古新，宋帥，張大波，方運(yùn)閣，陳衛(wèi)杰，王永慶

（1 鄭州大學(xué)河南省過(guò)程傳熱與節(jié)能重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，河南鄭州450002； 2 中國(guó)煙草總公司鄭州煙草研究所，河南鄭州450002）

引 言

我國(guó)的換熱器產(chǎn)業(yè)起步晚，近年來(lái)得到了較快的發(fā)展，開(kāi)發(fā)出不同管束支撐結(jié)構(gòu)管殼式換熱器。隨著我國(guó)經(jīng)濟(jì)社會(huì)的不斷發(fā)展,人們對(duì)美好生活的日益向往,我國(guó)的換熱器企業(yè)將迎來(lái)廣闊的發(fā)展前景[1-5]。換熱器是使能量從熱流體傳遞到冷流體，來(lái)滿足規(guī)定工藝的裝置[6]。管殼式換熱器作為關(guān)鍵換熱設(shè)備，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單而緊湊、設(shè)計(jì)靈活、制造方便，使用后很容易進(jìn)行除垢作業(yè)，并且能承受高溫高壓和不同種類流體介質(zhì)的工作環(huán)境，換熱效率較高[7]?；谝陨戏N種優(yōu)點(diǎn)，管殼式換熱器廣泛應(yīng)用于化工、石油化工、電力、食品、制藥等工業(yè)領(lǐng)域[8-10]。綜合考慮能源與污染的問(wèn)題，優(yōu)化換熱器的設(shè)計(jì)參數(shù)、提高傳熱效率、減少能耗在工程領(lǐng)域中有重大意義[11]。

為提高管殼式換熱器綜合綜合性能，許多學(xué)者對(duì)殼側(cè)擋板結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)和優(yōu)化，以增強(qiáng)傳熱和降低流阻。例如，使用折流桿擋板[12]、整圓形折流板[13]、斜百葉片折流板[14]、簾式折流片[15-17]、弓形折流板[18-21]等來(lái)改變殼程流體流向。螺旋折流板支撐結(jié)構(gòu)[22-24]使流體在殼程形成“柱塞流”的形態(tài)，增大傳熱溫差;整體旋轉(zhuǎn)流動(dòng)可產(chǎn)生破壞換熱管壁邊界層的渦，減小邊界層厚度。當(dāng)前應(yīng)用和研究較多的是非連續(xù)螺旋折流板結(jié)構(gòu)，采用扇形或橢圓形平面板搭接而成，形成近似螺旋面的結(jié)構(gòu)，搭接方式可分為連續(xù)搭接、交錯(cuò)搭接和周向重疊搭接。古新等[25]結(jié)合換熱器殼程流體橫向流和縱向流的各自優(yōu)點(diǎn)，提出管殼式換熱器殼程流體斜向流動(dòng)，并研發(fā)出類梯形折流片管束支撐結(jié)構(gòu)。采用類梯形傾斜折流板作為換熱器殼程導(dǎo)流板，每組可以布置多塊折流板，相鄰兩組類梯形傾斜折流板呈正交布置，構(gòu)成一個(gè)周期。殼程流體流經(jīng)相鄰兩組類梯形傾斜折流板呈扭轉(zhuǎn)變向，呈現(xiàn)出周期性的“扭轉(zhuǎn)流”流動(dòng)形態(tài)。Gu 等[26]研究了類梯形折流板傾角、寬度、間距和數(shù)量等結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)扭轉(zhuǎn)流換熱器傳熱性能的影響規(guī)律。研究表明，類梯形折流板的傾角和間距對(duì)傳熱性能有顯著影響，折流板寬度的影響次之，折流板數(shù)量的影響作用最小。熊曉朝[27]與王通通[28]研究扭轉(zhuǎn)流換熱器與弓形折流板換熱器、螺旋折流板換熱器傳熱性能，結(jié)果表明：與弓形折流板換熱器相比，在同樣流速下，扭轉(zhuǎn)流換熱器傳熱系數(shù)提高12.43%～24.33%，綜合性能提高5.85%～9.06%。與螺旋流換熱器相比，在同樣流速下，扭轉(zhuǎn)流換熱器傳熱系數(shù)比螺旋流換熱器高49%～78%，而阻力因子較螺旋流換熱器高88%～94%，同等泵功下扭轉(zhuǎn)流換熱器殼程綜合性能較螺旋流換熱器提高約22%～44%。

