王尚峰，張成松，袁佳新，馬興華，龔 斌

（1.沈陽鼓風機集團輔機成套工程有限公司，遼寧 沈陽 110027；2.沈陽化工大學機械與動力工程學院，遼寧 沈陽 110142； 3.本鋼板材股份有限公司，遼寧 本溪 117000）

換熱器作為兩種不同溫度介質(zhì)之間熱量傳遞的能量傳輸設備，提高了能源利用率，實現(xiàn)了能源可持續(xù)發(fā)展[1-3]。目前，換熱管結構的優(yōu)化設計是提高換熱器傳熱系數(shù)的有效方法[4-8]。Hu等[9]采用實驗和數(shù)值模擬方法對采用橫向波紋管、光滑波紋管和螺旋波紋管的三種換熱器進行研究，得出橫向波紋管產(chǎn)生最大Nu數(shù)，比光滑管高60%左右，螺旋波紋管綜合性能最好,性能評價標準約為 1.09。Nakhchi等[10]研究了湍流狀態(tài)下安裝多孔圓管換熱器的管內(nèi)強化傳熱，得出當穿孔指數(shù)從0.08增加到0.24時，流動阻力可降低至86.2%。Ali等[11]對三種不同扭距橢圓截面換熱管的換熱器性能進行研究，得出縮短扭矩對總體性能有很大改善作用，在雷諾數(shù)Re=26 000時，觀察到最大性能增強因子達到1.9。Yan等[12]研究了在均勻熱流密度下，寬度為6、8和10 mm的交叉扭帶換熱管傳熱和摩擦因子特性，結果表明，努塞爾數(shù)Nu和范寧摩擦系數(shù)f隨著管口寬度增加先減小后增大；與光管相比，含寬度為6 mm交叉扭帶的換熱管Nu和f分別提高了 93%~120%和883%~1 042%。螺旋扁管屬于異形換熱管，由于螺旋扁管在換熱器殼體內(nèi)排列緊湊，可有效增加流體局域湍流和破壞管壁熱邊界層，達到管外管內(nèi)同時強化的高效換熱目標[13-16]。因此，換熱管的優(yōu)化設計能有效提高換熱器強化傳熱效果，在設備加工和使用前有必要了解換熱器的強化傳熱性能。

為了提高換熱器的換熱性能，有效縮小設備體積，設計了一臺單殼程四管程U型管式換熱器，換熱管采用螺旋扁管。為了解換熱器的換熱性能，校企雙方?jīng)Q定采用數(shù)值模擬方法對兩臺具有相同結構尺寸的光滑直管換熱器和螺旋扁管換熱器進行傳熱研究。本文探究了相同工況下兩種換熱器的壓力、速度、溫度分布對比情況，并對冷卻水流量與殼程介質(zhì)進出口流體平均溫差的關系進行分析，了解新型螺旋扁管換熱器在傳熱節(jié)能方面的優(yōu)勢。

1 換熱器參數(shù)

數(shù)值模擬螺旋扁管換熱器為公稱直徑 DN500的單殼程四管程U型管式換熱器，主體結構參照換熱器設備裝配簡圖進行建模，具體計算域尺寸如圖1所示。數(shù)值模擬螺旋扁管換熱器殼程介質(zhì)如表1所示，管程介質(zhì)如表2所示，設備主材如表3所示。光滑直管換熱器主要設計參數(shù)與螺旋扁管換熱器主要設計參數(shù)相同。

表1 殼程介質(zhì)參數(shù)

表2 管程介質(zhì)參數(shù)

表3 設備材質(zhì)

圖1 DN500單殼程四管程U型管式換熱器裝配簡圖

2 數(shù)值模擬

數(shù)值模擬采用Gambit軟件將圖2所示模型進行網(wǎng)格劃分，采用Fluent 16.2軟件進行流場和傳熱數(shù)值計算。

2.1 數(shù)值計算物理模型

基于螺旋扁管換熱器結構特性以及研究目標，對換熱器模型進行了合理簡化，并忽略熱損耗、污垢熱阻和拉桿的影響。螺旋扁管換熱器數(shù)值模擬計算的物理模型如圖2所示，螺旋扁管換熱管如圖3所示，采用正三角形排列，公稱長度為2 100 mm，壁厚為2 mm。光滑直管換熱器的換熱管尺寸為Φ25× 2 mm，排列方式與螺旋扁管一致。

