王 珂，劉佳奇，安 博，王永慶，劉遵超

(1.鄭州大學 力學與安全工程學院,鄭州 450002；2.鄭州大學 河南省過程傳熱與節(jié)能重點實驗室，鄭州 450002)

0 引言

換熱器作為能源動力轉換的核心設備，廣泛存在于核電、化工、制冷等多個行業(yè)和國民生活中[1-2]。管殼式換熱器是業(yè)內最常見的換熱設備之一，具有結構簡單、適應性強等諸多優(yōu)點[3-5]。其殼程裝配的弓形折流板、格柵支撐板等管束支撐結構[6]，一方面可以支撐管束，防止換熱管發(fā)生振動損壞；另一方面可以引導殼程工質產生不同的流動形式[7]，增加流體的擾動程度，提高換熱性能。

為了提升管殼式換熱器的殼程換熱效率，許多研究者對管束支撐結構不斷進行創(chuàng)新設計和優(yōu)化[8]。某公司研發(fā)的折流桿換熱器具有流阻小、易于清潔，且高雷諾數下傳熱效率高等諸多優(yōu)勢[9]?？墒牵谳^低流量工況下，殼程介質不易達到充分的湍流狀態(tài)，傳熱能力較弱[10]。WANG[11]使用激光多普勒測速儀對螺旋折流板換熱器的速度場進行了試驗研究，結果表明，螺旋折流板的最佳螺旋角取決于換熱器殼程工質的雷諾數。范繼珩等[12]針對弓形折流板換熱器流動阻力大的問題，對弓形板進行開孔處理，通過數值研究發(fā)現，殼程流動死區(qū)明顯減少，傳熱性能降低，但綜合性能同比增強。MELLAL等[13]數值研究了弓形折流板排布對換熱器傳熱的影響，得出折流板方位角為180°、折流板間距為64 mm是保證混合流動的最佳設計。古新等[14]通過設計正交試驗，綜合研究了扭轉流換熱器關鍵參數的影響，得出相鄰兩組折流板的間距是影響扭轉流換熱器殼程綜合性能的主要因素。

本文在已有的研究基礎上，提出杈式折流柵支撐結構，用來替換桿式折流柵，以進一步強化殼程傳熱效率，克服低流量下，折流桿換熱器換熱能力較差的局限。采用試驗和數值方法考察杈式折流柵對換熱器殼程流場和溫度場的影響，得出最佳結構參數，以探究杈式折流柵換熱器的適用工況范圍。研究結果與結論可為管殼式換熱器的優(yōu)化升級和更高效的能源利用提供參考。

1 計算模型與數值方法

1.1 幾何模型的構建

杈式折流柵固定安裝在管殼式換熱器的殼程中，由一個圓環(huán)和兩組折流片構成，其換熱器的整體模型如圖1所示。

圖1 杈式折流柵在管殼式換熱器中的安裝示意Fig.1 Schematic installation diagram of branch baffles in shell-and-tube heat exchanger

換熱器筒體內的幾何結構具有周期性，建立周期性全截面模型來研究其殼程性能，如圖2所示，計算模型的主要結構參數列于表1。

圖2 杈式折流柵換熱器周期性全截面簡化模型Fig.2 Periodic full section simplified model of branch baffle heat exchanger

表1 計算模型的主要結構參數Tab.1 Main structural parameters of the computational model

1.2 網格劃分與邊界條件設置

計算域選用非結構化四面體網格，對管壁劃分邊界層網格。網格數約370萬，傳熱系數和壓降的相對偏差分別為0.41%和0.28%，表明獲得了網格無關解。利用CFD數值模擬軟件FLUENT對湍流流動和傳熱進行數值模擬，湍流模型采用標準k-ε模型。以液態(tài)水為殼程介質，模型前后面為周期性邊界條件，質量流量入口，流體進口溫度設置為20 ℃，出口為壓力出口。換熱管壁溫為70 ℃恒溫，筒體內壁表面和折流柵壁面均為絕熱，不可滲透及無滑移邊界條件。在壓力-速度的耦合中應用SIMPLE算法進行求解，二階迎風格式用于離散動量和能量方程。為了保證殼程流體處于完全湍流的流動狀態(tài)，所研究的雷諾數Re介于6 700～20 000之間，Re的定義為：

