一种双扭转流换热器壳程传热性能与机理分析

2021-05-15古新宋帅张大波方运阁陈卫杰王永庆

化工学报 2021年4期

古新，宋帅，张大波，方运阁，陈卫杰，王永庆

（1 郑州大学河南省过程传热与节能重点实验室，河南郑州450002； 2 中国烟草总公司郑州烟草研究所，河南郑州450002）

引言

我国的换热器产业起步晚，近年来得到了较快的发展，开发出不同管束支撑结构管壳式换热器。随着我国经济社会的不断发展,人们对美好生活的日益向往,我国的换热器企业将迎来广阔的发展前景[1-5]。换热器是使能量从热流体传递到冷流体，来满足规定工艺的装置[6]。管壳式换热器作为关键换热设备，结构简单而紧凑、设计灵活、制造方便，使用后很容易进行除垢作业，并且能承受高温高压和不同种类流体介质的工作环境，换热效率较高[7]。基于以上种种优点，管壳式换热器广泛应用于化工、石油化工、电力、食品、制药等工业领域[8-10]。综合考虑能源与污染的问题，优化换热器的设计参数、提高传热效率、减少能耗在工程领域中有重大意义[11]。

为提高管壳式换热器综合综合性能，许多学者对壳侧挡板结构进行改进和优化，以增强传热和降低流阻。例如，使用折流杆挡板[12]、整圆形折流板[13]、斜百叶片折流板[14]、帘式折流片[15-17]、弓形折流板[18-21]等来改变壳程流体流向。螺旋折流板支撑结构[22-24]使流体在壳程形成“柱塞流”的形态，增大传热温差;整体旋转流动可产生破坏换热管壁边界层的涡，减小边界层厚度。当前应用和研究较多的是非连续螺旋折流板结构，采用扇形或椭圆形平面板搭接而成，形成近似螺旋面的结构，搭接方式可分为连续搭接、交错搭接和周向重叠搭接。古新等[25]结合换热器壳程流体横向流和纵向流的各自优点，提出管壳式换热器壳程流体斜向流动，并研发出类梯形折流片管束支撑结构。采用类梯形倾斜折流板作为换热器壳程导流板，每组可以布置多块折流板，相邻两组类梯形倾斜折流板呈正交布置，构成一个周期。壳程流体流经相邻两组类梯形倾斜折流板呈扭转变向，呈现出周期性的“扭转流”流动形态。Gu 等[26]研究了类梯形折流板倾角、宽度、间距和数量等结构参数对扭转流换热器传热性能的影响规律。研究表明，类梯形折流板的倾角和间距对传热性能有显著影响，折流板宽度的影响次之，折流板数量的影响作用最小。熊晓朝[27]与王通通[28]研究扭转流换热器与弓形折流板换热器、螺旋折流板换热器传热性能，结果表明：与弓形折流板换热器相比，在同样流速下，扭转流换热器传热系数提高12.43%～24.33%，综合性能提高5.85%～9.06%。与螺旋流换热器相比，在同样流速下，扭转流换热器传热系数比螺旋流换热器高49%～78%，而阻力因子较螺旋流换热器高88%～94%，同等泵功下扭转流换热器壳程综合性能较螺旋流换热器提高约22%～44%。

为对壳程传热进一步强化同时降低流动阻力，本文提出采用倾斜正交布置的类直角梯形折流板代替常规折流板，以壳程流体双扭转流动代替单扭转流动，研究其壳程的换热和流体流动性能，进而获得新型换热器的综合性能，揭示该新型管壳式换热器壳程传热强化与降阻机理。

