插入物对新型换热器传热性能的影响

焦 凤，邓先和，宋鹏云

(1. 昆明理工大学 化学工程学院，云南 昆明 650500；2. 华南理工大学 化学与化工学院，广东 广州 510640)

插入物对新型换热器传热性能的影响

焦 凤1，邓先和2，宋鹏云1

(1. 昆明理工大学 化学工程学院，云南 昆明 650500；2. 华南理工大学 化学与化工学院，广东 广州 510640)

在新型换热器——自支撑矩形缩放管换热器的基础上，利用Fluent数值模拟方法，研究了在其壳程内分别插入传统插入物(旋流片)和新型插入物(折板)后传热性能与流动特性的变化，研究的雷诺数(Re)变化范围为27900～41900。结果表明，与空管缩放管换热器相比，插入旋流片和折板的换热器壳程的传热系数随Re的增大分别增加了31.07%～33.08%和38.01%～46.74%；插入物在提高传热系数的同时也引起了通道内压降的增大，插入旋流片和折板时通道内压降分别增加了69.32%～77.42% 和 68.49%～87.16%；插入折板后壳程通道内的综合传热性能最好，其次是插入旋流片的，无插入物时则最差。提高换热器传热性能的关键是要改善通道两侧缩放管处的传热性能，减小速度场与温度场间的协同角是增强换热器传热性能的一项重要措施。

自支撑；缩放管；强化传热；插入物

换热器在石油和化工行业中广泛应用，其中应用最广泛的是管壳式换热器和板式换热器两种。前者[1]虽然机械密封性好、承压能力强，但其管壁较厚、金属耗量大，设备成本高；后者[2]虽然板材薄，但密封性差、易泄漏，其使用范围受到限制。为解决两者的缺点，邓先和等[3]提出了采用旋流片支撑的矩形缩放管管束换热器及其强化传热方法。该换热器虽然可以较好地克服上述两类换热器的缺点，但当管外压力较大时，矩形缩放管的板面容易产生形变。为此，邓先和等[4]又提出自支撑的矩形缩放管管束换热器，以改善其板面支撑强度。

近几年，对于在换热器换热通道内加入插入物以提高其传热性能的研究颇多，而旋流片作为一种传统的插入物，其研究更是广泛。何兆红等[5]研究了在缩放平行板间插入旋流片后的流动及传热性能的改变。Eiamsa-ard等[6]则对套管换热器内插入旋流片后的传热及流阻进行了研究，进而又研究锯齿状旋流片[7]、开三角形翼、矩形翼及梯形翼等[8]不同开口的旋流片对换热器传热性能的影响。Mazumder等[9]则研究了在矩形通道内插入旋流片后传热性能的改变。Lin等[10]研究了在圆管内插入连续的旋流片后传热性能的改变。Ahamed等[11]研究了在旋流片上开圆孔后对换热器传热性能的影响，并提出了相应的关联式。

鉴于此，笔者在自支撑矩形缩放管换热器的基础上，利用数值模拟方法研究传统插入物旋流片(RSTT)和新型插入物折板(BP)对换热器传热性能的影响，以探索该新型换热器的强化传热方法。

1 新型换热器模型简介及计算方法

自支撑矩形缩放管换热器的结构尺寸如图1所示，流体沿x轴方向流动。由于换热器壳程在z轴方向呈对称性分布，因此可取图1(a)中的阴影部分进行计算。在工业应用换热器中，其整体结构尺寸都较大，流体在管内及管间均处于传热和流动的充分发展状态。由图1(b)可以看出，矩形缩放管换热器的管程和壳程均由多个缩放元素组成，如粗实线所示，二者的结构在流动方向上呈周期性变化。因此，对于自支撑矩形缩放管壳程通道的计算可在流动方向上取一个缩放段进行，流体的进出口设为周期性边界。两种插入物的结构及其插入位置如图2所示。从图2可以看出，旋流片结构在x方向上也呈周期性变化，其周期长度即为旋流片间的间距Lp；而折板的长度l与缩放段长度一致，如图2(a)所示。故对于壳程的两种不同插入物，其结构也在流动方向上呈周期性变化，也可用周期性边界进行计算。两种插入物均放置在通道阴影部分的中心位置处，如图2(b)所示。