(1)

(2)

式中,Re為殼程雷諾數；ρ為流體密度，kg·m-3；u為殼程流體平均流速，m·s-1；de為當量直徑，m；μ為整體溫度下流體的動力黏度，Pa·s；Lt為換熱管中心距，mm；do為換熱管外直徑，mm。

1.3 試驗系統與試驗驗證

換熱器試驗模型示意如圖3(a)所示，材料為有機玻璃?？紤]到激光器的折射，將換熱器殼體制作成長方體，換熱管外徑為19 mm，管中心距為30 mm，折流片定向角為45°，使激光能夠方便地聚焦在測量位置。根據試驗模型的大小等比例建立數值模型并進行計算。試驗裝置和試驗系統流程圖分別如圖4，5所示。

圖3 試驗模型尺寸與測量線位置Fig.3 Main parameters of the experimental model and location of the measurement line

圖4 試驗裝置Fig.4 Experimental setup diagram

圖5 試驗系統流程圖Fig.5 Experimental system flow chart

水箱中以自來水作為循環(huán)工質，其中添加空心玻璃珠作為示蹤粒子，在室溫下，使用激光多普勒測速儀[15-17](LDV)捕捉跟隨流體流動的示蹤粒子，利用Flowsizer軟件采集試驗數據。通過LDV對測量線上的多個特定點位進行測量，得到了每個測量點在z軸的速度分量。測量線位于(0，-15 mm，0)～(0，-15 mm，690 mm)，介于第1排換熱管與第2排換熱管的中間，與換熱管平行，如圖3(b)所示。

圖6示出了進口流量為4.5 m3/h時，試驗數據與模擬數據的對比，可以看出，數值模擬結果與試驗數據吻合較好，主流速度的平均誤差和最大相對誤差分別為7.71%和19.07%；數值結果與試驗結果都表現出明顯的周期性，且趨勢一致，可以判斷，數值模擬方法是準確的。

圖6 數值模擬結果與試驗結果的對比Fig.6 Comparison of numerical simulation values with experimental results

2 數據處理與結果分析

2.1 折流片定向角θ的影響

圖7示出了5種不同折流片定向角θ的換熱器傳熱系數h隨Re的變化情況。當θ一定時，Re越大，h就越大。Re相同時，θ在30°～60°的變化區(qū)間內，h隨θ的減少，先增大后減少，θ=37.5°時達到最大值。這是由于θ直接影響到流速的y軸速度分量，y軸速度分量增大，有利于削減熱管邊界層厚度，強化換熱性能?？墒牵敠冗^小時，左側的折流片阻擋了流體的流動，削弱了右側折流片的導流作用，因此，h不升反降。

圖7 折流片定向角對殼程傳熱系數的影響Fig.7 Influence of orientation angle of the baffles on heat transfer coefficient

折線之間的高度差代表著h的相對增量，由圖7可以看出，θ從60°減少到45°這一過程，h顯著提高；繼續(xù)減小到θ=30°，折線之間的間距收窄，在這期間h的變化并不明顯。這就意味著，定向角小于45°后，繼續(xù)減少夾角將不再是提高殼程傳熱系數的首選強化換熱方案。

圖8示出了5種不同折流片定向角θ的換熱器壓降Δp隨Re的變化情況。可以看出，在θ一定時，Re越大，Δp也就越大；Re相同時，θ在30°～60°的范圍內，Δp隨θ的減小而增加。

圖8 折流片定向角對殼程壓降的影響Fig.8 Influence of orientation angle of the baffles on shell-side pressure drop

使用性能評價標準(performance evaluation criterion,PEC)反映換熱器的整體綜合性能，表示如下[18]：

(3)

(4)

(5)

式中,Nu為Nusselt數;f為阻力系數;h為殼程對流傳熱系數，W·m-2·K-1;λ為導熱系數，W·m-2·K-1;Δp為殼程壓降，Pa·m-1；L為換熱管的長度，mm。

