范雅婷， 李亞子， 雷勇剛， 杜保存

(太原理工大學(xué) 土木工程學(xué)院， 山西 太原 030024)

管殼式換熱器作為重要的工業(yè)設(shè)備廣泛應(yīng)用于能源動(dòng)力、石油化工、冶金電力等工業(yè)領(lǐng)域[1-2].其中最為傳統(tǒng)的換熱器結(jié)構(gòu)是弓形折流板換熱器，換熱器殼程支撐結(jié)構(gòu)簡單、穩(wěn)定性良好，但殼程流場為“Z”字形，存在沿程壓降大、流動(dòng)死區(qū)大和傳熱效率低等問題[3-6].

對(duì)流場分析后不難發(fā)現(xiàn)，減少流體對(duì)管束的橫向沖刷可大大降低殼側(cè)流動(dòng)阻力，降低能耗.因此，文獻(xiàn)[7-9]提出折流桿換熱器，換熱器殼程與管程的流體基本上實(shí)現(xiàn)完全逆流，增大有效溫差，消除弓形折流板的傳熱死區(qū)，避免流體橫向沖刷管束.螺旋折流板換熱器殼側(cè)形成螺旋狀受限外流，可以有效降低殼側(cè)流動(dòng)阻力，該流場速度分布均勻，單位壓降下殼側(cè)換熱系數(shù)較高[10].張麗等[11]研究正交螺旋坐標(biāo)系下殼側(cè)螺旋通道中的流場結(jié)構(gòu)，結(jié)果表明，螺旋升角越小的換熱器傳熱效果越好，但壓降也越大.Chen等[12]提出一種折流板環(huán)向重疊三折螺旋折流板殼管式換熱器，有效地抑制相鄰折流板之間三角形區(qū)域的反向泄漏，具有更好的傳熱性能和綜合性能.Gu等[13]研究不同幾何結(jié)構(gòu)的單梯式螺旋折流板換熱器的流動(dòng)和傳熱性能，螺旋折流板方案均優(yōu)于弓形折流板方案.Du等[14]提出變橢圓管布置的連續(xù)螺旋折流板換熱器的優(yōu)化設(shè)計(jì)方案，該方案可以改善充分發(fā)展段的傳熱，并在一定程度上減小管束后側(cè)的渦流.Chen等[15]提出一種新型的單邊梯形螺旋折流板殼管換熱器結(jié)構(gòu)，相較于弓形折流板殼管式換熱器，換熱和壓降性能具有一定的優(yōu)越性.

圖1 交錯(cuò)百葉折流板管殼式換熱器殼側(cè)結(jié)構(gòu)Fig.1 Shell side structure of shell and tube heat exchanger with staggered louver baffle

由于殼側(cè)支撐結(jié)構(gòu)的復(fù)雜性較難廣泛利用，文獻(xiàn)[16-17]提出斜百葉片支撐結(jié)構(gòu).該結(jié)構(gòu)殼側(cè)流場均勻，能大大降低流動(dòng)阻力，減少泵功耗，換熱器綜合性能優(yōu)于傳統(tǒng)弓形折流換熱器.本文通過三維數(shù)值模擬，對(duì)不同周期下的交錯(cuò)百葉折流板管殼式換熱器殼側(cè)流場、溫度場的傳熱和阻力性能進(jìn)行研究.

1 物理模型

交錯(cuò)百葉折流板管殼式換熱器殼側(cè)結(jié)構(gòu)，如圖1所示.圖1中：殼側(cè)由管束及百葉折流板組兩部分組成.削減弓形折流板底部的四分之一后，平均分3份，再以每一個(gè)百葉折流片中心點(diǎn)所在的x軸(紅色)為旋轉(zhuǎn)軸，逆時(shí)針旋轉(zhuǎn)α角度，最后，將旋轉(zhuǎn)后的3個(gè)百葉折流片固定到百葉折流圈的導(dǎo)軌中，形成一個(gè)百葉折流板組.為方便描述，將靠近管側(cè)出口的百葉折流板定義為第一組百葉折流板.第二組百葉折流板組由第一組的百葉折流板組繞Z軸(藍(lán)色)順時(shí)針旋轉(zhuǎn)β角度形成.

