周向重疊三分螺旋折流板換熱器性能比較

董 聰 陳亞平 吳嘉峰 操瑞兵

(東南大學(xué)能源與環(huán)境學(xué)院,南京210096)(東南大學(xué)能源熱轉(zhuǎn)換及其過程測控教育部重點實驗室,南京210096)

管殼式換熱器具有結(jié)構(gòu)簡單、制造安裝方便、耐高溫高壓和設(shè)計計算方法成熟等優(yōu)點,被廣泛應(yīng)用于石油化工、電力、冶金等工業(yè)中.弓形折流板換熱器是應(yīng)用最廣泛的管殼式換熱器,然而弓形折流板換熱器具有壓降較大、有流動死區(qū)、換熱系數(shù)偏低、容易結(jié)垢和在折流板缺口處的管束支撐距離大、易產(chǎn)生誘導(dǎo)振動等缺陷.針對上述缺點,Lutcha等[1]提出了一種每個螺旋周期由4塊扇形折流板首尾相連組成的1/4螺旋折流板換熱器.

國內(nèi)外對螺旋折流板換熱器強化傳熱研究主要集中在螺旋角和折流板連接方式的優(yōu)化,對于螺旋折流板換熱器的低流動阻力性能得到一致認(rèn)可,但其殼側(cè)換熱系數(shù)能否優(yōu)于弓形折流板換熱器卻存在爭議.Kral等[2]對5組不同螺旋角的螺旋折流板換熱器與弓形折流板換熱器進行實驗研究,得出40°螺旋角方案遠優(yōu)于弓形折流板換熱器.Andrews等[3]使用3D多孔介質(zhì)分布阻力模型模擬螺旋折流板換熱器的流動和傳熱特性,模擬結(jié)果與實驗值或關(guān)聯(lián)式匹配良好.Stehlik等[4]建議采用軸向搭接來減少非連續(xù)折流板形成的相鄰折流板之間三角區(qū)的泄漏.Zhang等[5]對20°～50°不同螺旋角的4個中間搭接的1/4螺旋折流板換熱器和1個弓形折流板換熱器方案展開試驗研究,表明30°螺旋角方案綜合性能最優(yōu);但結(jié)果顯示所有螺旋折流板換熱器的性能均低于弓形折流板換熱器.曹興等[6]通過數(shù)值模擬對不同搭接量的螺旋折流板換熱器進行研究,結(jié)果表明大傾斜角搭接方案比同樣螺距下的小傾斜角首尾相接方案差.Peng等[7]發(fā)現(xiàn)相同壓降下連續(xù)螺旋折流板換熱器殼側(cè)換熱系數(shù)比弓形折流板換熱器高10%.陳亞平[8]針對正三角形布管的換熱器，提出了每個螺旋周期采用3塊折流板的三分螺旋折流板換熱器方案.實驗結(jié)果表明，20°周向重疊三分螺旋折流板換熱器方案的換熱系數(shù)和綜合性能最高[9];模擬結(jié)果也顯示了周向重疊結(jié)構(gòu)有利于減小三角區(qū)漏流[10].

針對螺旋折流板換熱器的多種衍生結(jié)構(gòu)存在不同的性能,本文采用數(shù)值模擬方法探討了殼體、布管方式和換熱管數(shù)相同以及螺距近似的傾斜角為20°三分周向重疊(20°TCO)、傾斜角為18°四分周向重疊(18°QCO)、傾斜角為18°四分首尾相連(18°QEE)和螺旋角為18.4°連續(xù)(18.4°CH)4種不同結(jié)構(gòu)的螺旋折流板換熱器的殼側(cè)流動和傳熱性能.

1 計算模型

1.1 幾何模型

螺旋折流板換熱器的物理模型和4種幾何結(jié)構(gòu)見圖1.物理模型由換熱管、拉桿、折流板、殼體、封頭和管殼側(cè)進出口接管組成;殼側(cè)通道均由10個周期的螺旋折流板分隔,管程有34根換熱管,折流板由3根拉桿固定，換熱器殼體內(nèi)徑為126 mm，換熱管長為1 300 mm，螺距為129 mm,管殼側(cè)進出口接管內(nèi)徑為40 mm.雖然四分螺旋折流板換熱器在實際使用時至少需要4根拉桿,但為了在相同條件下進行數(shù)值模擬比較,換熱管和拉桿數(shù)目仍然與三分螺旋折流板換熱器方案一致.

