套管式换热器注气强化传热数值模拟

2021-04-28徐建民郑小涛喻九阳

武汉工程大学学报 2021年2期

刘轲，徐建民，林纬，汪威，郑小涛，喻九阳

武汉工程大学湖北省绿色化工装备工程技术研究中心，湖北武汉 430205

随着新能源、半导体等行业的发展，人们对车载换热设备的散热性能提出了更高的要求，层流换热技术越来越受到人们的关注。层流换热过程中其质点在垂直于换热面方向没有运动，传热效率不高，因此需要对层流传热进行改善，以提高传热效率［1］。近年来，有研究者提出应用微小气泡来强化层流换热［2］，通过实验证明注入气泡可以提高套管式换热器的换热性能，且竖直放置比水平放置的强化换热效果更好［3］，同时对立式螺旋管套管式换热器进行注气实验，发现根据空气注入条件和壳程流量的不同，传热单元数可增加1.5～4.2 倍［4］，较均匀的气孔分布可以更好地提高换热器的性能［5］。这是因为气泡可以作为一种柔性紊流器提高换热器的传热速率和湍流度，扰乱热边界层并增加流体雷诺数［6］，气泡的混合作用与热边界层的相互作用增加了壳程流动的速度［7］。同时伴随着计算机技术的快速发展，计算流体力学在研究流体流动传热方面的作用日益显著。许多学者使用数值模拟研究不同流动状态下流体的流动与换热特性［8-12］，实验过程中难以观察的气泡流动分离特性也可以使用计算流体力学（computer fluid dynamics，CFD）技术进行观察分析［13-15］。本文使用CFD 技术对立式套管式换热器的注气强化换热的传热性能进行研究，建立立式套管式换热器的几何模型，分析比较不同流动状态下气泡流速对换热器壳程流场、温度场和压降的变化。

1 模型建立与验证

1.1 几何模型建立

依据文献［2］的实验装置，建立套管式换热器几何模型，由于计算性能的限制，为了减少计算成本和时间，采用二维轴对称模型，如图1（a）所示。模型包括外壁、内壁、冷、热水进出口和空气入口，模型几何参数如表1所示。其中冷、热水进口均位于底侧，出口均位于顶侧，空气入口位于冷水进口中点位置，外壁为绝热壁面，内壁为考虑厚度的导热壁面。

表1 模型参数Tab.1 Parameters of model mm

图1 模型建立：（a）几何模型，（b）网格划分Fig.1 Model building：（a）geometric model，（b）grid meshing

1.2 边界条件设置

选择耦合隐式求解器，选用Coupled 算法处理压力速度耦合方程，选用Realizablek-ε湍流模型，多相流模型采用混合模型，入口均为速度入口边界，出口均为自由流动出口边界。壁面为无滑移壁面，使用增强壁面函数处理，其中外管壁面为不考虑厚度的绝热壁面，内管壁面为考虑厚度的对流传热壁面。

1.3 网格无关性验证

图1（b）为二维轴对称网格划分图，使用四边型网格进行网格划分。为提高计算精度，考虑壁面边界流动与换热的影响，对壁面附近区域进行网格加密，设定边界层数为10，第一层网格高度为0.1 mm。通过设置最大网格尺寸、网格节点数，生成 16 200、32 400、43 800、55 200、74 400 这 5 种网格数量方案。根据文献［2］的一组实验数据考察不同网格数量对模拟结果的影响，发现随着网格数量的增加，模拟值变化逐渐减小，且接近实验值，当网格数量为43 800 时，模拟值变化可以忽略不计，在综合考虑计算成本的情况下，采用网格数为43 800 的网格方案。

1.4 模型可靠性验证

根据文献［2］中2 两组实验数据验证模型的可靠性，设定冷水雷诺数Re=1 400 时入口速度为0.06 m/s，初始温度为25 ℃；热水雷诺数Re=5 000、7 000、10 000、12 500、15 000 时，入口速度分别为0.16、0.24、0.31、0.39、0.47 m/s，初始温度为 40 ℃；空气入口速度为1 m/s，气体体积分数为1，环境温度为25 ℃。将努塞尔数随热水雷诺数变化的数值模拟结果与文献［2］实验结果对比，得到实验与模拟的努塞尔数对比图（图2），由图2 可见，模拟值与实验值的变化趋势一致，且模拟值均位于实验值10%的误差棒内，说明该模型可靠性较好，可以用于模拟实验。

图2 实验与模拟的努塞尔数对比Fig.2 Comparison of Nusselt numbers achieved by experiment and simulation

设定壳程入口速度分别为0.06、0.12、0.18 m/s，对应的雷诺数Re=1 400、2 800、4 200，初始温度为25 ℃；设定管程入口速度固定为0.47 m/s，对应的雷诺数Re=15 000，初始温度为40 ℃；空气入口直径为0.3 mm，气体体积分数为1，空气入口速度分别取 0.5、0.75、1.0、1.25、1.5 m/s，环境温度为25 ℃，对不同工况进行数值模拟并得到模拟结果。