图1 自支撑矩形缩放管换热器管束横截面图

图2 传统插入物旋流片(RSTT)和新型插入物折板(BP)示意图及其在换热器的插入位置

两种插入物的尺寸列于表1。计算时设定的边界条件为，空气入口温度303 K，管壁为壁面边界条件，壁温为常壁温边界条件，取壁温Tw=353 K，进出口设为周期性边界条件，采用三维双精度解法器进行计算，湍流模型均采用RNGκ-ε双方程模型，速度与压力耦合为SIMPLEC算法，动量、湍动能、湍动能耗散率及动能的离散均为二阶迎风格式。数值模拟的控制方程详见文献[12]。

表1 换热器插入物的结构尺寸

2 新型换热器模型数据处理方法

换热器壳程的传热系数h由式(1)计算。

h=Q/(A·ΔT)

(1)

式(1)中，Q表示传热量，W；A表示传热面积，m2；ΔT表示对数平均温差，K。其中，Q可由式(2)计算，ΔT可由式(3)计算。

Q=mcp(Tout-Tin)

(2)

(3)

式(2)、(3)中，m表示质量流量，kg/s；cp表示比热容，J/(kg·K)；T表示温度，K；下标w、in、out分别表示管壁、空气入口和出口。

壳程的雷诺数Re、努塞尔数Nu及阻力系数f[13]定义分别如式(4)～(6)所示。

(4)

(5)

(6)

式(4)～(6)中，ρ表示空气的密度，kg/m3；umax表示最小截面处空气的速度，m/s；de表示通道的当量直径，m；μ表示空气的动力黏度，Pa·s；λ表示空气的导热系数，W/(m·k)；Δp表示通道内的压力变化，Pa；l表示通道的长度，m。

采用性能评价准则PEC[14-15]评价换热器的强化传热性能，如式(7)所示。

(7)

式(7)中，Nu′、f′分别表示插入插入物后的努塞尔数和阻力系数；Nub、fb分别表示缩放管空管(即无插入物，简称Baseline case)时的努塞尔数和阻力系数。当η>1时，说明在通道内有插入物后可以达到强化传热的效果；反之，表明缩放管空管时传热性能好。

3 结果与讨论

3.1 新型换热器模型模拟结果验证

对模型采用六面体网格进行划分，由于近壁面处的温度变化剧烈，因此在划分网格时对模型的近壁面处进行加密处理，其近壁面网格节点的距壁无量纲距离y+控制在5以下。

在进行模拟之前，应对各个模型进行网格独立性检验。当不同网格数下得到的结果误差小于2%时，则认为结果可取。图3为换热器无插入物时的网格独立性检验结果。由图3可以看出，网格数在第5组与第6组下得到的结果满足要求。综合考虑计算机的配置情况，对于缩放管空管采用的网格数为101500。对于内插旋流片及折板换热器的模拟也要进行网格独立性检验，在此不再一一详述。

图3 换热器无插入物时的网格独立性检验

为了验证上述数值模拟计算方法的准确性，以矩形缩放管内插旋流片为例，按上述方法进行模拟，并将其模拟结果与实验结果[16]相比较，结果如图4所示。由图4可以看出，通过模拟方法得到的Nu值与实验值之间的误差小于10%，而二者阻力系数间的误差则小于5%，说明数值模拟计算方法可行。

图4 新型换热器模型模拟结果与实验结果[16]的比较

3.2 换热器流道内速度分布

图5是Re=27900时，换热器流道中心截面上的速度分布。由图5可以看出，通道内部无插入物时，流体在中心区域的速度最大；插入旋流片后，中心区域的速度有所降低，两侧的速度增大；而插入折板后，由于折板在中间阻碍流体从中心位置流过，所以中心区域的速度基本为零，但同时由于折板对流体的导向作用，使流体向两侧流去，致使两侧的流速在3种情况下均为最大。由通道内的速度分布可知，若其内无插入物，则流体多数会从中心区域流过，而在插入旋流片及折板后，由于两种插入物对流体有一定的引导作用，使得流体会向两侧流去，但折板对流体向两侧的引导作用要比旋流片显著。