管束布置形式，如圖2所示.圖2中：d0為管束外徑；p為換熱管間距.換熱器結(jié)構(gòu)，如圖3所示.模型幾何參數(shù)，如表1所示.表1中：D為殼體直徑；N為管束數(shù)量；w為百葉折流板寬度；din，dout為進(jìn)、出口直徑；L為換熱管有效長度；l為百葉折流板間距；換熱管排列方式為三角.

圖2 管束布置形式 圖3 換熱器結(jié)構(gòu) Fig.2 Layout of tube bundle Fig.3 Structure of heat exchanger

表1 模型幾何參數(shù)Tab.1 Geometric parameters of model

2 數(shù)值計(jì)算

2.1 控制方程

通過三維數(shù)值計(jì)算的質(zhì)量守恒方程為

(1)

動(dòng)量守恒方程為

(2)

能量守恒方程為

(3)

k方程為

(4)

ε方程為

(5)

式(1)～(5)中：xi為坐標(biāo)位置；ui為xi方向上的平均速度分量；ρ為流體密度；p為平均壓力；k為湍流脈動(dòng)動(dòng)能；ε為流體脈動(dòng)動(dòng)能的耗散率；ηt為紊流黏性系數(shù)，ηt=cμρk2/ε；c1，c2，cμ為經(jīng)驗(yàn)系數(shù)；cp為水的比熱容；Gk為湍流動(dòng)能的產(chǎn)生項(xiàng).

2.2 邊界條件及數(shù)值計(jì)算方法

以水為流動(dòng)介質(zhì)，物性恒定.邊界條件設(shè)置如下：外殼為絕熱邊界條件；百葉折流板表面為耦合面；換熱管管壁溫度恒為298 K；流體入口為速度入口；質(zhì)量流量(Ms)為2～6 kg·s-1；溫度為323 K；出口為壓力出口.在壁面采用標(biāo)準(zhǔn)壁面函數(shù)法，無滑移壁面條件.

模型計(jì)算流場為全三維流場，湍流模型采用RNG-k模型，用有限容積法離散控制方程，求解離散方程時(shí)均采用QUICK格式，用SIMPLE算法耦合計(jì)算壓力與速度.

2.3 數(shù)據(jù)處理

換熱器殼側(cè)壓降對(duì)換熱器性能進(jìn)行分析，有

Q=m·cp·(Tout-Tin)，

(6)

(7)

(8)

A=nπdl，

(9)

ΔP=Pin-Pout.

(10)

式(6)～(10)中：Q為對(duì)流換熱量；m為換熱流體的質(zhì)量；h為對(duì)流換熱系數(shù)；ΔTm為對(duì)流換熱溫差；Tin和Tout分別為換熱器進(jìn)口和出口的溫度；Tw是換熱管束管壁的溫度；A為對(duì)流換熱的換熱面積；n為換熱管數(shù)量；d為管束直徑；l為換熱管有效長度.

2.4 網(wǎng)格生成及獨(dú)立性

5套不同的網(wǎng)格密度(G)分別為372 230，614 112，847 687，1 285 711，1 612 489.網(wǎng)格截面圖，如圖4所示.網(wǎng)格獨(dú)立性試驗(yàn)結(jié)果，如圖5所示.圖5中：ΔP為壓降.綜合考慮其時(shí)間成本和準(zhǔn)確性，文中數(shù)值模擬采用第4套網(wǎng)格進(jìn)行計(jì)算.

圖4 網(wǎng)格截面圖 圖5 網(wǎng)格獨(dú)立性考核 Fig.4 Cross-section of grid Fig.5 Assessment of grid independence

圖6 模擬數(shù)據(jù)與計(jì)算數(shù)據(jù)對(duì)比Fig.6 Comparison between simulation datas and calculation datas

2.5 模型有效性驗(yàn)證

為驗(yàn)證計(jì)算方法和模型的可靠性，對(duì)具有相同幾何參數(shù)的弓形折流板換熱器進(jìn)行數(shù)值模擬，并采用Bell-Delaware法[18]計(jì)算壓降，模擬數(shù)據(jù)與計(jì)算數(shù)據(jù)對(duì)比，如圖6所示.由圖6可知：數(shù)值模擬壓降隨著質(zhì)量流量的增大而增加，與實(shí)驗(yàn)經(jīng)驗(yàn)公式結(jié)果趨勢(shì)一致.由于實(shí)驗(yàn)經(jīng)驗(yàn)公式考慮了百葉折流板上管子和管孔之間的泄流、百葉折流板外緣與殼內(nèi)壁之間泄流的影響，而數(shù)值模擬中的部件緊密相連.因此，實(shí)驗(yàn)經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算結(jié)果小于數(shù)值模擬計(jì)算，兩種結(jié)果偏差小于15%，充分說明數(shù)值模擬計(jì)算的可靠性.

