基于正交试验的管壳式换热器折流板结构参数优化

李德涛 虞 斌 田文文 钱启兵

（南京工业大学机械与动力工程学院）

管壳式换热器具有结构简单、安全可靠及传热效率高等优点，广泛应用于石油、化工及冶炼等领域。折流板是管壳式换热器不可缺少的部件，影响着换热器的传热、壳程压降及流动等特性，当换热管较长时，折流板可有效支撑管束，提高其刚度，防止管束振动［1］。

文献［2］指出，折流板的缺口高度h一般选取壳程圆筒内径的20%～45%，折流板缺口高度的变化必定会改变流体的流动状态，进而影响换热器的传热效率。刘敏珊等通过数值模拟研究了折流板对换热器性能的影响，发现壳程压降和换热系数随着折流板缺口高度的增大而减小［3］。孙立勇研究发现流速相同时，折流板缺口高度越大，换热器性能系数越高［4］。

折流板最小间距应不小于壳体内径的1/5且不小于50mm，管束两端的折流板应尽可能布置在壳程进出口接管处，其他折流板宜等距布置。张少维等对管壳式换热器换热效率的影响因素进行了研究，得出折流板间距越大壳程传热系数越小、压降越小的结论，并利用Fluent和HTFS计算优化出了折流板的最佳间距，提高了对流传热系数［5～7］。Soltan B K等研究了折流板间距对换热系数和压降的影响，提出了折流板间距的最佳选择方法［8］。

为了减小管壳式换热器在折流板背风侧形成的传热死区，同时降低换热器的压降，既能继承传统弓形折流板的优点，又能有效提升换热器综合换热性能的一种方法就是在折流板上开孔［9］。熊智强等利用CFD对换热器弓形折流板进行开孔对比数值模拟，结果表明开孔之后壳程压降可减小7.3%，传热效率可提高5.4%［10］。郭土等采用数值模拟方法，研究了不同入口速度下折流板开孔前后的壳程流场和温度场，研究发现在相同的入口速度下，折流板开孔的换热器比普通换热器传热效果更好，尤其在低雷诺数下效果更好［11］。李贵等在单弓形折流板的不同位置进行开孔，数值模拟结果表明：均匀开孔对减小换热器壳程压降效果较好，综合性能评价因子E更好；在入口流速为0.1m/s时，通过改变开孔位置，壳程压降可优化3%左右［12］。

为提高管壳式换热器的换热效率，延长使用寿命［13，14］，笔者对单弓形折流板的缺口高度h、折流板数量n和折流板开孔孔径d进行正交试验研究，以期得到折流板对换热器性能的影响规律。

1 模型建立

1.1 几何模型

管壳式换热器的尺寸和结构严格按照GB/T 151—2014《热交换器》的要求设计，壳程内径260mm，壳程总长1 500mm，进出口管内径90mm，换热管外径24mm，换热管数量24根，换热管间距36mm。基于折流板缺口高度h、折流板数量n和折流板开孔孔径d这3个因素，每个因素都考虑3个水平，设计正交试验因素水平表见表1。

表1 正交试验因素水平表L9（33）

如果每个因素的每个水平相互搭配进行模拟研究，必须做33=27次模拟，将耗费许多时间和精力。所以在不影响结构优选的前提下考虑减少模拟量，把具有代表性的因素-水平组合保留下来，为此笔者选择其中9组方案进行分析，并分别命名为A、B、C、…、H、I（表2）［15］。

表2 9组方案组合

单弓形折流板换热器的三维模型相对复杂，为了简化计算模型，做如下假设：流体的密度、粘度系数及比热容等均为常数；流体不可压缩、各向同性、连续；忽略流体重力的影响。得到管壳式换热器三维简化模型如图1所示。

图1 管壳式换热器三维简化模型

1.2 网格划分及边界条件设置

网格划分是数值模拟过程中关键的一步，网格质量的优劣直接影响模型的计算收敛速度和结果的精确程度。笔者采用非结构化网格，这种网格的自适应能力好，适合计算较为复杂的模型。对模型进行网格无关性验证之后，最终确定当网格数在400万左右时即可满足计算要求。图2是换热器网格划分情况。

图2 换热器网格划分

求解计算采用3D单精度求解器，求解算法采用Pressure Bassed隐式（Implicit）求解，保证收敛的稳定性；压力和速度解耦采用SIMPLE算法；动量、能量及其湍流参量的求解均采用second order windup格式；湍流模型采用标准的k-ε模型。进口采用Velocity-inlet，给定流体速度、温度300K，进口回流条件采用湍流强度和水力直径（Intensity and Hydraulic Diameter）；出 口 采 用outflow；壳体壁面采用不可渗透、无滑移绝热边界，并给定换热管壁面为恒温500K；稳态不可压缩求解。