為對(duì)殼程傳熱進(jìn)一步強(qiáng)化同時(shí)降低流動(dòng)阻力，本文提出采用傾斜正交布置的類直角梯形折流板代替常規(guī)折流板，以殼程流體雙扭轉(zhuǎn)流動(dòng)代替單扭轉(zhuǎn)流動(dòng)，研究其殼程的換熱和流體流動(dòng)性能，進(jìn)而獲得新型換熱器的綜合性能，揭示該新型管殼式換熱器殼程傳熱強(qiáng)化與降阻機(jī)理。

1 數(shù)值研究與計(jì)算

1.1 物理模型

雙扭轉(zhuǎn)流換熱器殼側(cè)的幾何結(jié)構(gòu)沿著流體流動(dòng)方向是周期性的。殼體側(cè)的整個(gè)流動(dòng)區(qū)可分為入口段、充分發(fā)展的周期段和出口段[29]。一般情況下，流動(dòng)換熱區(qū)大多屬于完全發(fā)展的周期段，流動(dòng)換熱性能基本上代表殼側(cè)的整體性能。充分發(fā)展的周期段經(jīng)常被選擇作為研究對(duì)象[30]。通過(guò)對(duì)殼側(cè)幾何結(jié)構(gòu)的適當(dāng)簡(jiǎn)化，利用solidworks軟件建立物理模型，扭轉(zhuǎn)流換熱器如圖1（a）所示，管束支撐結(jié)構(gòu)為類梯形的折流板組合，類梯形折流板在殼程的正交分布，誘導(dǎo)流體呈現(xiàn)扭轉(zhuǎn)流的流動(dòng)形態(tài)。雙扭轉(zhuǎn)流換熱器如圖1（b）所示，殼程折流板兩兩正交排布，誘導(dǎo)流體呈現(xiàn)兩股扭轉(zhuǎn)的流動(dòng)。本文計(jì)算模型包括雙扭轉(zhuǎn)流換熱器、扭轉(zhuǎn)流換熱器。換熱器換熱管束采用三角形布管方式，折流板、折流片等間距排布，兩種換熱器周期全截面模型和管束支撐和流體擾流元件結(jié)構(gòu)示意圖如圖2所示。模型結(jié)構(gòu)參數(shù)列于表1。

圖1 兩種換熱器殼程結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖Fig.1 Schematic diagram of the shell side structure of the heat exchanger

圖2 換熱器周期全截面計(jì)算模型和內(nèi)部結(jié)構(gòu)參數(shù)Fig.2 The calculation model and internal structural parameters of the heat exchanger cycle full section

1.2 控制方程

計(jì)算域內(nèi)質(zhì)量、動(dòng)量、能量和湍流動(dòng)能及損失的控制方程如下:

質(zhì)量守恒方程（連續(xù)性方程）

表1 換熱器模型基本結(jié)構(gòu)參數(shù)Table 1 Basic structure parameters of the heat exchanger model

動(dòng)量守恒方程

能量守恒方程

式中，E為流體微團(tuán)總能，keff為有效熱導(dǎo)率，Jj為對(duì)應(yīng)組分的擴(kuò)散通量，Sh為體積熱源項(xiàng)。

1.3 網(wǎng)格劃分

圖3 網(wǎng)格劃分示意圖Fig.3 Schematic diagram of meshing

圖4 獨(dú)立性驗(yàn)證Fig.4 Independence verification

計(jì)算模型進(jìn)行非結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格劃分，對(duì)于零部件多、結(jié)構(gòu)復(fù)雜的雙扭轉(zhuǎn)流換熱器三維立體模型，宜采用正四面體非結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格，針對(duì)折流板、筒壁、管壁等邊界層影響較大的區(qū)域設(shè)置加密網(wǎng)格。計(jì)算模型網(wǎng)格如圖3 所示。采用5 種不同的網(wǎng)格數(shù)進(jìn)行獨(dú)立性驗(yàn)證，如圖4 所示，在網(wǎng)格數(shù)為3914797 個(gè)時(shí)傳熱系數(shù)基本穩(wěn)定，與網(wǎng)格數(shù)為4254825 個(gè)的傳熱系數(shù)相比，誤差在1.5%內(nèi)，考慮模擬計(jì)算的時(shí)間及空間復(fù)雜度，在允許誤差范圍內(nèi)最終選用3914797網(wǎng)格數(shù)。

