中心點，忽略重力影響；初始條件以入口條件作為計算流場的初始場。

1.3計算工況與物性參數(shù)

設計試驗工況具體參數(shù)作為數(shù)值模擬計算工況，如表1，2所示。

1.4物理模型簡化與網格無關性驗證

在設置相同的求解條件下，取過渡區(qū)為16，8，4層纏繞管建立3組計算域，分別進行數(shù)值模擬，并將計算結果與試驗結果進行比較來探討過渡管層數(shù)的影響，如表3所示。

表1　過熱蒸汽流的計算工況及重要參數(shù)

表2　過熱蒸汽流的物性參數(shù)

表3　過渡區(qū)不同的管層數(shù)目對殼側過熱蒸汽流動的影響

由表3可以看出，物理模型中過渡區(qū)過渡管層數(shù)目變化由16減到4，計算域的網格量減少85.6%，但hc與Δp/L變化率低于7.7%。可得出過渡管層數(shù)目對過熱蒸汽流動與換熱的影響較小。為提高計算效率，采用表3中過渡管層數(shù)目為4且總管層數(shù)目為8的物理模型進行數(shù)值研究為宜。

在上述管層簡化的基礎上，以不同網格密度的計算域進行相同工況（N2）的數(shù)值模擬計算，進行網格無關性驗證，如表4所示。

由表4可以看出，計算域的網格數(shù)目由342679增加到526912，數(shù)值計算的換熱系數(shù)與壓力降梯度值分別增加10.5%與9.8%；網格數(shù)目由526912加密到664172，換熱系數(shù)與壓力降梯度值增加率分別為0.3%與0.2%；網格數(shù)目繼續(xù)增加到887068，兩者幾乎無增加值。因此，計算域網格數(shù)目526912可作為數(shù)值計算模擬選擇值，此時已呈現(xiàn)網格無關性。

表4　換熱系數(shù)（hc）、壓力降梯度（Δp/L）與網格數(shù)目關系

2　殼側過熱蒸汽流動與傳熱數(shù)值模擬

2.1湍流模型對比

本文數(shù)值計算啟用三維單精度計算器，選用壓力基求解器，忽略重力影響，采用瞬時一階隱式計算（時間步長為0.001 s），啟用能量方程，計算湍流模型選擇k-ε雙方程模型（具體子模型通過對比計算確定），壁面附近流動采用標準壁面函數(shù)，壓力速度耦合采用SIMPLE算法，梯度離散采用Green-Gauss Cell Based離散格式，壓力離散采用PRESTO！離散格式，動量方程、能量方程、湍動能k方程以及湍流耗散率ε方程的離散均采用二階迎風離散格式。

基于繞管式換熱器殼側流場具有很強的彎曲流線流動的特性，分別選擇標準k-ε模型和RNG k-ε模型進行數(shù)值模擬計算，對比計算結果與Fredheim試驗結果的誤差，探討上述計算湍流模型的適用性，如圖4，5所示。

圖4　換熱系數(shù)誤差

圖5　壓力降梯度誤差

由圖4，5可以看出，采用標準k-ε模型和RNG k-ε模型進行計算的換熱系數(shù)hc和壓力降梯度Δp/L與Fredheim試驗結果的誤差基本維持在20%以內，且采用標準k-ε模型數(shù)值計算誤差更小。由此可得，對于繞管式換熱器殼側流場過熱蒸汽流動與傳熱數(shù)值模擬計算，計算湍流模型選用標準k-ε模型計算結果更為準確。

2.2切面邊界條件的設置

扇形求解域的切面邊界條件的設置為將上述切面的邊界條件分別定義為質量入口（質量流量為0 kg/s）和絕熱壁面（靜止且無滑移），如表5所示，其他求解條件設置相同，進行數(shù)值計算并與Fredheim試驗結果進行比較。

表5　不同邊界條件的數(shù)值計算結果比較

由表5可以看出，將切面定義為質量入口（質量流量為0 kg/s）較定義為絕熱壁面（靜止且無滑移）計算結果誤差更小。這與實際流場中切面處存在流體運動且流體進、出總量近乎平衡，切面處存在流體之間的換熱，而非流體與絕熱壁面的換熱相符合。因此，數(shù)值計算采用質量入口（質量流量為0 kg/s）的切面邊界條件。

2.3過熱蒸汽流動數(shù)值模擬與分析

基于上述確定的計算湍流模型、切面邊界條件以及其他求解設置，進行繞管式換熱器殼側流場過熱蒸汽流動數(shù)值模擬計算，計算結果與Fredheim試驗結果比較如圖6，7所示。

由圖6（a）可以看出，數(shù)值模擬計算的所有工況（包括氮氣、甲烷和乙烷三種物質）殼側過熱蒸汽流動數(shù)值計算的換熱系數(shù)基本在200～1000 W/（m2·K），質量流量為0.05～0.30 kg/s時換熱系數(shù)為200～600W/（m2·K），大于0.30 kg/s時為 800～1000 W/（m2·K）。換熱系數(shù)與Fredheim的試驗結果相比均存在一定的偏差，約為5.3%～28.5%，大部分低于20%，換熱系數(shù)與工質質量流量基本呈正相關。