2 数值模拟与结果分析

2.1 压降

在换热器中由于折流板的阻碍，使得壳程换热介质阻力增大，最为直观的体现就是壳程的压降增大。图3是不同方案下换热器的壳程压降。由图3可以看出，在同一方案下，流速增加时，换热器壳程压降增加。当换热介质在相同的入口流速6m/s下，折流板缺口高度为95mm时，随着折流板数量的增加（即折流板间距减小），换热器的壳程压降增加了46.76%；缺口高度为75mm时，壳程压降增加了49.47%；缺口高度为55mm时，壳程压降增加了115.40%。这是因为随着折流板间距的减小，换热介质流动阻力增加，相应的换热器壳程压降增大。当折流板数量为4块时，随着折流板缺口高度的增加，折流板壳程压降降低了63.00%；当折流板数量为6块时，壳程压降降低了77.57%；当折流板数量为8块时，壳程压降降低了75.92%。这是因为缺口高度越大，流速越低，扰动越小；折流板开孔之后原本纵向冲刷换热管的部分换热介质直接横向流过折流板，因此降低了流动阻力，导致压降降低。

图3 不同方案下换热器的壳程压降

2.2 表面换热系数

图4是不同方案下换热器的表面换热系数。由图4可以看出，随着流速的增加，同一方案下表面换热系数增加。当换热介质在相同的入口流速6m/s下，折流板缺口高度为95mm时，换热管的表面换热系数随着折流板数量的增加而增加（增加了9.96%）；缺口高度为75mm时，表面换热系数增加了11.00%；缺口高度为55mm时，表面换热系数增加了12.10%；这是因为随着折流板数目的增多，壳程的Z形流动更加接近理想横流，并且相邻两块折流板之间的通道面积减小，使换热介质横掠管束的速度增大，换热系数增大。当折流板数量为4块时，表面换热系数随着折流板缺口高度的减小而增加（增加了4.76%）；当折流板数量为6块时，表面换热系数增加了8.30%；折流板数量为8块时，表面换热系数增加了6.79%；这是因为折流板缺口高度减小时，壳侧换热介质流动趋向理想横流流动的程度增大，导致表面换热系数增加。

图4 不同方案下换热器的表面换热系数

2.3 换热性能综合评价

一般情况下，压降减小时，换热器的换热性能也会随之降低。因此，如果要对换热器的换热性能进行综合评价，需要综合考虑换热器的换热系数和压降。笔者采用表面换热系数与压降之比（即综合性能评价因子E）对换热器的换热性能进行评价。

图5是不同方案下的综合性能评价因子。由图5可以看出，在相同流速下，随着折流板数量的增加，综合性能评价因子E逐渐减小；在相同折流板数量下，综合性能评价因子E随缺口高度的减小而减小，且趋势逐渐平缓。当换热介质入口流速为6m/s时，方案A的综合性能评价因子E是10.15%，方案I的综合性能评价因子E是1.89%，方案I的E相较方案A降低了81.38%，说明在9组方案中，方案A的折流板性能参数组合搭配相对而言是最好的。

图5 不同方案下的综合性能评价因子

2.4 正交试验分析

选取换热介质入口流速6m/s时的综合性能评价因子E为正交试验分析的指标，与原始数据一起进行分析，多因素试验方案与结果见表3。从表3中可以看出，折流板缺口高度h、折流板数量n与折流板开孔孔径d的极差分别为6.18、2.56、0.62，说明折流板缺口高度对换热器的换热效果影响最大，是主要的影响因素；正交试验得到的换热器换热效果最优参数组合为：折流板缺口高度h=95mm、折流板数量n=4块、折流板开孔孔径d=8mm。

表3 多因素试验方案与结果

3 结论

3.1 换热器壳程压降和换热管的表面换热系数随着折流板缺口高度的减小而增加，随着折流板数量的增加而增加。

3.2 综合性能评价因子随着折流板缺口高度的减小而减小，随着折流板数量的增加而减小。

3.3 通过正交试验分析得到，折流板缺口高度对换热器的换热效果影响最大，是主要的考虑因素；而折流板开孔孔径对换热效果的影响是三因素中最小的；正交试验分析得到，当折流板缺口高度h=95mm、折流板数量n=4块和折流板开孔孔径d=8mm时，换热器的换热效果最好。