1.4 邊界條件和計(jì)算方法

采用SIMPLE 算法對(duì)壓力和速度進(jìn)行耦合，差分格式采用二階迎風(fēng)格式對(duì)動(dòng)量、能量、湍動(dòng)能和湍流耗散率進(jìn)行離散，湍流計(jì)算模型采用RNG k-ε模型，在該模型的推導(dǎo)過(guò)程中，Re 在5000～15000 之間，流動(dòng)是完全湍流的。與雷諾應(yīng)力模型和大渦模擬模型相比，該模型計(jì)算時(shí)間短，內(nèi)存占用少。此外，該模型還能較準(zhǔn)確地預(yù)測(cè)近壁面區(qū)域，對(duì)計(jì)算傳熱具有重要意義。收斂準(zhǔn)則對(duì)連續(xù)性和速度分量曲線殘差達(dá)到10-5，能量殘差曲線到達(dá)10-7。由于新型雙扭轉(zhuǎn)流換熱器數(shù)值計(jì)算模型為周期性全截面模型，其管內(nèi)和殼程進(jìn)出口截面均設(shè)為周期性邊界條件。如圖5 所示,以雙扭轉(zhuǎn)流換熱器為例，設(shè)置平移周期邊界條件，殼程流體為水，Side a 采用質(zhì)量流量，溫度設(shè)置為293.15 K，換熱管壁溫恒定為393.15 K。

圖5 邊界條件示意圖Fig.5 Schematic diagram of boundary conditions

2 計(jì)算結(jié)果與討論

2.1 殼程傳熱系數(shù)、壓降、綜合性能分析

傳熱系數(shù)和壓降隨著質(zhì)量流量的變化如圖6、圖7 所示，兩種換熱器的傳熱系數(shù)與壓降都隨著進(jìn)口質(zhì)量流量的增加而增大，在相同的質(zhì)量流量下雙扭轉(zhuǎn)流換熱器的傳熱系數(shù)略低于扭轉(zhuǎn)流換熱器，而扭轉(zhuǎn)流換熱器的壓降比雙扭轉(zhuǎn)流換熱器大很多。從數(shù)值模擬計(jì)算結(jié)果來(lái)看，雙扭轉(zhuǎn)流換熱器的傳熱系數(shù)相比扭轉(zhuǎn)流換熱器降低24.4%～27.9%，而壓降比扭轉(zhuǎn)流換熱器降低63.3%～71.0%，相比來(lái)說(shuō)，雙扭轉(zhuǎn)流換熱器的壓降降低明顯，是因?yàn)殡p扭轉(zhuǎn)換熱器殼程流體流動(dòng)被分為兩股螺旋的流動(dòng)，降低了流動(dòng)阻力。

為了更準(zhǔn)確地反映強(qiáng)化傳熱性能，從相同輸送功率熱量傳遞大小的觀點(diǎn)出發(fā)，提出了PEC 準(zhǔn)則[31]，相關(guān)表達(dá)式如下：

圖6 傳熱系數(shù)隨質(zhì)量流量的變化Fig.6 Changes of heat transfer coefficient with mass flow

圖7 壓降隨質(zhì)量流量的變化Fig.7 Changes of pressure drop with mass flow

式中，Nu 為Nusselt 數(shù)；f 為摩擦因子；d0為換熱管直徑，m；λ 為熱導(dǎo)率，W·(m?K)-1；de為當(dāng)量直徑，m；l 為殼體長(zhǎng)度，m；ρ 為流體密度，kg·m-3；u 為流體特征流速，m·s-1。如圖8所示，雙扭轉(zhuǎn)流換熱器相較于扭轉(zhuǎn)流換熱器綜合性能提高1.2%～4.1%。在質(zhì)量流量較大時(shí)，雙扭轉(zhuǎn)流換熱器綜合性能提高明顯。

