譚國鋒， 王 珂， 王永慶, 王 丹

(1.鄭州大學(xué) 力學(xué)與工程科學(xué)學(xué)院，河南 鄭州 450001； 2.鄭州大學(xué) 河南省過程傳熱與節(jié)能重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，河南 鄭州 450002)

0 引言

換熱器作為熱量交換的重要設(shè)備在化工、能源等工業(yè)領(lǐng)域占有重要地位，廠家投入大量成本來保障換熱器的正常高效的運(yùn)行[1-3].在換熱器運(yùn)行過程中，殼程流體沖刷管束會(huì)產(chǎn)生流體誘導(dǎo)振動(dòng)，換熱管與鄰近管子、折流板之間相互碰撞摩擦，最終導(dǎo)致?lián)Q熱管破損失效[4,5].據(jù)不完全統(tǒng)計(jì)，流體誘導(dǎo)振動(dòng)導(dǎo)致的換熱器損壞數(shù)約占換熱器損壞總數(shù)的30%，說明流體誘導(dǎo)振動(dòng)是換熱器損壞的重要原因[6].筆者提出的扇葉型折流板換熱器采用傾斜的扇形折流板來取代傳統(tǒng)的弓形折流板，使殼程流體沿斜向流動(dòng)，在殼程雷諾數(shù)相同的情況下降低了流體橫向速度分量，提高了換熱器的抗振性能.圖1為扇葉型折流板換熱器結(jié)構(gòu)簡圖，每組折流板由六片傾斜安裝的類扇形折流板沿軸線周向排布而成，各組折流板沿殼體軸向平行排布.其中，折流板與殼體橫截面之間所夾銳角稱為安裝角.

筆者利用Fluent數(shù)值模擬的方法，對比研究了安裝角不同的扇葉型折流板在不同流態(tài)下的流動(dòng)及傳熱性能，文中使用的方法和得出的結(jié)論可以為相關(guān)工作者提供理論依據(jù).

1 周期性模型的建立

通過圖1可以看出：換熱器殼程結(jié)構(gòu)有較強(qiáng)的對稱性和周期性，因此利用Flunet建立周期性模型進(jìn)行模擬計(jì)算[7]，計(jì)算區(qū)域模型如圖2所示，結(jié)構(gòu)參數(shù)見表1.

圖2所示為安裝角45°時(shí)周期性模型，模型長度為150 mm.為對比研究，另建立了安裝角30°和安裝角60°的模型，模型長度分別為90 mm、260 mm.

表1 換熱器主要結(jié)構(gòu)參數(shù)表Tab.1 Main structural parameters of heat exchanger

圖2 安裝角45°時(shí)換熱器周期性模型Fig.2 Periodic model of heat enxchanger with 45° installation angle

2 邊界條件及求解設(shè)置

換熱器殼側(cè)流體為液態(tài)水，計(jì)算中忽略重力及殼體外壁對外散熱，殼程進(jìn)口采用速度進(jìn)口，出口采用壓力出口.進(jìn)口流體溫度設(shè)置為293.15 K，管壁溫度設(shè)置為343.15 K恒壁溫.壓力速度耦合采用SIMPLE算法；動(dòng)量、能量、湍動(dòng)能和湍流耗散率離散采用二階迎風(fēng)格式.湍流模型采用Realizablek-ε模型，該模型對于計(jì)算反壓梯度、回流、旋轉(zhuǎn)流動(dòng)、強(qiáng)逆壓梯度的邊界層流動(dòng)、流動(dòng)分離和二次流等具有較好的預(yù)測效果.其湍流運(yùn)動(dòng)黏度vt、湍動(dòng)能k和湍能耗散率ε的關(guān)系式如下：

(1)

(2)

(3)

(4)

式中:vt為運(yùn)動(dòng)黏度，m2/s；k為湍動(dòng)能，m2/s2；ε為湍動(dòng)能耗散率，m2/s3；u為平均流速，m/s；Γ為廣義擴(kuò)散系數(shù)，無量綱；各個(gè)常數(shù)為Cμ=0.09，C1=max[0.43,u/ut+5]，C2=1.9，σk=1.0，σε=1.2.

3 計(jì)算結(jié)果分析

3.1 流場分布及壓降分析

換熱器殼程流體雷諾數(shù)計(jì)算公式為：

(5)

式中:ρ為殼程流體密度，kg/m3；u為殼程流體流速，m/s；de為當(dāng)量直徑，m；μ為殼程流體動(dòng)力黏度，Pa·s.

正三角形布管當(dāng)量直徑計(jì)算公式為[8]：

(6)

式中：pt為換熱管中心距，m；do為換熱管外徑，m.

換熱器殼程雷諾數(shù)10 000時(shí)，計(jì)算得出安裝角為30°、45°、60°的扇葉型折流板周期性模型流線圖如圖3所示.