图5 Re=27900时换热器流道中心截面上的速度分布

3.3 换热器流道内温度分布

图6为Re=27900时换热器流道中心截面上的温度分布。由于计算时采用常壁温的边界条件，因此通道在3种情况下的壁面温度相同，为343 K。由图6可以看出，流道内插入折板时，近壁面处的温度梯度是最大的，其次是插入旋流片的情况，而在缩放管空管时最小。温度梯度是评判换热器传热性能的一个重要因素，由此可以看出，内插折板时的传热效果最好，其次是内插旋流片的情况，而缩放管空管时最差。

图6 Re=27900时换热器流道中心截面上的温度分布

为了对通道在插入不同插入物时的温度有一个更直观的认识，现将通道沿z轴分为13个小区域。区域划分方法及命名如图7所示，而每一个小区域在有不同插入物时的温度如图8所示。

图7 换热器通道区域划分及编号

由图8可以看出，换热器在插入折板时通道内流体温度分布更均匀，其次是插入旋流片的情况。由于插入物在通道内对流体的扰动作用，使得通道内的换热性能得到改善，从而使通道内流体的温度分布更均匀。温度分布的均匀性决定了换热器换热效果的好坏，因此，通道内插入折板时的换热效果优于其他两种情况。

图8 Re=27900时换热器通道中心截面按通道编号的温度分布

3.4 努塞尔数沿换热器通道壁面的分布

图9为Re=27900时换热器通道壁面处的努塞尔数(Nu)的分布。由图9可以看出，壁面处Nu数的分布大致以通道壁面中心呈对称分布。在缩放管空管情况下，壁面处Nu数在通道的两侧位置最小，在中心区域最大，这是由于此时通道内的流体多数从中心区域流过(见图5)。而对于插入旋流片及折板情况，二者在通道两侧区域的传热效果较缩放管空管时有所改善，但中心区域的传热效果则比缩放管空管时差。

图9 Re=27900时换热器通道壁面处的努塞尔数(Nu)分布

由于通道内插入物的扰动及导向作用，使得流体流向通道两侧区域，致使此区域的流体速度有所增大，相应地中心区域流过的流体则较缩放管空管时减少，速度下降，从而中心区域传热效果变差。插入折板时，中心区域流体流速基本为零，这就意味着此时该区域流过的流体很少，所以中心区域的传热效果最差；而在两侧区域，流体流速是3种情况下最大，所以传热效果最好。从图9也可以看出，插入折板后两侧区域的传热性能相比插入旋流片时明显改善，而由于中心区域面积较小，对整体传热性能的影响则没有通道两侧区域的明显。

3.5 换热器的综合传热效果

图10为3种情况下的换热器的壳程传热系数(h)、压降(Δp)及综合传热因子(η)随Re的变化。从图10可以看出，在Re为27900～41900范围内，缩放管空管换热器的传热系数最小；插入旋流片后，其传热系数随Re的增大增加了31.07%～33.08%；插入折板后，其传热系数则相应增加了38.01%～46.74%。但插入物的加入在提高传热系数的同时，也增加了其流动阻力。与无插入物相比，插入旋流片和折板后，其压降分别增加了69.32%～77.42%和68.49%～87.16%(见图10(b))。对于三者的综合传热性能则可通过综合传热因子η看出(以缩放管空管为参照)，η值均大于1(见图10(c))，说明插入旋流片和折板后均起到了强化传热的作用。但是，插入前者的强化传热效果明显低于后者，因此，在自支撑矩形缩放管壳程内插入折板后的传热效果最好，其强化传热效果亦最为显著。

图10 换热器的壳程传热系数(h)、压降(Δp)及综合传热因子(η)随Re的变化

综合前述流道内速度分布结果可发现，加入插入物后，可以增大通道两侧缩放管区域流体的流速，进而引起传热系数的增加，从而使得该区域的传热性能增强。虽然两侧区域传热性能增加的同时中心区域的传热性能有所下降，但由于中心处面积较小，其对整个换热器的传热性能影响较小。由此可以看出，改善通道两侧缩放管区域的传热性能是强化自支撑矩形缩放管换热器换热的关键所在。