圖8 綜合性能Fig.8 Comprehensive performance

2.2 殼程流動(dòng)特征

圖9 殼程流線圖Fig.9 Streamline diagram of shell side

圖10 換熱器殼程縱向截面速度云圖Fig.10 The velocity cloud diagram of the longitudinal section of the shell side of the heat exchanger

圖11 換熱器殼程橫向截面速度云圖Fig.11 The velocity cloud diagram of the transverse section of the shell side of the heat exchanger

如圖9所示，在相同質(zhì)量流量下，對(duì)于扭轉(zhuǎn)流換熱器，流體進(jìn)入殼程區(qū)域，經(jīng)過(guò)折流片,由于折流片間距變窄，使其速度增加，且折流板之間流速大于雙扭轉(zhuǎn)換熱器折流板間流速，形成漩渦尾流，下游流體的湍流度增大，呈現(xiàn)出流體速度“加速-減速-再加速”的過(guò)程，減薄邊界層，達(dá)到增強(qiáng)換熱的目的。而對(duì)于雙扭轉(zhuǎn)流換熱器，流體首先充滿入口段，經(jīng)折流板導(dǎo)流作用流體被分散為兩股流體，在之后的流動(dòng)過(guò)程中會(huì)由于折流板的布置方向而使每股流體沿45°方向斜向流動(dòng)，隨后進(jìn)入下一組折流板，由于相鄰兩組折流板正交排布，恰好使得流體形成類似于螺旋流的流動(dòng)形態(tài)，流動(dòng)相對(duì)于扭轉(zhuǎn)流換熱器穩(wěn)定，降低殼程的流動(dòng)阻力，以此達(dá)到綜合利用斜向流和螺旋流各自優(yōu)點(diǎn)的目的。

圖10 為雙扭轉(zhuǎn)流換熱器和扭轉(zhuǎn)流換熱器在質(zhì)量流量為3.9 kg·s-1時(shí)的速度矢量分布云圖，其截面位置處于換熱器第一組折流板中間徑向截面。從圖中可以看出雙扭轉(zhuǎn)換熱器在筒體處流速較大，不利于強(qiáng)化傳熱，而扭轉(zhuǎn)流換熱器換熱管處速度分布比雙扭轉(zhuǎn)流換熱器密集，從而增加了對(duì)管壁的沖刷作用，削弱了熱邊界層的厚度，使其傳熱系數(shù)相對(duì)較大，因此扭轉(zhuǎn)流換熱器傳熱系數(shù)大于雙扭轉(zhuǎn)流換熱器。圖11 為質(zhì)量流量為3.9 kg·s-1時(shí)的截面速度云圖，其截面位置處于換熱器管束軸向截面。從圖中可以看出扭轉(zhuǎn)流換熱器在折流板背面處速度明顯較高，有助于提高殼側(cè)流體的擾動(dòng)程度，增強(qiáng)傳熱能力。雙扭轉(zhuǎn)流換熱器整體速度分布比較均勻，因而扭轉(zhuǎn)流換熱器傳熱系數(shù)相對(duì)較大。兩種云圖分布都證明扭轉(zhuǎn)流換熱器傳熱系數(shù)大于雙扭轉(zhuǎn)流換熱器。

2.3 場(chǎng)協(xié)同分析

場(chǎng)協(xié)同分析認(rèn)為對(duì)流傳熱性能與流場(chǎng)速度場(chǎng)和溫度場(chǎng)的協(xié)同性有關(guān)，協(xié)同角越小，換熱性能越優(yōu)。并且場(chǎng)協(xié)同原理在換熱領(lǐng)域方面能夠得出合理的揭示，因此可以作為一種評(píng)價(jià)指標(biāo)，本文利用該原理對(duì)換熱器結(jié)構(gòu)傳熱進(jìn)行分析。

