劉世杰，涂愛民，尹應(yīng)德?，朱冬生，陳二雄，王飛揚(yáng)

（1. 中國科學(xué)院廣州能源研究所，廣州 510640；2. 中國科學(xué)院可再生能源重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，廣州 510640；3. 廣東省新能源和可再生能源研究開發(fā)與應(yīng)用重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，廣州 510640；4. 中國科學(xué)院大學(xué)，北京 100049）

0 引 言

換熱器是合理利用與節(jié)約能源、開發(fā)新能源的關(guān)鍵設(shè)備。目前，傳統(tǒng)折流板換熱器仍然占據(jù)著換熱器設(shè)備的主要份額，但其存在換熱效率不高、流動(dòng)阻力較大、易出現(xiàn)振動(dòng)等問題。學(xué)者研究表明，縱向流換熱器性能明顯優(yōu)于折流板橫流式管殼式換熱器，代表了未來管殼式換熱器的發(fā)展方向[1-2]?？v向流換熱器的典型代表包括折流桿換熱器[3-5]，空心環(huán)換熱器[6-7]以及螺旋扁管換熱器[8-11]等。其中，螺旋扁管換熱器通過螺旋扁管橫截面的凸起處實(shí)現(xiàn)空間上的多點(diǎn)自支撐，取消了折流板，使得殼程流體沿著管束做縱向流動(dòng)，是一種典型的縱向流換熱器，得到了國內(nèi)外學(xué)者的廣泛關(guān)注。三葉膨脹管換熱器是在螺旋扁管換熱器基礎(chǔ)上提出的一種新型縱向流換熱器。王定標(biāo)等[12]采用數(shù)值模擬的方法首次對(duì)三葉膨脹管和螺旋扁管管內(nèi)的強(qiáng)化傳熱特性進(jìn)行了對(duì)比研究，發(fā)現(xiàn)三葉膨脹管具有更好的綜合換熱性能。劉遵超等[13]對(duì)內(nèi)徑為2 mm的三葉膨脹管內(nèi)超臨界CO2傳熱特性進(jìn)行了數(shù)值研究，分析了不同操作參數(shù)對(duì)局部對(duì)流換熱系數(shù)的影響。劉世杰等[14]對(duì)三葉膨脹管管內(nèi)傳熱與阻力進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)和數(shù)值研究，并擬合獲得了相關(guān)準(zhǔn)則關(guān)聯(lián)式。TANG等[15]采用FLUENT軟件，對(duì)不同結(jié)構(gòu)參數(shù)的三葉膨脹管管內(nèi)的傳熱與壓降性能進(jìn)行數(shù)值模擬，并采用場(chǎng)協(xié)同原理分析了三葉膨脹管內(nèi)強(qiáng)化傳熱機(jī)理。肖敬美等[16]對(duì)三葉膨脹管油冷卻器傳熱與壓降性能進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)研究，結(jié)果表明，相同壓降下油側(cè)換熱系數(shù)較折流板油冷卻器提高了2 ～ 3倍。

從以上綜述可以看出，三葉膨脹管換熱器作為一種新型的自支撐縱向流換熱器，目前對(duì)其研究主要集中在管內(nèi)，而對(duì)其殼程進(jìn)行數(shù)值研究的工作還未見報(bào)道。本文建立三種不同的三葉膨脹管換熱器計(jì)算模型，應(yīng)用FLUENT軟件首次對(duì)三葉膨脹管換熱器殼程強(qiáng)化傳熱特性展開數(shù)值研究，分析了不同流速下，不同管束結(jié)構(gòu)對(duì)三葉膨脹管換熱器殼程對(duì)流換熱系數(shù)與壓降的影響，研究結(jié)果可為三葉膨脹管換熱器的工程應(yīng)用提供一定參考。