3.6 换热器强化传热的场协同分析

Guo等[17]曾提出，对流换热的性能不仅取决于流体的速度和物性以及流体与壁面的温差，而且还取决于流体速度场与流体热流场间的协同程度。流体速度与温度场之间的协同越好，在其他条件相同的情况下换热就越强烈；而速度场与温度场两个矢量场的协同越好，就意味着流体速度场与温度场间的夹角应尽可能地小。两者应尽量平行[18]，即速度场与温度场之间夹角余弦值的绝对值越大。此夹角即为场协同角θ，其定义如式(8)所示。

(8)

对各个模型协同角的体积平均值进行比较，其中场协同角的体积平均值θm定义如式(9)所示。

(9)

式(9)中，θi,j,k表示每个体积网格的场协同角值；Vi,j,k表示计算区域内的每个体积单元。

3种情况换热器的场协同角的体积平均值(θm)随Re的变化如图11所示。从图11可以看出，三者的θm均随Re的增加而增大，而且无插入物时θm最大，而插入折板的则是最小，插入旋流片的居于二者之间。这也从场协同的角度验证了3种情况中，插入折板时自支撑矩形缩放管换热器能更好地达到强化传热的目的。同时，这也说明强化传热的手段之一就是要采取措施减小速度场与温度场之间的协同角。

图11 换热器的场协同角的体积平均值(θm)随Re的变化

4 结 论

(1) 与无插入物时相比，有插入物的换热器，由于中心区域插入物对流体的扰动和导向作用，使得流体更多地流向两侧区域，其流速增大，相应的中心区域流速减小；流体流速的增大与减小也相应引起Nu数的增大与减小。虽然无插入物时，换热器中心区域的Nu数最大，但由于中心区域面积较小，对提高整个换热器的传热性能作用不大。由此推断，提高新型自支撑矩形缩放管换热器传热性能的关键是改善通道两侧缩放管区域的传热性能。

(2) 在新型换热器壳程中插入折板或旋流片均能提高其传热性能，但同时也带来阻力增加的不利影响。两种插入物均能达到强化传热的目的，但是前者的综合传热效果比后者更好。

(3) 插入折板的换热器的场协同角最小，说明其提高换热器传热性能的作用更强，同时也证明了减小速度场与温度场之间的协同角可以起到强化换热器传热的效果。

[1] 董其伍, 张垚. 换热器 [M]. 北京：化学工业出版社, 2008：5-9.

[2] 张冠敏. 复合波纹板式换热器强化传热机理及传热特性研究 [D]. 济南：山东大学机械工程学院, 2006.

[3] 邓先和, 何兆红, 周亮. 采用旋流片支撑的矩形管束换热器及强化传热方法：CN, ZL200710029118 [P]. 2009-06-10.

[4] 邓先和, 何兆红, 李自卫. 采用自支撑的矩形缩放管管束换热器及其强化传热方法：CN, 200910215974 [P]. 2012-02-01.

[5] 何兆红, 邓先和, 管志樟, 等. 缩放平行板间插入旋流片的复合强化传热 [J]. 华南理工大学学报(自然科学版), 2009, 37 (12)：53-57. (HE Zhaohong, DENG Xianhe, GUAN Zhizhang, et al. Compound heat transfer enhancement by parallel converged-diverged plate inserted with twisted tapes [J]. Journal of South China University of Technology (Natural Science Edition), 2009, 37(12)：53-57.)

[6] EIAMSA-ARD S, THIANPONG C, PROMYONGE P. Experimental investigation of heat transfer and flow friction in a circular fitted with regularly spaced twisted tape elements [J]. International Communications in Heat and Mass Transfer, 2006, 33(10)：1225-1233.

[7] EIAMSA-ARD S, PROMYONGE P. Thermal characteristics in round tube fitted with serrated twisted tape [J]. Applied Thermal Engineering, 2010, 30(13)：1673-1682.

[8] WONGCHAREE K, EIAMSA-ARD S. Heat transfer enhancement by twisted tapes with alternate-axes and triangular, rectangular and trapezoidal wings [J]. Chemical Engineering and Processing：Process Intensification, 2011, 50(2)：211-219.