不同折流片定向角θ的換熱器PEC數隨Re的變化曲線，如圖9所示。不同θ的換熱器PEC數與Re呈正相關。θ=45°一直是最佳的折流片定向角配置參數。也就是說，在文中研究范圍內，杈式折流柵的最佳折流片定向角與雷諾數無關。為了進一步提升換熱器的殼程性能，以下選擇θ=45°時，將折流柵間距設置為40,70,100,130,160 mm，進行分析。

圖9 不同折流片定向角的換熱器綜合性能與Re的關系Fig.9 Relationship between comprehensive heat exchanger performance and Reynolds number at different orientation angles

2.2 折流柵間距Lb的影響

為了更好地解釋折流柵間距對整體的影響，引入無量綱間距η，表示折流柵間距與殼內徑的比，其定義為：

(6)

式中，Lb為折流柵間距；D為殼內徑，D≡204 mm，則折流柵間距160,130,100,70,40 mm無量綱化后，分別為0.784，0.637，0.49，0.343，0.196。

圖10示出了5種不同折流柵間距Lb的換熱器傳熱系數h相對于Re的變化情況。當Re在6 700～20 000的范圍內，5種換熱器的h均呈現出上升趨勢。在相同Re時，無量綱間距η越小，h就越大。減小折流柵間距與殼內徑的占比，可以增強管壁和殼壁附近的湍流和速度波動，傳熱系數因此增加。

圖10 折流柵間距對殼程傳熱系數的影響Fig.10 Influence of baffle spacing on shell-side heat transfer coefficient

圖11示出5種不同折流柵間距Lb的換熱器壓降Δp相對于Re的變化情況。

圖11 折流柵間距對殼程壓降的影響Fig.11 Influence of baffle spacing on shell-side pressure drop

從圖11可以看出，Re在6 700～20 000的范圍內，5種換熱器的Δp也都呈現出相同的上升趨勢。在相同Re下，壓降隨著Lb的縮短而變大。折線之間的高度差代表著相對壓降的增量，隨著η的縮小，Δp的增幅越來越大。當η小于0.343后，Δp急劇上升，這就意味著，過分縮短的Lb將大幅增加流動阻力，對換熱性能的負面影響也將成倍增加，因此，可以推測出杈式折流柵之間的距離如果小于殼內徑的34.3%，綜合性能可能會下降。

不同折流柵間距的管殼式換熱器PEC數隨Re的變化曲線，如圖12所示。5種換熱器的PEC數隨Re的增大而增大。在相同Re下，隨著Lb從160 mm縮短到40 mm，PEC數先增加后減少。當Lb=40 mm時，η=0.196，此時縮短間距帶來的強化換熱作用無法抵消顯著增長的流動阻力對綜合性能產生的負面影響，換熱器的綜合性能大打折扣，這個結果與之前的猜測相吻合，因此，建議杈式折流柵之間的間距大于殼內徑的19.6%。Re大于10 000后，Lb=70 mm的換熱器綜合性能超過Lb=100 mm的換熱器，成為最佳的折流柵間距配置參數，此時η=0.343。這些結果為合理設計及選擇折流柵的結構參數提供了依據。

圖12 不同折流板間距的換熱器綜合性能與Re的關系Fig.12 Relationship between comprehensive heat exchanger performance and Reynolds number at different baffle spacings

基于杈式折流柵換熱器的數值計算結果，采用最小二乘法，通過多元線性回歸[19]處理數據，給出了Re在6 700 ～ 20 000范圍內，殼程傳熱和壓降的經驗關聯式：

(7)

式中,Pr為流體普朗特數;μ，μw為流體特征溫度和換熱管壁溫下的動力黏度，Pa·s。

(8)