3 計(jì)算結(jié)果與分析

3.1 流場分析

弓形折流板換熱器百葉折流板組數(shù)為12時(shí)的殼側(cè)流場分布，如圖7所示.“12-45-60”交錯(cuò)百葉折流板管殼式換熱器(簡稱新型折流板換熱器)殼側(cè)流場分布，如圖8所示.

由圖7可知：弓形折流板換熱器殼側(cè)流體流動(dòng)呈現(xiàn)“Z”字形，流動(dòng)分布不均，百葉折流板缺口處流速大，而百葉折流板后流速較低，形成流動(dòng)死區(qū)及回流區(qū)，不利于流動(dòng)傳熱.由圖8可知：新型折流板換熱器流體的流動(dòng)近似于螺旋流，在一定程度上破壞了邊界層，有利于傳熱，流動(dòng)分布均勻，減少了在百葉折流板后形成的流動(dòng)死區(qū)和回流區(qū)，有利于降低壓降，進(jìn)而減小泵功的消耗.

圖7 弓形折流板換熱器殼側(cè)流場分布 圖8 新型折流板換熱器殼側(cè)流場分布Fig.7 Flow field distribution of shell side of Fig.8 Flow field distribution of shell side of segmental baffle heat exchanger new baffle heat exchanger

3.2 溫度場分析

弓形折流板換熱器殼側(cè)溫度分布，如圖9所示.由圖9可知：弓形折流板換熱器殼側(cè)溫度分布不均勻，尤其是百葉折流板后，溫度下降較大.在質(zhì)量流量為6 kg·s-1時(shí)，新型折流板換熱器殼側(cè)溫度分布，如圖10所示.由圖10可知：新型折流板換熱器溫度分布較為均勻，沿流動(dòng)方向溫度逐漸下降；百葉折流板前后的溫度變化比較均勻；相比于弓形折流板換熱器，新型折流板換熱器出口處的溫度略高.

圖9 弓形折流板換熱器殼側(cè)溫度分布 圖10 新型折流板換熱器殼側(cè)溫度分布Fig.9 Temperature distribution of shell side of Fig.10 Temperature distribution of shell side of segmental baffle heat exchanger new baffle heat exchanger

由圖9～10可知：當(dāng)流體流速較低時(shí)，流體與換熱管束接觸時(shí)間更長，換熱更充分，溫度降低更明顯，換熱效果越好；對(duì)于弓形折流板換熱器，百葉折流板形成更多的回流區(qū)和死區(qū)，流體流動(dòng)較為平緩.

3.3 交錯(cuò)百葉折流板換熱器的性能

對(duì)百葉折流片傾角的新型管殼式換熱器入口質(zhì)量流量為2～6 kg·s-1、百葉折流板組數(shù)為12、百葉折流片傾角取值為45°、相鄰百葉折流板組夾角為60°進(jìn)行數(shù)值模擬研究.換熱器殼側(cè)壓降隨著質(zhì)量流量的變化，如圖11所示.單位壓降傳熱系數(shù)(h/ΔP)隨著質(zhì)量流量的變化，如圖12所示.

圖11 換熱器殼側(cè)壓降隨著質(zhì)量流量的變化 圖12 單位壓降傳熱系數(shù)隨著質(zhì)量流量的變化 Fig.11 Variations of pressure drop with mass Fig.12 Variations of heat transfer coefficien offlow rate in shell side of heat exchanger unit pressure drop with mass flow rate

由圖11可知：與弓形折流板換熱器相比，新型折流板換熱器殼側(cè)壓降顯著降低，降低74.79%～75.41%.這是由于百葉折流板上有3片百葉折流片，殼側(cè)流體順著百葉折流板板間隙流動(dòng)，減輕流體的阻擋作用，有效減少了流體在百葉折流板后形成的流動(dòng)死區(qū)，在百葉折流板處形成的壓降大大減小.