通過圖3可以看出由于折流板的引導(dǎo)作用不同安裝角下殼程流體流動(dòng)較為規(guī)律，整體呈斜向流動(dòng)，這種流動(dòng)狀態(tài)能有效地降低流體橫向速度分量，提高殼程流體流體誘導(dǎo)振動(dòng)的臨界速度，增強(qiáng)了換熱器的抗振性能.

換熱器殼程雷諾數(shù)10 000時(shí)，安裝角30°的扇葉型折流板橫截面速度云圖如圖4所示.

圖3 不同安裝角Re=100 00周期性模型流線圖Fig.3 The streamlines of periodic model with different installation angle under Re=100 00

圖4 安裝角30°時(shí)橫截面速度云圖Fig.4 Cross section velocity contours at 30° installation angle

由圖4可以看出流速較高的區(qū)域主要分布在筒體周圍，而中心區(qū)域流速較低.這是因?yàn)檎哿靼宓囊龑?dǎo)使得殼程流體螺旋流動(dòng)產(chǎn)生的離心力導(dǎo)致殼體周圍流速升高中心區(qū)域流速降低.在該類換熱器優(yōu)化設(shè)計(jì)中，可以適當(dāng)減少中心區(qū)域布管并增加筒體周圍布管，以更加有效地利用換熱面積提高換熱器傳熱性能.

圖5為不同安裝角的扇葉型換熱器殼程單位長度壓降隨殼程雷諾數(shù)變化的曲線.通過圖5可以看出，不同流態(tài)下，安裝角不同時(shí)，換熱器殼程壓降隨雷諾數(shù)的變化趨勢相同：隨著雷諾數(shù)增大，殼程壓降增大.安裝角為30°、45°和60°時(shí)換熱器殼程單位長度壓降分別為0.250～7.308 kPa/m、0.085～2.770 kPa/m和0.027～0.607 kPa/m，隨著安裝角的增大，殼程壓降減小.不同雷諾數(shù)下安裝角60°時(shí)殼程壓降最低，比安裝角30°和45°時(shí)分別降低了89.3%～91.7%、68.3% ～ 78.1%，表明安裝角為60°時(shí)換熱器殼程阻力最小.

圖5 殼程壓降隨雷諾數(shù)變化曲線Fig.5 Sheel side pressure drop versus Re

3.2 殼程傳熱性能分析

圖6為不同安裝角的扇葉型換熱器殼程傳熱系數(shù)隨殼程雷諾數(shù)的變化曲線.通過圖6可以看出，不同流態(tài)下，安裝角不同時(shí)，換熱器殼程傳熱系數(shù)隨雷諾數(shù)的變化趨勢相同：隨著雷諾數(shù)增大，殼程傳熱系數(shù)增大.隨著安裝角的增大，傳熱系數(shù)減小.不同雷諾數(shù)下，安裝角為30°的換熱器殼程傳熱系數(shù)高于另外兩者，比安裝角45°和60°時(shí)分別提高了9.4%～19.3%、26.6%～31.7%，表明3種安裝角中安裝角為30°時(shí)換熱器傳熱性能最好.

圖6 傳熱性能隨雷諾數(shù)變化曲線Fig.6 Heat transter coefficient versus Re

3.3 殼程綜合性能分析

換熱器傳熱與阻力綜合性能η計(jì)算式如下[9]：

(7)

式中：h為殼程傳熱系數(shù)，kW/(m2·℃)；Δp為殼程流體壓降，kPa.

圖7為不同安裝角的扇葉型折流板換熱器殼程綜合性能隨殼程雷諾數(shù)的變化曲線.通過圖7可以看出，不同流態(tài)下，安裝角不同時(shí)，換熱器殼程綜合性能隨雷諾數(shù)的變化趨勢相同：隨著雷諾數(shù)增大，殼程綜合性能減小.不同流態(tài)下，安裝角60°時(shí)換熱器殼程綜合性能均明顯高于另外兩者，表明安裝角60°時(shí)換熱器的傳熱與阻力綜合性能最好.

圖7 殼程綜合性能隨雷諾數(shù)變化曲線Fig.7 Comprehensive performance versus Re

4 結(jié)論

(1)不同安裝角下殼程流體流動(dòng)較為規(guī)律，整體呈斜向流動(dòng).

(2)隨著安裝角增大，殼程壓降減小，換熱器流動(dòng)傳熱綜合性能增大，安裝角60°時(shí),換熱器殼程壓降小于其他兩種情況換熱性能優(yōu)于其他兩種安裝角；扇葉型折流板換熱器殼程中心區(qū)域流體流速較低，筒體附近區(qū)域流體流速較高，優(yōu)化設(shè)計(jì)時(shí)可以適當(dāng)調(diào)整管束結(jié)構(gòu)布置，中間區(qū)域增大管間距，筒體周圍區(qū)域減小管間距.

(3)不同流態(tài)下，隨著安裝角增大，換熱器傳熱性能降低，3種工況下安裝角30°時(shí)換熱器傳熱性能最好.