何雅玲等[32]提出速度場(chǎng)與壓力場(chǎng)協(xié)同原理，流體速度與壓力梯度協(xié)同角β 的值越大，兩者協(xié)同性越好，流體流動(dòng)阻力越低，引起的壓降就越小。據(jù)此可以認(rèn)為流體壓降大小與速度與壓力梯度協(xié)同角β呈正相關(guān)的作用。其中，流體速度與溫度梯度、壓力梯度協(xié)同角α、β的計(jì)算公式分別為：

在Tecplot中對(duì)式(7)、式(8)進(jìn)行編碼計(jì)算。

圖12中是殼程流量為3.9 kg·s-1時(shí)，換熱器殼程橫截面速度與溫度協(xié)同角分布，由數(shù)值模擬結(jié)果算出雙扭轉(zhuǎn)流換熱器與扭轉(zhuǎn)流換熱器速度與溫度梯度的平均協(xié)同角分別為74.13°和70.14°。扭轉(zhuǎn)流換熱器速度與溫度梯度協(xié)同角更小，故傳熱系數(shù)較大。

圖13中是殼程流量為3.9 kg·s-1時(shí)，換熱器殼程橫截面速度與壓力梯度協(xié)同角分布，由數(shù)值模擬結(jié)果算出雙扭轉(zhuǎn)流換熱器與扭轉(zhuǎn)流換熱器速度與壓力梯度平均協(xié)同角分別為73.07°和70.51°。雙扭轉(zhuǎn)流換熱器速度與壓力梯度協(xié)同角略大于扭轉(zhuǎn)流換熱器，流動(dòng)阻力相對(duì)較小。

3 實(shí)驗(yàn)研究

3.1 實(shí)驗(yàn)流程

為驗(yàn)證數(shù)值計(jì)算結(jié)果的準(zhǔn)確性，采用LDV 對(duì)流體流速進(jìn)行測(cè)量。實(shí)驗(yàn)流程見(jiàn)圖14。水箱內(nèi)為循環(huán)水，循環(huán)水溫度為室溫。循環(huán)水由抽水泵從儲(chǔ)水箱內(nèi)抽出，依次經(jīng)過(guò)進(jìn)水閥門、轉(zhuǎn)子流量計(jì)和異形片式換熱器實(shí)驗(yàn)?zāi)Ｐ?。換熱器內(nèi)的水通過(guò)出口流回水箱循環(huán)利用。實(shí)驗(yàn)開(kāi)始前，在注滿水的水箱內(nèi)加入適量的示蹤粒子，并攪拌均勻。接著調(diào)節(jié)進(jìn)水閥門和回水閥門，使轉(zhuǎn)子流量計(jì)顯示實(shí)驗(yàn)所要求的流量值。當(dāng)流量穩(wěn)定時(shí)，使用激光多普勒測(cè)速儀捕捉示蹤粒子，通過(guò)Flowsizer 軟件處理，得到測(cè)量位置的速度值[33]。

實(shí)驗(yàn)中所用儀表匯總于表2。

圖15為實(shí)驗(yàn)過(guò)程中使用扭轉(zhuǎn)流換熱器模型，材料選用為有機(jī)玻璃，使用有機(jī)溶劑進(jìn)行黏合，在外圍用長(zhǎng)螺栓進(jìn)行加固。由于激光需要順利匯聚換熱管間隙，且不能相互遮擋，因此采用正方形布管。

圖12 速度與溫度梯度分布Fig.12 Gradient distribution of speed and temperature

圖13 速度與壓力梯度分布Fig.13 Gradient distribution of velocity and pressure

圖14 實(shí)驗(yàn)流程圖Fig.14 Experimental flowchart

表2 實(shí)驗(yàn)用儀表匯總Table 2 Summary of experimental instruments

圖15 實(shí)驗(yàn)?zāi)Ｐ虵ig.15 Experimental model

實(shí)驗(yàn)測(cè)量點(diǎn)的選取應(yīng)該盡可能避開(kāi)換熱器進(jìn)出口及容易產(chǎn)生氣泡滯留的區(qū)域，同時(shí)盡量避開(kāi)遮蔽物，保證激光光束可以直接到達(dá)測(cè)量點(diǎn)，如圖16所示。在驗(yàn)證線上分別選取相鄰兩組折流板中點(diǎn)為測(cè)量點(diǎn)，測(cè)量縱向速度分量、橫向速度分量與模擬結(jié)果的速度分量。

