基于ANSYS-CFX的管殼式換熱器殼程性能的數(shù)值研究

張 勇 閆媛媛 楊 飛

（陜西科技大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院)

換熱技術(shù)

基于ANSYS-CFX的管殼式換熱器殼程性能的數(shù)值研究

張 勇*閆媛媛 楊 飛

（陜西科技大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院)

利用Pro/E對弓形折流板換熱器進(jìn)行了參數(shù)化建模，采用ANSYS-CFX對換熱器殼程流體的流動(dòng)與傳熱做了模擬分析。從數(shù)值模擬的角度分析了單弓形折流板換熱器殼程振動(dòng)和傳熱 “死區(qū)”產(chǎn)生的原因，研究了不同折流板間距、不同折流板缺口高度及不同進(jìn)口流速對換熱器殼側(cè)傳熱和壓降的影響，并在此基礎(chǔ)上對換熱器的結(jié)構(gòu)提出了優(yōu)化措施。

換熱器 弓形折流板 結(jié)構(gòu)優(yōu)化 數(shù)值模擬 ANSYS-CFX

0 引言

管殼式換熱器作為一種普遍應(yīng)用的換熱裝置，因其具有易于制造、價(jià)格低廉、換熱表面清洗方便、工作穩(wěn)定、適應(yīng)性強(qiáng)等優(yōu)點(diǎn)，被廣泛用于能源、化工、冶金、石油等工業(yè)領(lǐng)域。但是傳統(tǒng)的單弓形折流板換熱器由于殼側(cè)壓降大和存在傳熱 “死區(qū)”的緣故，存在著換熱器能耗較大、換熱效率低等缺陷。所以搞清楚影響弓形折流板換熱器殼側(cè)傳熱和壓降的因素，對于提高換熱效率、減小能耗損失具有重大的工程意義。

隨著計(jì)算機(jī)及CFD技術(shù)的發(fā)展，數(shù)值模擬已經(jīng)成為新型高效低耗換熱器設(shè)計(jì)的得力工具[1]。本文以常見的單弓形折流板換熱器為主要研究對象，采用Pro/E軟件建立了換熱器的參數(shù)化模型，利用ANSYS-CFX對換熱器殼程流體的流動(dòng)與傳熱進(jìn)行了數(shù)值模擬，從數(shù)值模擬的角度分析了單弓形折流板換熱器殼程振動(dòng)和傳熱 “死區(qū)”產(chǎn)生的原因，研究了在改變折流板間距、折流板缺口高度及進(jìn)口流速時(shí)換熱器殼程傳熱和壓降的變化規(guī)律，總結(jié)了影響殼側(cè)性能的因素，并對換熱器的折流板結(jié)構(gòu)提出了改進(jìn)措施。

1 換熱器計(jì)算模型的建立

1.1 數(shù)學(xué)模型

基于不可壓縮的牛頓流體，管殼式換熱器殼程流體的流動(dòng)與傳熱必須滿足連續(xù)性方程、動(dòng)量守恒方程和能量守恒方程，即其表達(dá)式可表示為以下通用形式[2]：

式中 φ——通用變量，可以代表u、v、w、T等求解變量；

?！獜V義擴(kuò)散系數(shù)；

S——廣義源項(xiàng)。

1.2 簡化計(jì)算

為便于計(jì)算，在不影響本次研究重點(diǎn)的條件下對計(jì)算模型做了以下假設(shè)和簡化處理：流體為常黏性的不可壓縮牛頓流體；折流板與殼體、換熱管之間無間隙；換熱器殼程由折流板、換熱管束和殼體組成；換熱管外壁為恒溫。另外，由于受到計(jì)算機(jī)硬件和其它原因的限制，所以選取代表性的22根換熱管進(jìn)行布管。

1.3 幾何建模及劃分網(wǎng)格

幾何模型采用普遍應(yīng)用的單弓形折流板管殼式換熱器，計(jì)算用換熱器基本尺寸參數(shù)如表1所示（其中折流板間距及缺口高度采用不同尺寸，以便對模擬結(jié)果進(jìn)行對比，具體尺寸見后續(xù)分析所示）。

表1 換熱器基本尺寸

應(yīng)用Pro/E 5.0建立換熱器的三維實(shí)體模型，如圖1所示 （折流板間距為350 mm，缺口高度為0.52倍的殼體半徑）。建模完成后將模型保存為Parasolid格式，然后導(dǎo)入到前處理軟件ICEM CFD中進(jìn)行網(wǎng)格劃分。網(wǎng)格劃分方法采用自動(dòng)生成六面體網(wǎng)格，對換熱管和折流板進(jìn)行局部加密網(wǎng)格處理，網(wǎng)格光順質(zhì)量達(dá)到0.6，如圖2所示。