出于對(duì)高效節(jié)能的考慮，單方面地強(qiáng)調(diào)提高傳熱系數(shù)或降低泵功消耗都是不合理的，應(yīng)綜合考慮傳熱和泵功消耗，采用單位壓降的傳熱系數(shù)進(jìn)行綜合性能評(píng)價(jià).由圖12可知：新型折流板換熱器及弓形折流板換熱器的單位壓降傳熱系數(shù)均隨著質(zhì)量流量的增大而減?。辉谕毁|(zhì)量流量下，新型折流板換熱器的綜合性能優(yōu)于弓形折流板，且最高可提高110.51%，充分說明了新型結(jié)構(gòu)有著明顯的高效節(jié)能效果.這是由于與弓形折流板相比，流體流經(jīng)百葉折流板，明顯減輕了百葉折流板對(duì)流體的阻擋作用，流動(dòng)死區(qū)顯著減少，百葉折流板處形成的局部壓降降低.相同的質(zhì)量流量下，新型結(jié)構(gòu)的流體橫向沖刷百葉折流板后管束管壁的速度分量較大，有利于削減邊界層的厚度，提高換熱器的傳熱效果，最終使換熱器的綜合性能得到提升.

3.4 殼程流體流動(dòng)和傳熱周期性的影響

取不同的百葉折流板組數(shù)(3，6，9，12)，對(duì)不同的周期數(shù)(0.5，1.0，1.5，2.0)進(jìn)行數(shù)值模擬計(jì)算，新型管殼式換熱器百葉折流片傾角為45°，相鄰百葉折流板組角度為60°.不同周期下?lián)Q熱器殼側(cè)壓隨著質(zhì)量流量的變化，如圖13所示.不同周期下單位壓降傳熱系數(shù)隨著質(zhì)量流量的變化關(guān)系，如圖14所示.圖14中：z為周期數(shù).

圖13 不同周期下?lián)Q熱器殼側(cè)壓 圖14 不同周期下單位壓降傳熱系數(shù) 隨著質(zhì)量流量的變化 隨著質(zhì)量流量的變化 Fig.13 Variations of pressure drop with mass Fig.14 Variations of heat transfer coefficien flow rate in shell side of heat of unit pressure drop with mass exchanger under different periods flow rate under different periods

由圖13可知：新型折流板換熱器殼側(cè)壓降隨著周期數(shù)的增加而增加.這是因?yàn)殡S著周期數(shù)的增加，百葉折流板數(shù)目增加，從而使殼側(cè)壓降增加；當(dāng)百葉折流板組數(shù)增加之后，流體對(duì)管束的沖擊增強(qiáng)，流體的橫向速度分量也增大，有利于削減邊界層的厚度，提高換熱器的傳熱效果.

由圖14可知：新型折流板換熱器的單位壓降傳熱系數(shù)隨著流量的增大而減小，且對(duì)于不同的周期數(shù)來說，單位壓降的傳熱系數(shù)相差較少；周期數(shù)為0.5和1.5時(shí)的單位壓降傳熱系數(shù)與周期數(shù)為2.0的結(jié)構(gòu)相差2.06%～5.90%和5.83%～7.33%；周期數(shù)為1.0時(shí)的單位壓降傳熱系數(shù)與周期數(shù)為2.0的結(jié)構(gòu)相差0.31%～1.94%.在研究范圍內(nèi)，與周期數(shù)為2.0時(shí)相比，所有周期數(shù)的單位壓降換熱系數(shù)相差均在7.5%以內(nèi).也就是說，在相同的結(jié)構(gòu)參數(shù)下，增加或減少百葉折流板組數(shù)對(duì)新型換熱器綜合性能的影響不大.

4 結(jié)論

1) 與弓形折流板換熱器相比，新型折流板換熱器殼側(cè)流動(dòng)更加均勻，流動(dòng)死區(qū)和回流明顯減少，形成了較好的螺旋流動(dòng)，而且對(duì)管束的沖刷減少，溫度場分布均勻.

2) 在研究范圍內(nèi)，新型折流板換熱器的殼側(cè)壓降大大降低，降幅為74.79%～75.41%.在相同的質(zhì)量流量下，其單位壓降的傳熱系數(shù)最高可提高110.51%.在相同泵功消耗的情況下，具有更好的換熱性能，是一種高效節(jié)能的結(jié)構(gòu)形式.

3) 在研究范圍內(nèi)，不同周期數(shù)的單位壓降換熱系數(shù)差值均在7.5%以內(nèi)，周期性對(duì)交錯(cuò)百葉折流板換熱器綜合性能影響不大，新型折流板換熱器的綜合性能比較穩(wěn)定.