3.2 實(shí)驗(yàn)結(jié)果

垂直于換熱管方向的速度分量是橫向速度分量，平行于換熱管方向的速度分量是縱向速度分量。數(shù)值模擬與實(shí)驗(yàn)結(jié)果如圖17 所示。從圖中可以看出扭轉(zhuǎn)流換熱器殼程流體存在明顯的周期性流動(dòng)趨勢(shì)，驗(yàn)證線橫向速度與縱向速度的實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)與數(shù)值模擬結(jié)果吻合較好,最大相對(duì)誤差在18%允許誤差范圍內(nèi)，驗(yàn)證了數(shù)值模擬結(jié)果的準(zhǔn)確性和可靠性。造成誤差的原因是因?yàn)槟Ｐ徒⑦^(guò)程中未考慮管箱、法蘭、進(jìn)出口接管結(jié)構(gòu)，忽略了折流板與管束之間的縫隙等；其次模型在加工制造時(shí)進(jìn)行了簡(jiǎn)化，由于加工誤差造成實(shí)驗(yàn)?zāi)Ｐ蛶缀纬叽缗c數(shù)值模擬的模型不完全一致，在實(shí)驗(yàn)過(guò)程中，激光焦點(diǎn)的幾何位置等也會(huì)在一點(diǎn)程度上造成兩者結(jié)果間的誤差。

圖16 實(shí)驗(yàn)?zāi)Ｐ万?yàn)證線Fig.16 Verification line of experimental model

圖17 實(shí)驗(yàn)結(jié)果Fig.17 Experimental results

4 結(jié) 論

（1）對(duì)雙扭轉(zhuǎn)流換熱器流場(chǎng)分析，流體因?qū)Я靼宓恼徊贾梅绞綍?huì)發(fā)生雙扭轉(zhuǎn)變向流動(dòng)，產(chǎn)生螺旋流動(dòng)，將流速較高流體分布在筒體附近，不利于沖刷管壁。扭轉(zhuǎn)流換熱器殼程流體速度與溫度梯度協(xié)同性較好，有利于強(qiáng)化對(duì)流換熱，殼程傳熱系數(shù)較大，因此雙扭轉(zhuǎn)流傳熱器傳熱系數(shù)相對(duì)類梯形折流板換熱器降低24.4%～27.9%。

（2）雙扭轉(zhuǎn)流換熱器速度與壓力梯度協(xié)同角與類梯形折流板換熱器相比較大，流體流動(dòng)阻力相對(duì)較小，因此雙扭轉(zhuǎn)流換熱器壓降相對(duì)類梯形折流板換熱器壓降降低63.3%～71.0%。利用場(chǎng)協(xié)同原理揭示了雙扭轉(zhuǎn)流換熱器降低阻力的內(nèi)在機(jī)理。

（3）通過(guò)實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證周期模型的適用性，驗(yàn)證了數(shù)值模擬方法的可靠性。

符 號(hào) 說(shuō) 明

B——折流板間距，m

D——換熱器殼程內(nèi)徑，m

d0——換熱管外徑，m

f——阻力因子

h——對(duì)流傳熱系數(shù)，W·m-2·K-1

L——筒體長(zhǎng)度，m

Nu——Nusselt 數(shù)

Δp——?dú)こ虊航?，Pa·m-1

tp——管間距，m

u——特征流速，m·s-1

Va——垂直于換熱管方向的速度分量，m·s-1

Vb——平行于換熱管方向的速度分量，m·s-1

W——折流板寬度，m

Z——驗(yàn)證線上測(cè)量點(diǎn)與原點(diǎn)長(zhǎng)度，m

α——速度與溫度梯度協(xié)同角，(°)

β——速度與溫度梯度協(xié)同角，(°)

θ——導(dǎo)流板傾斜角度，(°)

ρ——流體密度，kg·m-3