1 換熱器計(jì)算模型與邊界條件

1.1 計(jì)算模型

圖1所示為三葉膨脹管結(jié)構(gòu)示意圖。采用的三葉膨脹管尺寸為P= 60 mm、D= 5 mm、d= 2 mm，換熱管長(zhǎng)為1 000 mm。圖2所示為三葉膨脹管換熱器結(jié)構(gòu)示意圖，在實(shí)際工程應(yīng)用中，經(jīng)常采用雙管程單殼程結(jié)構(gòu)的換熱器。對(duì)于自支撐縱向流換熱器，由于殼程不設(shè)折流板，根據(jù)換熱器流路分析[17]可知，容易造成管程分程隔板和管束之間的 F旁路流漏流，以及管束與殼體內(nèi)壁之間的E流路漏流，嚴(yán)重降低換熱效率。對(duì)此，設(shè)計(jì)了六邊形殼體和阻擋板來防止殼程流體短路。如圖3所示，基于換熱器結(jié)構(gòu)的對(duì)稱性，為了減少計(jì)算機(jī)的運(yùn)算時(shí)間，建立了#1、#2、#3三種不同結(jié)構(gòu)參數(shù)的三葉膨脹管換熱器計(jì)算物理模型，其中三葉膨脹管在豎向均依靠相鄰換熱管的凸起點(diǎn)實(shí)現(xiàn)自支撐，不同之處在于，#1、#2、#3三葉膨脹管換熱器管束橫向間距分別為9 mm、11 mm、13 mm，即三種換熱器殼程的流動(dòng)空間和緊湊度不同。

圖1 三葉膨脹管結(jié)構(gòu)示意圖Fig. 1 Schematic diagram of the trefoil expansion tube

圖2 三葉膨脹管換熱器結(jié)構(gòu)示意圖Fig. 2 Schematic diagram of the trefoil expansion tube heat exchanger

圖3 三葉膨脹管換熱器計(jì)算物理模型Fig. 3 Physical model of the trefoil expansion tube heat exchanger

圖 4為三葉膨脹管換熱器計(jì)算物理模型網(wǎng)格圖，考慮到換熱器殼程空間的復(fù)雜性，采用四面體網(wǎng)格對(duì)整體模型進(jìn)行劃分。采用商用軟件FLUENT進(jìn)行數(shù)值分析，壓力和速度耦合采用SIMPLE算法，湍流模型選用Realizablek-ε進(jìn)行求解。

圖4 網(wǎng)格圖Fig. 4 Grids system

1.2 邊界條件

殼程介質(zhì)為水，入口設(shè)置為速度入口，出口設(shè)置為壓力出口；換熱管和殼體均為無滑移壁面，前者設(shè)定恒溫，后者設(shè)置為絕熱，貼壁處采用標(biāo)準(zhǔn)壁面函數(shù)法進(jìn)行處理。

1.3 網(wǎng)格無關(guān)性驗(yàn)證

對(duì)#1模型，在殼程入口流速u= 1.0 m/s的情況下，建立了5組不同網(wǎng)格數(shù)，計(jì)算結(jié)果如圖5所示，第5組和第4組的換熱系數(shù)和壓降值分別相差1.3%和1.1%，為了兼顧計(jì)算精度和效率，最終采納第4組作為計(jì)算模型的網(wǎng)格。同理，對(duì)#2和#3模型采取類似的操作，進(jìn)行網(wǎng)格無關(guān)性驗(yàn)證。

圖5 網(wǎng)格無關(guān)性驗(yàn)證Fig. 5 Grid independence validation

2 計(jì)算方法驗(yàn)證

為驗(yàn)證本文計(jì)算方法的準(zhǔn)確性，搭建了熱工測(cè)試平臺(tái)，對(duì)與#1相同結(jié)構(gòu)尺寸的三葉膨脹管換熱器殼程換熱與壓降進(jìn)行了測(cè)試，實(shí)驗(yàn)流程如圖6所示，換熱器管程和殼程均以水為介質(zhì)，流量采用電磁流量計(jì)測(cè)得，精度為 ±0.5%，進(jìn)出口溫度采用 Pt100測(cè)得，精度為 ±0.15℃，壓降采用壓差變送器測(cè)得，精度為 ±0.1%。實(shí)驗(yàn)中，維持管程水流量恒定，使管內(nèi)流體處于湍流狀態(tài)，通過不斷改變殼程水流量，采用威爾遜圖解法（Wilson plot）[17]分離得到三葉膨脹管換熱器殼程換熱系數(shù)，殼程壓降則直接通過壓差變送器讀取，本實(shí)驗(yàn)中換熱系數(shù)和壓降的最大相對(duì)誤差分別為 ±1.56%、±1.84%。實(shí)驗(yàn)結(jié)果與模擬結(jié)果的對(duì)比如圖7所示，其中換熱系數(shù)最大誤差為19.6%，壓降最大誤差為23.1%，尚在工程應(yīng)用允許的誤差范圍內(nèi)。分析誤差產(chǎn)生的主要原因是計(jì)算模型對(duì)殼程流體進(jìn)出口橫向沖刷管束過程進(jìn)行了簡(jiǎn)化處理。