1 数值研究与计算

1.1 物理模型

双扭转流换热器壳侧的几何结构沿着流体流动方向是周期性的。壳体侧的整个流动区可分为入口段、充分发展的周期段和出口段[29]。一般情况下，流动换热区大多属于完全发展的周期段，流动换热性能基本上代表壳侧的整体性能。充分发展的周期段经常被选择作为研究对象[30]。通过对壳侧几何结构的适当简化，利用solidworks软件建立物理模型，扭转流换热器如图1（a）所示，管束支撑结构为类梯形的折流板组合，类梯形折流板在壳程的正交分布，诱导流体呈现扭转流的流动形态。双扭转流换热器如图1（b）所示，壳程折流板两两正交排布，诱导流体呈现两股扭转的流动。本文计算模型包括双扭转流换热器、扭转流换热器。换热器换热管束采用三角形布管方式，折流板、折流片等间距排布，两种换热器周期全截面模型和管束支撑和流体扰流元件结构示意图如图2所示。模型结构参数列于表1。

图1 两种换热器壳程结构简图Fig.1 Schematic diagram of the shell side structure of the heat exchanger

图2 换热器周期全截面计算模型和内部结构参数Fig.2 The calculation model and internal structural parameters of the heat exchanger cycle full section

1.2 控制方程

计算域内质量、动量、能量和湍流动能及损失的控制方程如下:

质量守恒方程（连续性方程）

表1 换热器模型基本结构参数Table 1 Basic structure parameters of the heat exchanger model

动量守恒方程

能量守恒方程

式中，E为流体微团总能，keff为有效热导率，Jj为对应组分的扩散通量，Sh为体积热源项。

1.3 网格划分

图3 网格划分示意图Fig.3 Schematic diagram of meshing

图4 独立性验证Fig.4 Independence verification

计算模型进行非结构化网格划分，对于零部件多、结构复杂的双扭转流换热器三维立体模型，宜采用正四面体非结构化网格，针对折流板、筒壁、管壁等边界层影响较大的区域设置加密网格。计算模型网格如图3 所示。采用5 种不同的网格数进行独立性验证，如图4 所示，在网格数为3914797 个时传热系数基本稳定，与网格数为4254825 个的传热系数相比，误差在1.5%内，考虑模拟计算的时间及空间复杂度，在允许误差范围内最终选用3914797网格数。

1.4 边界条件和计算方法

采用SIMPLE 算法对压力和速度进行耦合，差分格式采用二阶迎风格式对动量、能量、湍动能和湍流耗散率进行离散，湍流计算模型采用RNG k-ε模型，在该模型的推导过程中，Re 在5000～15000 之间，流动是完全湍流的。与雷诺应力模型和大涡模拟模型相比，该模型计算时间短，内存占用少。此外，该模型还能较准确地预测近壁面区域，对计算传热具有重要意义。收敛准则对连续性和速度分量曲线残差达到10-5，能量残差曲线到达10-7。由于新型双扭转流换热器数值计算模型为周期性全截面模型，其管内和壳程进出口截面均设为周期性边界条件。如图5 所示,以双扭转流换热器为例，设置平移周期边界条件，壳程流体为水，Side a 采用质量流量，温度设置为293.15 K，换热管壁温恒定为393.15 K。

图5 边界条件示意图Fig.5 Schematic diagram of boundary conditions

2 计算结果与讨论

2.1 壳程传热系数、压降、综合性能分析

传热系数和压降随着质量流量的变化如图6、图7 所示，两种换热器的传热系数与压降都随着进口质量流量的增加而增大，在相同的质量流量下双扭转流换热器的传热系数略低于扭转流换热器，而扭转流换热器的压降比双扭转流换热器大很多。从数值模拟计算结果来看，双扭转流换热器的传热系数相比扭转流换热器降低24.4%～27.9%，而压降比扭转流换热器降低63.3%～71.0%，相比来说，双扭转流换热器的压降降低明显，是因为双扭转换热器壳程流体流动被分为两股螺旋的流动，降低了流动阻力。