圖2 螺旋扁管換熱器數(shù)值模擬計算物理模型

圖3 數(shù)值模擬計算物理模型設計尺寸

2.2 網(wǎng)格劃分

螺旋扁管換熱器數(shù)值模擬計算物理模型的網(wǎng)格分布如圖4a所示。圖4b、c分別為螺旋扁管和光滑直管換熱器管板截面上網(wǎng)格分布。其中，螺旋扁管和光滑直管換熱器體網(wǎng)格數(shù)量分別為3 728 102 和3 802 590，網(wǎng)格尺寸均為10 mm。

圖4 網(wǎng)格分布示意圖

2.3 湍流模型

湍流模型選用Standardk-ε模型。該模型是工程流場計算的主要工具，具有適用范圍廣、經(jīng)濟、合理的精度，在工業(yè)流場和熱交換模擬中有廣泛的應用。Standardk-ε模型是雙方程模型，需要求解湍流動能和湍流耗散率兩個變量，其半經(jīng)驗公式從實驗現(xiàn)象中總結而來。壁面選用標準壁面函數(shù)，F(xiàn)luent中的標準壁面方程被廣泛用于工業(yè)中的流動分析。壓力和速度耦合采用SIMPLEC方法，壓力離散采用Standard形式，動量和能量方程的離散運用二階迎風格式。

2.4 邊界條件

模擬流動介質(zhì)殼程為氣體，管程為液體，密度、黏度、導熱系數(shù)、熱容等物性參數(shù)均按照表1和表2提供的數(shù)據(jù)采用分段線性函數(shù)（piecewise-linear）定義。殼程氣體和管程液體均設定為質(zhì)量流量入口，出口為壓力出口。壁面為光滑無滑移壁面。管箱外壁面、管板、隔板為絕熱壁面。換熱管材質(zhì)為Steel，壁厚2.0 mm，換熱管壁面耦合，管壁自身導熱。收斂極限設置為10-4。

3 結果與討論

為便于兩種換熱器的壓力、速度、溫度分布對比，選取了四個分析截面，具體如圖5所示。其中，Y= 0 mm和Z= 0 mm兩個截面針對殼程氣體，Y=94 mm和Z= 30 mm兩個截面針對管程液體。在殼程氣體流量 4 550 kg·h-1、管程液體流量 16 480 kg·h-1的工況下兩種換熱器的特性參數(shù)進行對比。

圖5 分析截面示意圖

3.1 壓力分布

圖6a，b對螺旋扁管和光滑直管為換熱管的換熱器殼程壓力進行比較。從總體可以看出，螺旋扁管換熱器的內(nèi)部壓力略高于光滑軟管換熱器。在Y=0 mm截面上，U型管換熱器中間區(qū)域無換熱管，氣體由入口直接到達換熱器底部，在入口垂直方向上，形成局域高壓區(qū)。而出口局域低壓區(qū)范圍很小。在螺旋扁管換熱器殼程入口處，壓力在Z軸方向上形成周期性分布，由6組高低間隔分布狀態(tài)，而光滑直管換熱器僅在入口和底部形成高壓狀態(tài)。

圖6c，d對螺旋扁管和光滑直管為換熱管的換熱器管程壓力進行比較。從總體可以看出，螺旋扁管內(nèi)壓力高于光滑軟管內(nèi)。在Y= 94 mm分析截面上，入口管箱內(nèi)整體壓力較高，在入口沖擊的分層隔板附近壓力有最高值。出口局域低壓區(qū)僅在出口接管附近范圍。

圖6 兩種換熱器壓力分布對比（單位：Pa）

3.2 速度分布

圖7a，b分別為螺旋扁管和光滑直管換熱器的殼程速度場，7c，d分別為螺旋扁管和光滑直管換熱器的管程速度場?？梢钥闯?，螺旋扁管換熱器和光滑直管換熱器的殼程和管程速度場類似，螺旋扁管換熱器殼程最底部和管板附近流體的流動速度均大于光滑直管換熱器，使得換熱器的殼程換熱性能更均勻。螺旋扁管換熱器換熱管內(nèi)流體流動速度高于光滑直管換熱器，相反，螺旋扁管換熱器管箱內(nèi)流體的流動速度低于光滑直管換熱器，說明螺旋扁管流動阻力高于光滑直管。