1.2 控制方程和模擬方法

螺旋折流板換熱器在流動與傳熱數(shù)值模擬過程中遵守質(zhì)量守恒、動量守恒和能量守恒3個基本守恒定律,黏性方程選用k-ε中各向異性的RNG湍流模型,4種控制方程由統(tǒng)一的公式表示為[3]

div(ρUΦ)=div(ΓΦgradΦ)+SΦ

(1)

(2)

式中,U為速度矢量;Φ為通用變量,可表示u,v,w,T,k,ε和其他變量;ΓΦ為廣義擴散系數(shù);SΦ為廣義源項;tw為壁面溫度;tf為流體溫度;h為殼側(cè)換熱系數(shù);下標(biāo)b為交界面處.

數(shù)值模擬采用Fluent軟件計算，時間項選擇定常求解，湍流模型采用基于重整化群的RNG-k-ε模型，控制方程中的壓力與速度耦合采用Simple算法，動量、能量和湍流參數(shù)均采用二階迎風(fēng)格式；冷熱側(cè)流體之間的壁面換熱采用式(2)計算；當(dāng)u，v，w，k和ε的殘差值小于10-4數(shù)量級、能量的殘差值小于10-7數(shù)量級、冷熱側(cè)進出口壓力達到穩(wěn)定且冷熱側(cè)流體保持質(zhì)量守恒和能量守恒時，則認(rèn)為計算結(jié)果收斂.

1.3 網(wǎng)格獨立性和計算結(jié)果驗證

采用Gambit軟件建立螺旋折流板換熱器三維模型,采用Tet/Hybrid命令劃分非結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格，在Fluent軟件中使用smooth/swap命令,使網(wǎng)格skewness值控制在0.8以內(nèi).考慮流體流動的邊界層效應(yīng),對換熱管壁面進行局部網(wǎng)格加密.對2.7×106,3.2×106,3.9×106,4.5×106和5.3×106五種不同網(wǎng)格數(shù)量的周向重疊方案進行網(wǎng)格獨立性檢測,在綜合考慮計算機能力和精度后,將網(wǎng)格數(shù)定為約3.9×106.為驗證模擬結(jié)果的可靠性,對20°周向重疊方案中殼側(cè)換熱系數(shù)和壓降的模擬值與實驗值[9]進行了對比.結(jié)果表明，殼側(cè)換熱系數(shù)模擬值與實驗值的平均誤差為18.50%,殼側(cè)壓降模擬值與實驗值的平均誤差為11.06%,且誤差隨流量的增加而減少,所以可以認(rèn)為數(shù)值計算方法是合理和可信的.

2 模擬結(jié)果分析

螺旋折流板換熱器殼側(cè)通道由10個螺旋周期C1～C10組成.4種方案幾何參數(shù)和實驗參數(shù)保持一致;熱流體水走管側(cè),入口速度和溫度分別為vi,in=1.37 m/s和Ti,in=339.4 K;冷流體水走殼側(cè),入口速度和溫度分別為vo,in=2.86 m/s和To,in=324.9 K.為了便于分析,構(gòu)建了C5和C6周期內(nèi)子午切面M1、同心正六邊形切面H2和H3;T1～T9為60°扇形區(qū)域內(nèi)的3排換熱管;N1～N4為從內(nèi)到外的同心正六邊形換熱管層數(shù),如圖2所示.

圖3給出了4個方案子午切面M1上速度矢量疊加壓力云圖.由圖可清晰看到,壓力沿流動方向呈階梯狀逐漸下降,20°TCO方案降幅最大,18.4°CH方案壓降最小;由于流體沿螺旋狀流動,于每個周期的前段,部分流體在離心力的作用下甩向外圍邊緣區(qū)域,然后維持平行流,在每個周期的后段在向心壓差的主導(dǎo)作用下形成向心回流.在離心力和徑向壓差的共同作用下在螺旋通道內(nèi)產(chǎn)生單渦型迪恩渦二次流,有效促進了各部分流體的混合,強化了傳熱.雖然各方案均有二次流存在,但20°TCO方案的最強,18.4°CH方案的最弱.

圖2 各方案的切面、管子和管層編號及位置

圖3 子午切面M1上的速度矢量疊加壓力云圖

為了分析非連續(xù)螺旋折流板換熱器相鄰2塊折流板之間V形缺口的泄漏情況,圖4展示了4種不同折流板結(jié)構(gòu)方案在流體充分發(fā)展區(qū)域內(nèi)C5和C6兩個周期中由外向內(nèi)第2層H2和第3層H3展開的六邊形切面速度矢量疊加速度云圖.由圖可見，20°TCO方案的流場強度最強,18.4°CH方案的最弱但也最均勻;從2個四分螺旋折流板換熱器方案的比較來看，18°QCO方案的逆向泄漏明顯比18°QEE方案弱，可見周向重疊結(jié)構(gòu)有利于抑制相鄰折流板連接處的逆向泄漏.