以上兩個經驗關聯式的適用范圍為:Re=6 700～20 000，θ=30°～60°，Lb=40～160 mm。

2.3 與折流桿換熱器的對比

2.3.1 殼程傳熱系數、壓降、綜合性能分析

由上述得出，當Lb=70 mm，θ=45°時，杈式折流柵換熱器的殼程綜合性能整體最優(yōu)，采用該參數下杈式折流柵換熱器與折流桿換熱器進行比較。對相同折流柵間距下，折流桿直徑為5 mm的折流桿換熱器進行數值模擬，對比兩者的殼程性能的差異。圖13示出兩種換熱器之間的殼程性能曲線的對比。隨著入口質量流量M的增加，兩種換熱器的殼程傳熱系數h和壓降Δp都隨之提升。M相同時，杈式折流柵換熱器的h是折流桿換熱器的2.7～3.0倍，Δp提高了14.2～18.5倍。

圖13 兩種換熱器殼程性能的對比Fig.13 Comparison of the shell-side performance of two kinds of heat exchanger

以折流桿換熱器作為參照對象，選用熱性能因子[20](The thermal performance factor,TEF)對換熱器進行比較，其定義為：

(9)

式中,Nu，f為杈式折流柵換熱器的殼程Nusselt數和阻力系數;Nu0，f0為折流桿換熱器的殼程Nusselt數和阻力系數。

圖14示出了TEF隨入口質量流量M的變化曲線。M介于2.2～14.5 kg·s-1之間，此時的Re介于3 000～20 000之間，TEF最小為1.021，最大值為1.240，意味著考察范圍內，杈式折流柵換熱器的綜合性能比折流桿換熱器提高2.1%～24.0%。TEF變化曲線隨M的增加呈下降趨勢，且斜率逐漸變緩，說明杈式折流柵支撐在較低雷諾數下，換熱優(yōu)勢更加突出，可以彌補折流桿換熱器低雷諾數下換熱效果的不足。

圖14 TEF數與入口質量流量的關系Fig.14 Relationship between TEF number and inlet mass flow rate

2.3.2 殼程流動特性對比

圖15示出M=9.75 kg·s-1時，杈式折流柵換熱器和折流桿換熱器的殼程速度流線分布。在折流桿換熱器中，殼程介質呈縱向流動，流動方向沒有明顯變化，具有一定降低流阻和抑制管束振動的優(yōu)勢[21],但折流桿的擾流作用較弱，殼程流速較低，傳熱能力不足；在杈式折流柵換熱器中，殼程流體呈現出斜向和縱向混合流動，由于貼壁射流的作用，介質從折流片之間的間隙射出，流動速度明顯增加，并快速發(fā)展為紊流，有助于強化對熱管表面的沖刷動量，促進介質與熱管相互作用后的局部混合，有利于強化換熱性能。殼程流速分布與桿式折流柵支撐相比，流動速度明顯增加，但是右側折流片后存在一定的低流速、漩渦區(qū)域，將在以后的工作中考慮其影響。

圖15 兩種換熱器的殼程速度流線分布Fig.15 Shell-side velocity streamline distribution of two types of heat exchanger

3 結論

本文建立了杈式折流柵換熱器和折流桿換熱器的周期性全截面模型，對其殼程流體流動和傳熱進行數值研究，加工了裝配杈式折流柵的管殼式換熱器的試驗模型，并使用LDV驗證了數值模型的準確性。得出以下結論。

(1)隨著折流片定向角的減小，傳熱系數先增大、后減小，壓降則不斷增大，綜合性能先增大、后減小。隨著雷諾數的改變，杈式折流柵最佳的折流片定向角均為45°，與雷諾數無關。

(2)隨著折流柵間距的減小，傳熱系數和壓降同步增大，但綜合性能表現出先增大、后減小的趨勢。最佳折流柵間距與雷諾數有關。當無量綱間距小于19.6%后，綜合性能顯著下降，因此建議折流柵之間的距離大于殼內徑的19.6%。

(3)緊湊的杈式折流柵支撐使換熱器殼程流體呈斜向流和射流混合流動，增大了殼程介質擾動程度，強化局部卷吸，流體可以很快地進入充分湍流狀態(tài)，對流換熱強度隨之提升。與折流桿換熱器相比，相同質量流量下，杈式折流柵換熱器的具有較高的殼程傳熱系數與壓降，綜合性能提高了2.1%～24.0%，尤其是在低流量下，換熱效率的提升更為明顯。