圖6 實(shí)驗(yàn)測(cè)試流程圖Fig. 6 Diagram of the experimental system

圖 7 實(shí)驗(yàn)值與模擬值對(duì)比：（a）殼程換熱系數(shù)；（b）殼程壓降Fig. 7 Comparison of experimental value and numerical value

3 結(jié)果與討論

三種不同三葉膨脹管換熱器殼程換熱系數(shù)與流速的變化關(guān)系如圖8所示，三種換熱器殼程換熱系數(shù)的增長(zhǎng)趨勢(shì)基本一致。在相同流速下，#1換熱器換熱系數(shù)最大，#3換熱器換熱系數(shù)最小，其中#1比#3殼程換熱系數(shù)提高10.9% ～ 20.7%。三種不同三葉膨脹管換熱器殼程壓降與流速的變化關(guān)系如圖 9所示，其中，#1換熱器殼程壓降增長(zhǎng)趨勢(shì)最快，#3換熱器殼程壓降增長(zhǎng)趨勢(shì)最為平緩。在相同流速下，#1換熱器壓降最大，#3換熱器壓降最小，其中#1比#3殼程壓降增加54.7% ～ 85.9%。

圖8 殼程換熱系數(shù)與流速之間的關(guān)系Fig. 8 Relation between shell-side heat transfer coefficient with velocity

圖9 殼程壓降與流速之間的關(guān)系Fig. 9 Relation between shell-side pressure drop with velocity

在實(shí)際工程應(yīng)用中，需要同時(shí)兼顧傳熱系數(shù)與壓降的大小，而且往往對(duì)換熱器壓降提出限制。本文首先采用殼程換熱系數(shù)與壓降的比值h/ΔP作為綜合評(píng)價(jià)因子對(duì)殼程性能進(jìn)行了對(duì)比。三種不同結(jié)構(gòu)參數(shù)換熱器的h/ΔP值與流速之間的變化曲線如圖10所示?？梢园l(fā)現(xiàn)，在相同流速下，#3的h/ΔP最高，#1最低，#3的h/ΔP平均比#1提高39.4% ～59.5%。表明相同殼程流速下，三葉膨脹管換熱器的管束結(jié)構(gòu)越緊湊，殼程流動(dòng)空間越小，則h/ΔP越低。三種不同結(jié)構(gòu)參數(shù)換熱器的h/ΔP與體積流量之間的變化曲線如圖11所示?？芍谙嗤w積流量下，#3的h/ΔP最高，#1則最低，這說明在相同的壓降和泵功耗下#3殼程擁有更高的換熱系數(shù)。為了更好地體現(xiàn)傳熱強(qiáng)化收益與流動(dòng)阻力代價(jià)，三種不同結(jié)構(gòu)參數(shù)換熱器殼程的Nu/f1/3與體積流量之間的變化曲線如圖12所示，從圖中看出，在相同體積流量下，三者相差不大，其中#3的Nu/f1/3最高，#1則最低。

圖10 殼程h/ΔP與流速之間的關(guān)系Fig. 10 Relation between shell-side h/ΔP with velocity

圖11 殼程h/ΔP與體積流量之間的關(guān)系Fig. 11 Relation between shell-side h/ΔP with volume flow rate

圖12 殼程N(yùn)u/f1/3與體積流量之間的關(guān)系Fig. 12 Relation between shell-side Nu/f1/3 with volume flow rate