圖6　過熱蒸汽流的數(shù)值模擬結果與Fredheim試驗結果對比

圖7　過熱蒸汽流數(shù)值模擬值與試驗值的誤差對比

由圖6（b）可看出，壓力降梯度變化范圍較大，為500～5000 Pa/m，質量流量為0.10 kg/s時壓力降為500 Pa/m；質量流量為0.15～0.30 kg/s時壓力降為 2000～2500 Pa/m；質量流量為0.30 kg/s以上時壓力降增大，為3000～5000 Pa/m。數(shù)值計算的換熱系數(shù)和壓力降梯度與試驗值的誤差在1%～23.5%以內，大部分在20%以下，說明數(shù)值模擬穩(wěn)定性強。

同時，對換熱器殼側流場過熱蒸汽流動的數(shù)值模擬計算的換熱系數(shù)與試驗結果呈現(xiàn)負偏差的現(xiàn)象進行分析。可能原因主要有:

（1）在數(shù)值計算過程中利用定物性來數(shù)值模擬換熱器殼側流場制冷工質的過熱蒸汽流動與換熱，存在物性上的一定誤差；

（2）在定義邊界條件時，對加熱壁面給定恒定熱流密度與Fredheim試驗中用電阻絲給纏繞管加熱的壁面條件存在一定偏差；

（3）試驗中通過熱電偶布點測溫以及壓力計測定壓力數(shù)據(jù)，而在數(shù)值計算的后處理過程是通過取面平均的溫度和壓力數(shù)據(jù)；

（4）試驗結果本身存在10%左右的偏差。

由圖7可以看出，數(shù)值計算的換熱系數(shù)、壓力降梯度與 Fredheim試驗結果的誤差基本都在-25%～20%，且壓力降梯度的誤差較小，換熱系數(shù)的誤差隨質量流量的增大而減小。因為繞管式換熱器殼側流場的結構與流動傳熱較為復雜，可認為上述計算在誤差范圍內，同時證明了針對繞管式換熱器殼側流場的過熱蒸汽流動的數(shù)值計算方法的正確性。

3　結論

通過對繞管式換熱器殼側流場的物理模型簡化處理，選擇了合適的計算湍流模型和邊界條件，建立了適于過熱蒸汽流動的數(shù)值模擬計算方法。得到如下結論:

（1）數(shù)值計算的換熱系數(shù)與壓力降梯度分別為200～1000 W/（m2·K），500～5000 Pa/m，誤差基本在20%以內。

（2）對模擬結果進行分析得到過渡區(qū)管層數(shù)目對于殼側流場過熱蒸汽流動的換熱和流阻影響較小，hc與Δp/L變化率低于7.7%；且標準k-ε模型對于殼側流場過熱蒸汽流動數(shù)值計算具有較好的適用性。

（3）過熱蒸汽流動的hc與Δp/L與工質質量流量呈正相關。在流動阻力的合理范圍內，應盡量增大工質的質量流量，以強化換熱。

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Study on Flow and Heat Transfer of the Shell Side in Spiral-wound Heat Exchangers Based on Numerical Simulation

YANG Da-qing1，ZHOU Hong-tao2
（1.Patent Examination Cooperation Center of the Patent Office，SIPO，Guangzhou 510530，China；2.School of Environment and Energy，South China University of Technology，Guangzhou 510006，China）

Based on the application of Fluentwhich was numerical simulation software in the fluid dynamics，standard k-εmodel，RNG k-εmodel were selected as the foundation of the numerical simulation model in the shell side of spiralwound heat exchangers for the flow turbulence of superheated steam.Heat transfer coefficient and pressure drop gradientwere studied in the heat transfer processwhich superheated steam flow in the heat exchanger.Compared with the Fredheim experiment results，the heat transfer coefficientwas200～1000W/（m2·K）and pressure gradientwas500～5000 Pa/m.The result errorwas less than±20%and itwas reasonable.

numerical simulation；spiral-wound heat exchangers；superheated steam；heat transfer coefficient；pressure drop gradient

TH123；TQ051.5

A

1001-4837（2015）11-0040-07

10.3969/j.issn.1001-4837.2015.11.007

2015-07-03

2015-10-20

陽大清（1988-），男，主要從事機械與流體專利審查工作，通信地址:510053廣東省廣州市國家知識產權局專利局專利審查協(xié)作廣東中心，E-mail:ouyangdaqing@163.com。

周紅桃（1988-），男，主要從事工業(yè)廢水處理中能量回用與資源化研究工作，通信地址:510006廣東省廣州市華南理工大學環(huán)境與能源學院，E-mail:z.ht01@ mail.scut.edu.cn。