[9] MAZUMDER A K, SAHAL S K. Enhancement of thermohydraulic performance of turbulent flow in rectangular and square ribbed ducts with twisted-tape inserts [J]. Journal of Heat Transfer, 2008, 130(8)：081702.1-081702.10.

[10] LIN Z M, WANG L B. Convective heat transfer enhancement in a circular tube using twisted tape [J]. Journal of Heat Transfer, 2009, 131(8)：081901.1- 081901.12.

[11] AHAMED J U, WAZED M A, AHMED S, et al. Enhancement and prediction of heat transfer rate in turbulent flow through tube with perforated twisted tape inserts：A new correlation [J]. Journal of Heat Transfer, 2011, 133(4)：041903.1-041903.9.

[12] MON M S, GROSS U. Numerical study of fin spacing effects in annular-finned tube heat exchangers [J]. International Journal of Heat and Mass Transfer, 2004, 47(8/9)：1953-1964.

[13] CHU P, HE Y L, TAO W Q. Three-dimensional numerical study of flow and heat transfer enhancement using vortex generators in fin-and-tube heat exchangers [J]. Journal of Heat Transfer, 2009, 131(9)：091903.1-091903.9.

[14] WEBB R L, ECKERT E R G. Application of rough surfaces to heat exchanger design [J]. International Journal of Heat and Mass Transfer, 1972, 15(9)：1647-1658.

[15] 焦凤, 邓先和, 孙在力, 等. 管束排列及管间距对换热器传热性能的影响 [J]. 石油学报(石油加工), 2013, 29 (5)：836-843. (JIAO Feng, DENG Xianhe, SUN Zaili, et al. Effects of tube arrangements and longitudinal tube spacing on heat transfer performance of heat exchanger [J]. Acta Petrolei Sinica (Petroleum Processing Section), 2013, 29(5)：836-843.)

[16] 何兆红. 矩形管束换热器的传热与热阻研究[D]. 广州：华南理工大学, 2010.

[17] GUO Z Y, LI D Y, WANG B X. A novel concept for convective heat transfer enhancement [J]. International Journal of Heat and Mass Transfer, 1998, 41(14)：2221-2225.

[18] TAO W Q, GUO Z Y, WANG B X. Field synergy principle for enhancing convective heat transfer——Its extension and numerical verifications [J]. International Journal of Heat and Mass Transfer, 2002, 45(18) ：3849-3856.

Effect of Inserts on Heat Transfer Performance of New Heat Exchanger

JIAO Feng1，DENG Xianhe2，SONG Pengyun1

(1.FacultyofChemicalEngineering,KunmingUniversityofScienceandTechnology,Kunming650500,China；2.SchoolofChemistryandChemicalEngineering,SouthChinaUniversityandTechnology,Guangzhou510640,China)

Based on the new heat exchanger, self-support rectangle converging-diverging tube bundle heat exchanger, the turbulent heat transfer and fluid flow characteristics of the heat exchanger with different inserts were studied in the Reynolds number range of 27900 to 41900 by 3-D numerical simulations with Fluent software, and compared to that of the baseline configuration (without insert).The used inserts included regularly spaced twisted-tape (RSTT) and baffle plate (BP). The results showed that compared with the baseline case, the air-side heat transfer coefficients of the two enhanced cases were improved by 31.07%—33.08% and 38.01%—46.74%, with an associated pressure drop penalty increase of 69.32%—77.42% and 68.49%—87.16%, respectively. The BP case obtained the best overall performance, followed by the RSTT case, and the baseline case was the worst. The key point of enhancing heat transfer of shell side was to improve the heat transfer performance on converging-diverging tube. The reduction in the average intersection angle between the velocity vector and the temperature gradient was one of the essential measures to enhance heat transfer performance of heat exchanger.

self-support; converging-diverging tube bundle; heat transfer enhancement; insert

2014-01-23

云南省省级人培项目(KKSY201405055)资助

焦凤，女，讲师，博士，从事化工领域换热器的强化传热研究；E-mail：jiaofeng0526@163.com

1001-8719(2015)03-0796-07

TK124

A

10.3969/j.issn.1001-8719.2015.03.027