4 流場(chǎng)顯示與分析

圖 13所示為#1換熱器殼程內(nèi)流線分布圖。從圖中可以看出，殼程流體流線為三維縱向旋流形態(tài)，在換熱管表面上下擾動(dòng)，呈現(xiàn)出紊流狀態(tài)，這是由于在靠近換熱管壁面附近處由于三葉膨脹管表面特殊的變曲率效應(yīng)，使得流線出現(xiàn)彎曲和螺旋。折流板換熱器殼程流線見圖14，流體往返折流，存在流動(dòng)死區(qū)，不利于換熱面積的有效利用。對(duì)比兩種不同的殼程流體流線，可以發(fā)現(xiàn)三葉膨脹管換熱器殼側(cè)流體由傳統(tǒng)換熱器中橫向沖刷的碰撞流變?yōu)榭v向流動(dòng)的摩擦流，將具有更低的殼程壓降及良好的“換熱?壓降”性能，而且不易誘導(dǎo)管束振動(dòng)，這點(diǎn)已經(jīng)在類似的自支撐縱向流換熱器中得到了證實(shí)[18]。

圖13 三葉膨脹管換熱器殼程流線圖Fig. 13 Shell-side stream traces of trefoil expansion tube heat exchanger

圖14 弓形折流板換熱器殼程流線圖[19]Fig. 14 Shell-side stream traces of segmental baffle heat exchanger[19]

圖15和圖16分別為#1、#2、#3三葉膨脹管換熱器出口截面處的溫度場(chǎng)和速度場(chǎng)云圖分布。可以發(fā)現(xiàn)，換熱器殼程流速和溫度的均勻度隨管束橫向間距的增大而降低，其中#1換熱器均勻度最好，而3#換熱器均勻度最差。這是由于管束橫向間距增大后，殼程緊湊度減小，造成流體流動(dòng)分布不均，出現(xiàn)局部漏流的現(xiàn)象，導(dǎo)致?lián)Q熱系數(shù)不佳。

圖15 出口處溫度云圖分布Fig. 15 Temperature distribution of outlet

圖16 出口處速度云圖分布Fig. 16 Velocity distribution of outlet

圖 17是#1、#2、#3三葉膨脹管換熱器殼程出口截面處的二次流云圖分布，二次流主要出現(xiàn)在換熱管壁面附近，這表明在管束徑向方向上，殼程流體產(chǎn)生了擾動(dòng)和混合。從圖中還可以看出1#換熱器中平均二次流最大，3#換熱器中最小，說明在相同情況下，管束結(jié)構(gòu)越緊湊，二次流越大。二次流的出現(xiàn)加強(qiáng)了流體主流區(qū)與近壁面區(qū)的徑向混合，促進(jìn)了對(duì)流換熱過程，結(jié)合溫度場(chǎng)和速度場(chǎng)分布圖分析可知，二次流越大，強(qiáng)化換熱效果越佳。

圖17 出口處二次流云圖分布Fig. 17 Secondary flow distribution of outlet

5 結(jié) 論

應(yīng)用FLUENT軟件首次對(duì)三葉膨脹管換熱器殼程強(qiáng)化傳熱特性展開了數(shù)值研究，并對(duì)三種不同橫向管束間距的三葉膨脹管換熱器進(jìn)行了對(duì)比分析，得到以下結(jié)論：

（1）在本文研究范圍內(nèi)，在殼程水流速和流量一致的情況下，管束橫向管間距越大的三葉膨脹管換熱器，殼程擁有更高的h/ΔP綜合性能和更低的壓降值。

（2）在三葉膨脹管換熱器殼程中，殼程流體流線呈現(xiàn)三維縱向旋流形態(tài)，二次流的出現(xiàn)改變了速度場(chǎng)和溫度場(chǎng)的分布，從而強(qiáng)化了換熱，二次流的強(qiáng)度隨著管束橫向間距的減小而增大。

（3）由于三葉膨脹管束的自支撐效應(yīng)，換熱管束有望僅通過在豎直方向上實(shí)現(xiàn)空間內(nèi)點(diǎn)接觸來達(dá)到固定管束的目的，下一步還需對(duì)該管束支撐方案的可靠性展開研究和驗(yàn)證。固定三葉膨脹管束豎向間距，通過變化管束橫向間距，改變殼程的緊湊度和流動(dòng)空間，從而對(duì)殼程流體的溫度場(chǎng)和速度場(chǎng)進(jìn)行控制，可匹配不同工程應(yīng)用場(chǎng)景下對(duì)傳熱與壓降二者大小的不同需求。