由圖4可見，4個方案中H3切面的平均速度、V形缺口泄漏量和二次流強度均比H2切面大,這是因為H3切面更靠近軸心，且V形缺口比H2大,但H2切面流速和流線分布比H3切面更加均勻.非連續(xù)方案的折流板背面均出現(xiàn)低速集中區(qū)域,但20°TCO方案流道中的速度明顯大于18°QCO方案.

圖4 正六邊形切面(左H2，右H3)速度矢量疊加速度云圖

當(dāng)殼側(cè)質(zhì)量流量Go=3.57 kg/s時,選取60°扇形范圍內(nèi)的9根換熱管T1～T9在C5周期內(nèi)的局部熱流密度進行研究.圖5顯示了平均局部熱流密度q沿換熱管T1～T9和同心正六邊形換熱管層數(shù)N1～N4的變化曲線.由圖可見，局部熱流密度q沿軸向和周向均呈周期性分布,T1或N1換熱管平均局部熱流密度明顯高于外側(cè)換熱管或換熱管層;

圖5 60°扇區(qū)換熱管及換熱管層的平均熱流密度

平均局部熱流密度沿徑向逐漸減小,即外層換熱管上局部熱流密度小于內(nèi)層;且沿周向以折流板為周期呈波浪形變化；熱流密度沿周向以折流板為周期呈波浪形變化，在同一層的換熱管中越靠近折流板直邊，熱流密度則越強.表明20°TCO方案的平均局部熱流密度最大;18°QCO方案和18°QEE方案的平均局部熱流密度其次,18.4°CH方案的平均局部熱流密度最小.

換熱器殼側(cè)傳熱因子jo和殼側(cè)摩擦系數(shù)fo分別按下式計算,并采用傳熱因子和摩擦系數(shù)之比(jo/fo)作為其綜合性能的評價指標(biāo),即

(3)

(4)

(5)

式中,ho為殼側(cè)換熱系數(shù);Pro為殼側(cè)流體普朗特數(shù);cp為流體定壓比熱;ρo為殼側(cè)流體密度;wo為殼側(cè)軸向速度;Δpo為殼側(cè)壓降;Dh為殼側(cè)軸向水力直徑;L為換熱管管長;a為相鄰管子的中心距;do為管子外徑.jo,fo和(jo/fo)組合數(shù)均為無因次量.

圖6為殼側(cè)傳熱因子jo、殼側(cè)摩擦系數(shù)fo和綜合性能指標(biāo)(jo/fo)隨殼側(cè)流量Go的變化曲線.由圖可知，4種方案的殼側(cè)傳熱因子jo和殼側(cè)綜合性能指標(biāo)(jo/fo)都隨著殼側(cè)流量的增加而增大,四分螺旋折流板方案的增大趨勢要小于其他2種方案;而4種方案的殼側(cè)摩擦系數(shù)fo均隨殼側(cè)流量的增加而降低.

圖6 殼側(cè)性能隨殼側(cè)流量的變化

在模擬范圍內(nèi),20°TCO方案的殼側(cè)傳熱因子jo、摩擦系數(shù)fo和綜合性能指標(biāo)(jo/fo)平均值為最優(yōu),其綜合性能指標(biāo)(jo/fo)平均值分別比18°QEE方案、18°QCO方案和18.4°CH方案高1.03%，4.98%和9.05%.18.4°CH方案殼側(cè)傳熱因子jo、摩擦系數(shù)fo和綜合性能指標(biāo)(jo/fo)都最差.

由于20°TCO方案具有傳熱性能最強、零部件較少等優(yōu)點,具有較強的推廣應(yīng)用優(yōu)勢.18°QEE和18°QCO方案的折流板數(shù)目比20°TCO方案多25%,換熱系數(shù)較低,市場潛力比20°TCO方案差.18.4°CH方案的加工制造十分困難,其換熱系數(shù)又較低,綜合性能也沒有競爭優(yōu)勢.