2 结果与讨论

2.1 速度场分布

图3（a）为不同液相雷诺数下空气入口速度分别为 0.5、0.75、1.0、1.25、1.5 m/s 时的壳程速度云图。由图可知，当壳程液相为层流时（Re＜2 300），壳程内速度分布呈波浪型振荡的趋势，当液相为过渡流和湍流（Re≥2 300）时，壳程内波浪型振荡的趋势逐渐变小最后消失，流体的运动轨迹靠近空气入口所在的中心轴线，速度分布呈直线均匀分布。发生这种现象的原因是：当液相为层流时，随着壳程内气相流速逐渐增大，气泡受到来自液相的阻力也变大，气-液之间相互作用力增强，首先进入壳程的气泡速度急剧下降，与后来的气泡并聚破碎，使气泡的运动轨迹发生偏移，扰动周围的液体产生垂直于壁面方向的运动，此时气相对速度分布起主导作用；当液相为过渡流或湍流时，气-液两相的相对速度变小，气泡受到来自液相的阻力变小，气-液两相之间相互作用力减小，气泡并聚破碎程度减弱，气相速度变化平滑，此时气相对速度场的影响减弱。

图3 不同雷诺数下不同气速的壳程云图：（a）速度，（b）温度Fig.3 Cloud maps of shell side with different gas velocities and Reynolds numbers：（a）velocity，（b）temperature

2.2 温度场分布

图3（b）为不同液相雷诺数下空气入口速度分别为 0.5、0.75、1.0、1.25、1.5 m/s 时的壳程温度云图。由图可知，层流状态下（Re＜2 300），壳程液相温度随气泡流速增大而升高，而过渡流或湍流（Re≥2 300）状态下，随着气相速度的增加，壳程液相温度没有明显变化。这是因为层流状态下随着气泡流速增大，壳程中气相体积分数增大，气泡群诱导液相湍动产生垂直于壁面的速度，扰乱壁面流体热边界层，促进边界层冷热流体的掺混，使壁面附近温度上升；而过渡流和湍流情况下，由于液相流速上升，壳程中气相体积分数降低，气-液两相之间相互作用力变小，导致液相产生垂直于壁面的速度下降，热边界层混合程度下降，液相温度没有明显变化。

2.3 壳程压降

由图4（a）不同工况下压降随气泡流速的变化可知，当液相为层流（Re＜2 300）时，随着气泡流速的增大，壳程压降呈先逐渐减小然后趋于平缓的趋势，压降最大减少17.5%，当气泡流速达到1.25 m/s 时，压降没有明显变化；当液相为过渡流和湍流（Re≥2 300）时，壳程压降上下轻微波动，无明显变化。这说明层流状态下当气泡流速小于1.25 m/s 时，注入气泡会减小压降，当气泡流速大于1.25 m/s 时，气泡流速与压降影响减弱；而过渡流和湍流状态下，气泡流速变化对压降没有明显影响。

2.4 强化传热性能

以努塞尔数Nu和强化传热系数E为评价指标来分析气泡流速和液相雷诺数对注气强化传热性能的影响。

忽略热损失，总换热量表示为：

换热系数表示为：

努塞尔数表示为：

强化传热系数表示为：

式中：Q为换热量，W；qm为质量流量，g/s；cw为水的比热容，J/（kg·K）；T'、T″分别为管程进出口温度，K；α为换热系数，W/（m2·K）；A为换热面积，m2；ΔTm为对数平均温差，K；Nu为努塞尔数，无量纲；D为水力直径，m；k为水的导热系数，W/（m·K）；E为无量纲强化传热系数，即强化换热后努塞尔数NuE与常规换热的努塞尔数Nu0之比。

由图4（b）、图4（c）可知，对比无气泡时，注入气泡可以显著提高努塞尔数，最大提升102%。壳程为层流（Re=1 400）时，努塞尔数与强化传热系数随气泡流速增大而增大，气速在0.75～1 m/s 之间时，努塞尔数最大增加了23%；壳程为过渡流（Re=2 800）时，随着气泡流速增大，努塞尔数与强化传热系数呈轻微下降的趋势；壳程为湍流（Re=4 200）时，二者的值较大，但无明显变化。这说明注入气泡促进了壳程内紊流发展，改善了换热器的传热性能，层流时气泡流速对强化换热效果的影响显著，过渡流与湍流时的气泡流速与强化换热效果无明显关系，可能是由于注入气泡对渡流和湍流的流动特性影响较小。

图4 不同工况下各参数随气泡流速的变化：（a）压降，（b）有无气泡时的努塞尔数，（c）强化传热系数Fig.4 Variation of parameters caused by bubble velocity under different working conditions：（a）pressure drop，（b）Nusselt number achieved with bubbles and without bubbles，（c）enhanced heat transfer coefficient