为了更准确地反映强化传热性能，从相同输送功率热量传递大小的观点出发，提出了PEC 准则[31]，相关表达式如下：

图6 传热系数随质量流量的变化Fig.6 Changes of heat transfer coefficient with mass flow

图7 压降随质量流量的变化Fig.7 Changes of pressure drop with mass flow

式中，Nu 为Nusselt 数；f 为摩擦因子；d0为换热管直径，m；λ 为热导率，W·(m⋅K)-1；de为当量直径，m；l 为壳体长度，m；ρ 为流体密度，kg·m-3；u 为流体特征流速，m·s-1。如图8所示，双扭转流换热器相较于扭转流换热器综合性能提高1.2%～4.1%。在质量流量较大时，双扭转流换热器综合性能提高明显。

图8 综合性能Fig.8 Comprehensive performance

2.2 壳程流动特征

图9 壳程流线图Fig.9 Streamline diagram of shell side

图10 换热器壳程纵向截面速度云图Fig.10 The velocity cloud diagram of the longitudinal section of the shell side of the heat exchanger

图11 换热器壳程横向截面速度云图Fig.11 The velocity cloud diagram of the transverse section of the shell side of the heat exchanger

如图9所示，在相同质量流量下，对于扭转流换热器，流体进入壳程区域，经过折流片,由于折流片间距变窄，使其速度增加，且折流板之间流速大于双扭转换热器折流板间流速，形成漩涡尾流，下游流体的湍流度增大，呈现出流体速度“加速-减速-再加速”的过程，减薄边界层，达到增强换热的目的。而对于双扭转流换热器，流体首先充满入口段，经折流板导流作用流体被分散为两股流体，在之后的流动过程中会由于折流板的布置方向而使每股流体沿45°方向斜向流动，随后进入下一组折流板，由于相邻两组折流板正交排布，恰好使得流体形成类似于螺旋流的流动形态，流动相对于扭转流换热器稳定，降低壳程的流动阻力，以此达到综合利用斜向流和螺旋流各自优点的目的。

图10 为双扭转流换热器和扭转流换热器在质量流量为3.9 kg·s-1时的速度矢量分布云图，其截面位置处于换热器第一组折流板中间径向截面。从图中可以看出双扭转换热器在筒体处流速较大，不利于强化传热，而扭转流换热器换热管处速度分布比双扭转流换热器密集，从而增加了对管壁的冲刷作用，削弱了热边界层的厚度，使其传热系数相对较大，因此扭转流换热器传热系数大于双扭转流换热器。图11 为质量流量为3.9 kg·s-1时的截面速度云图，其截面位置处于换热器管束轴向截面。从图中可以看出扭转流换热器在折流板背面处速度明显较高，有助于提高壳侧流体的扰动程度，增强传热能力。双扭转流换热器整体速度分布比较均匀，因而扭转流换热器传热系数相对较大。两种云图分布都证明扭转流换热器传热系数大于双扭转流换热器。

2.3 场协同分析

场协同分析认为对流传热性能与流场速度场和温度场的协同性有关，协同角越小，换热性能越优。并且场协同原理在换热领域方面能够得出合理的揭示，因此可以作为一种评价指标，本文利用该原理对换热器结构传热进行分析。

何雅玲等[32]提出速度场与压力场协同原理，流体速度与压力梯度协同角β 的值越大，两者协同性越好，流体流动阻力越低，引起的压降就越小。据此可以认为流体压降大小与速度与压力梯度协同角β呈正相关的作用。其中，流体速度与温度梯度、压力梯度协同角α、β的计算公式分别为：

在Tecplot中对式(7)、式(8)进行编码计算。

图12中是壳程流量为3.9 kg·s-1时，换热器壳程横截面速度与温度协同角分布，由数值模拟结果算出双扭转流换热器与扭转流换热器速度与温度梯度的平均协同角分别为74.13°和70.14°。扭转流换热器速度与温度梯度协同角更小，故传热系数较大。