對于螺旋折流板換熱器來說,傾斜折流板是關(guān)鍵零件.為此陳亞平[11]提出了一種采用激光切割的新方法,將所有圓孔和扇形折流板的弧形邊的切割軌跡線都采用橢圓或橢圓弧段,故對于不同傾斜角的折流板方案只需調(diào)整切割程序和采用相應(yīng)傾斜角的激光束即可.該方法徹底擺脫了目前傾斜折流板每種規(guī)格都需要配套模具且鉆孔位置容易滑移的落后加工方式,從根本上促進了螺旋折流板換熱器的普及應(yīng)用.

3 結(jié)論

1) 子午切面M1上的壓力云圖表明，壓力沿流動方向逐漸減小,每個螺旋通道中存在由離心力與徑向壓差共同作用產(chǎn)生的單渦型二次流,能有效促進強化傳熱.同心六邊形切面上的速度矢量揭示了相鄰折流板連接處的三角區(qū)存在漏流，即周向重疊結(jié)構(gòu)中重疊管排的阻尼作用可抑制漏流.

2) 由60°扇形區(qū)內(nèi)T1～T9換熱管上局部熱流密度可見,各方案局部熱流密度沿軸向和周向呈周期性分布,沿徑向逐漸減小.20°TCO方案的平均局部熱流密度最大,18.4°CH方案的平均局部熱流密度最小但其分布最均勻.

3) 20°TCO方案的殼側(cè)傳熱因子jo和平均綜合性能指標(biāo)(jo/fo)最優(yōu);雖然18.4°CH方案摩擦系數(shù)fo最小且不存在缺口泄漏,但其殼側(cè)傳熱因子jo和平均綜合性能指標(biāo)(jo/fo)最差.18°QCO方案殼側(cè)傳熱因子jo和摩擦系數(shù)fo都比18°QEE方案高,其綜合性能指標(biāo)(jo/fo)稍低于后者.

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[1] Lutcha J,Nemcansky J. Performance improvement of tubular heat exchangers by helical baffles [J].ChemicalEngineeringResearch&Design,1990,68(3): 263-270.

[2] Kral D,Stehlik P,van der Ploeg H J,et al. Helical baffles in shell-and-tube heat exchangers,part Ⅰ: experimental verification [J].HeatTransferEngineering,1996,17(1): 93-101.

[3] Andrews M J,Master B I. Three-dimensional modeling of a helixchanger heat exchanger using CFD [J].HeatTransferEngineering,2005,26(6): 22-31.

[4] Stehlik P,Wadekar V V. Different strategies to improve industrial heat exchange [J].HeatTransferEngineering,2002,23(6): 36-48.

[5] Zhang Jianfei,Li Bin,Huang Wenjiang,et al. Experimental performance comparison of shell-side heat transfer for shell-and-tube heat exchangers with middle-overlapped helical baffles and segmental baffles [J].ChemicalEngineeringScience,2009,64(8): 1643-1653.

[6] 曹興,杜文靜,汲水,等.搭接方式對螺旋折流板換熱器殼側(cè)性能的影響 [J].化工學(xué)報,2011,62(12):3367-3372.

Cao Xing,Du Wenjing,Ji Shui,et al. Effects of baffle connection manner on shell-side performance of heat exchanger with helical baffles [J].CIESCJournal,2011,62(12): 3367-3372. (in Chinese)

[7] Peng B,Wang Q W,Zhang C,et al. An experimental study of shell-and-tube heat exchangers with continuous helical baffles [J].JournalofHeatTransfer,2007,129(10): 1425-1431.

[8] 陳亞平.適合于正三角形排列布管的螺旋折流板換熱器 [J].石油化工設(shè)備,2008,37(6):1-5.

Chen Yaping. A novel helix baffled heat exchanger suitable for tube bundle arrangement with equilateral triangles [J].Petro-ChemicalEquipment,2008,37(6): 1-5. (in Chinese)

[9] Chen Yaping,Cao Ruibing,Wu Jiafeng,et al. Experimental study on shell side heat transfer performance of circumferential overlap trisection helical baffle heat exchangers [C]//ProceedingsoftheASME2011InternationalMechanicalEngineeringCongressandExposition. Denver,Colorado,USA,2011:27-33.

[10] Chen Yaping,Sheng Yanjun,Dong Cong,et al. Numerical simulation on flow field in circumferential overlap trisection helical baffle heat exchanger [J].AppliedThermalEngineering,2013,50(1): 1035-1043.

[11] 陳亞平.一種螺旋折流板換熱器扇形折流板的加工方法：中國，2012100542911.X[P].2012-07-04.