圖7 兩種換熱器速度矢量分布對比（單位：m·s-1）

3.3 溫度分布

圖8對螺旋扁管和光滑直管為換熱管的換熱器殼程溫度進行比較?？梢钥闯?，在Y= 0 mm截面上，螺旋扁管換熱器殼程溫度分布更均勻，在U型管的彎管區(qū)域溫度高于光滑直管換熱器。在Z= 0 mm截面以下，光滑直管換熱器殼程介質(zhì)溫度分布非常不均勻，冷熱區(qū)域分塊明顯，而螺旋扁管在殼程底部溫度較高，分布均勻。在螺旋扁管換熱器殼程入口處，溫度在Z軸方向上形成周期性分布，與壓力分布類似，同樣形成6組高低間隔分布狀態(tài)。在Z=0 mm截面上可以明顯看出，螺旋扁管換熱器有效提高了殼程管板附近流體的溫度。圖9對螺旋扁管和光滑直管為換熱管的換熱器管程溫度進行比較，可以看出，螺旋扁管換熱管內(nèi)流體溫度整體高于光滑軟管換熱管。

圖8 兩種換熱器殼程介質(zhì)溫度分布對比（單位：K）

圖9 兩種換熱器管程介質(zhì)溫度分布對比（單位：K）

3.4 傳熱節(jié)能分析

由壓力、速度、溫度分布對比情況可以看出，具有相同結構參數(shù)的螺旋扁管換熱器在同樣流體參數(shù)情況下傳熱效果要優(yōu)于光滑直管換熱器。為進一步明確螺旋扁管換熱器相對光滑直管換熱器的節(jié)能效果，在不改變殼程氣體流量4 550 kg·h-1的前提下，對冷卻水流量分別為 12 600 kg·h-1，14 400 kg·h-1，18 000 kg·h-1三種工況下兩種換熱器換熱情況進行數(shù)值模擬，得到冷卻水流量與殼程介質(zhì)進出口流體平均溫差的關系如圖10所示。

圖10 換熱器進出口溫差與冷卻水流量關系

從圖10中可以看出，在相同的殼程介質(zhì)流量和殼程介質(zhì)進出口流體平均溫差情況下，冷卻水入口溫度相同時，螺旋扁管換熱器所需的冷卻水流量（管程介質(zhì)流量）明顯低于光滑直管換熱器；當殼程介質(zhì)進出口流體平均溫差為23.81 K時，螺旋扁管換熱器與光滑直管換熱器所需的冷卻水流量分別為13 334 kg·h-1和 16 480 kg·h-1；殼程介質(zhì)進出口流體平均溫差為24.56 K時，螺旋扁管換熱器與光滑直管換熱器所需的冷卻水流量分別為14 420 kg·h-1和18 000 kg·h-1。可見，在模擬的換熱工況下，螺旋扁管換熱器在相同條件下比光滑直管換熱器單位時間內(nèi)節(jié)省冷卻水約為20%左右。

4 結 論

本文采用數(shù)值模擬方法，研究了光滑直管換熱器和螺旋扁管換熱器的壓力、速度、溫度分布情況和三種冷卻水流量工況下與殼程介質(zhì)進出口流體平均溫差的關系，得出以下結論：

1）具有相同結構參數(shù)和流體參數(shù)情況下，螺旋扁管換熱器的壓力、速度、溫度分布情況均優(yōu)于光滑直管換熱器。

2）在螺旋扁管換熱器殼程入口處，由于螺旋扁管強化換熱，導致殼程壓力和溫度在Z軸方向上形成6組高低間隔的周期性分布狀態(tài)。

3）在管板附近和 U型管彎管區(qū)域，螺旋扁管換熱器殼程內(nèi)流體的速度和溫度均高出光滑直管換熱器殼程內(nèi)流體的速度和溫度。

4）在模擬的換熱工況下，螺旋扁管換熱器在相同條件下比光滑直管換熱器單位時間內(nèi)節(jié)省冷卻水約為20%左右。