图13中是壳程流量为3.9 kg·s-1时，换热器壳程横截面速度与压力梯度协同角分布，由数值模拟结果算出双扭转流换热器与扭转流换热器速度与压力梯度平均协同角分别为73.07°和70.51°。双扭转流换热器速度与压力梯度协同角略大于扭转流换热器，流动阻力相对较小。

3 实验研究

3.1 实验流程

为验证数值计算结果的准确性，采用LDV 对流体流速进行测量。实验流程见图14。水箱内为循环水，循环水温度为室温。循环水由抽水泵从储水箱内抽出，依次经过进水阀门、转子流量计和异形片式换热器实验模型。换热器内的水通过出口流回水箱循环利用。实验开始前，在注满水的水箱内加入适量的示踪粒子，并搅拌均匀。接着调节进水阀门和回水阀门，使转子流量计显示实验所要求的流量值。当流量稳定时，使用激光多普勒测速仪捕捉示踪粒子，通过Flowsizer 软件处理，得到测量位置的速度值[33]。

实验中所用仪表汇总于表2。

图15为实验过程中使用扭转流换热器模型，材料选用为有机玻璃，使用有机溶剂进行黏合，在外围用长螺栓进行加固。由于激光需要顺利汇聚换热管间隙，且不能相互遮挡，因此采用正方形布管。

图12 速度与温度梯度分布Fig.12 Gradient distribution of speed and temperature

图13 速度与压力梯度分布Fig.13 Gradient distribution of velocity and pressure

图14 实验流程图Fig.14 Experimental flowchart

表2 实验用仪表汇总Table 2 Summary of experimental instruments

图15 实验模型Fig.15 Experimental model

实验测量点的选取应该尽可能避开换热器进出口及容易产生气泡滞留的区域，同时尽量避开遮蔽物，保证激光光束可以直接到达测量点，如图16所示。在验证线上分别选取相邻两组折流板中点为测量点，测量纵向速度分量、横向速度分量与模拟结果的速度分量。

3.2 实验结果

垂直于换热管方向的速度分量是横向速度分量，平行于换热管方向的速度分量是纵向速度分量。数值模拟与实验结果如图17 所示。从图中可以看出扭转流换热器壳程流体存在明显的周期性流动趋势，验证线横向速度与纵向速度的实验数据与数值模拟结果吻合较好,最大相对误差在18%允许误差范围内，验证了数值模拟结果的准确性和可靠性。造成误差的原因是因为模型建立过程中未考虑管箱、法兰、进出口接管结构，忽略了折流板与管束之间的缝隙等；其次模型在加工制造时进行了简化，由于加工误差造成实验模型几何尺寸与数值模拟的模型不完全一致，在实验过程中，激光焦点的几何位置等也会在一点程度上造成两者结果间的误差。

图16 实验模型验证线Fig.16 Verification line of experimental model

图17 实验结果Fig.17 Experimental results

4 结论

（1）对双扭转流换热器流场分析，流体因导流板的正交布置方式会发生双扭转变向流动，产生螺旋流动，将流速较高流体分布在筒体附近，不利于冲刷管壁。扭转流换热器壳程流体速度与温度梯度协同性较好，有利于强化对流换热，壳程传热系数较大，因此双扭转流传热器传热系数相对类梯形折流板换热器降低24.4%～27.9%。

（2）双扭转流换热器速度与压力梯度协同角与类梯形折流板换热器相比较大，流体流动阻力相对较小，因此双扭转流换热器压降相对类梯形折流板换热器压降降低63.3%～71.0%。利用场协同原理揭示了双扭转流换热器降低阻力的内在机理。

（3）通过实验验证周期模型的适用性，验证了数值模拟方法的可靠性。

符号说明

B——折流板间距，m

D——换热器壳程内径，m

d0——换热管外径，m

f——阻力因子

h——对流传热系数，W·m-2·K-1

L——筒体长度，m

Nu——Nusselt 数

Δp——壳程压降，Pa·m-1

tp——管间距，m