圖1 換熱器模型

圖2 網(wǎng)格模型

1.4 邊界條件

考慮到κ-ε雙方程模型較雷諾應(yīng)力模型求解方程數(shù)量少，而且能較好地解決存在渦流的工程問題，本文采用標(biāo)準(zhǔn)的κ-ε雙方程湍流模型并配合Standard Wall Function壁面函數(shù)進(jìn)行計(jì)算 （文獻(xiàn)[3]采用了同樣的湍流模型）。換熱器殼程工質(zhì)為水，密度為998 kg/m3，比熱容為4200 J/(kg·K)，熱傳導(dǎo)率為0.6W/(m·K)，折流板和換熱管束材料為不銹鋼；計(jì)算中定義速度和溫度進(jìn)口邊界條件，流體介質(zhì)的質(zhì)量忽略不計(jì)，殼側(cè)流體入口溫度為15℃，入口速度分別為1.6 m/s、3.8 m/s和6.5 m/s；出口為壓力出口邊界條件，設(shè)置相對靜壓為0 Pa；殼體壁面定義為無滑移光滑絕熱壁面，折流板和換熱管束外壁設(shè)為恒溫 （徐百平等[4]也將換熱管外壁設(shè)為恒溫），溫度為108℃。

2 模擬結(jié)果與分析

2.1 殼程振動(dòng)及傳熱 “死區(qū)”產(chǎn)生的原因

從圖3可以看出，冷流體從換熱器右端進(jìn)口流入，由于折流板的阻礙在殼程內(nèi)反復(fù)繞流，形成“Z”型流動(dòng)，使換熱器殼程增大。從軸向上看，殼側(cè)流體主流方向與折流板法向夾角很小，主流流體在接觸到折流板時(shí)速度方向劇烈變化，產(chǎn)生很大的沖擊，這種沖擊容易引起殼程振動(dòng)而導(dǎo)致折流板與殼體之間的焊縫產(chǎn)生裂紋，而且在折流板的背風(fēng)區(qū)域出現(xiàn)了部分流體的逆流現(xiàn)象，即傳熱 “死區(qū)”。從徑向上看，在折流板的迎風(fēng)面區(qū)域流體從折流板底部流向換熱管束間，在頂部相遇后部分流體又從各個(gè)方向回流到管間，形成了復(fù)雜的管間橫流。由于流體是橫向沖刷換熱管的，所以容易使管束出現(xiàn)振動(dòng)，導(dǎo)致?lián)Q熱管與折流板之間的間隙配合松脫。

圖3 換熱器殼程速度矢量圖

需要說明的是為了顯示效果不受換熱管影響，在以下分析過程中均選取y=18.5 mm截面 （y=0 mm截面為對稱中心面）進(jìn)行分析。

2.2 折流板間距對殼側(cè)性能的影響

固定折流板缺口高度為0.52倍的殼體半徑，入口流速為1.6 m/s，折流板間距為350 mm、300 mm和250mm時(shí)，殼程性能分析如下：

殼程流體在折流板迎風(fēng)面橫向沖刷管束，表現(xiàn)為復(fù)雜的錯(cuò)流傳熱形式，大部分的換熱都在這個(gè)區(qū)域完成，而折流板的缺口是通流區(qū)，流體速度方向與換熱管平行，傳熱量較少[3]。所以，折流板迎風(fēng)區(qū)域流體的橫流程度越強(qiáng)，流體橫向沖刷管束的速度越大，換熱性能就越好。從圖4可以看出，隨著換熱器殼程折流板間距減小 （折流板數(shù)目增多），殼側(cè)流體橫流程度越明顯，折流板迎風(fēng)面流體橫向沖刷換熱管的速度越大，背風(fēng)區(qū)逆流現(xiàn)象越弱，換熱效果就越好。

圖4 y=18.5mm截面速度矢量（從上到下折流板間距為350mm、300mm和250mm）

從圖5可以看出，冷流體從換熱器右端入口流進(jìn)，沿著殼程方向流體溫度逐漸遞增，并且隨著殼側(cè)折流板數(shù)目增多 （間距減?。?，流體溫度遞增的速率變大，出口流體的溫度增大，換熱量增加，換熱效率提高。另外，殼程流體除了沿軸向的溫度遞增，沿殼程徑向的溫度分布也存在較大梯度，這主要是流體通流截面反復(fù)突變引起殼程流體流動(dòng)不均勻而造成的溫度分布不均勻，但是這種不均勻的流動(dòng)卻增強(qiáng)了流體的湍動(dòng)程度，對傳熱來說是有利的。

圖5 y=18.5mm截面溫度分布 （折流板間距同圖4）

殼側(cè)阻力損失的大小是評價(jià)換熱器性能的一個(gè)重要指標(biāo)，因?yàn)樗苯佑绊懙缴a(chǎn)線路的動(dòng)力消耗[5]。對于弓形折流板換熱器，主流方向與折流板法向方向平行，主流流體與折流板接觸時(shí)速度劇烈變化，造成殼側(cè)流體很大的流動(dòng)阻力損失，即換熱器的殼側(cè)壓降較大。從圖6可看出，隨著折流板間距的減小 （折流板數(shù)目增多），殼側(cè)壓降相應(yīng)地增大，阻力損失也相應(yīng)地增大，即能耗相應(yīng)地增大。2.3 折流板缺口高度對殼程性能的影響

對于上述的換熱器，固定折流板間距為300 mm不變，依次改變折流板缺口高度，對換熱器殼程性能影響如下：

從圖7可看出，隨著折流板缺口高度由0.52倍的殼體半徑依次增大為0.59倍、0.68倍后，折流板迎風(fēng)面流體的速度雖稍有增大，但是在折流板背風(fēng)面出現(xiàn)了嚴(yán)重的 “渦流”，流體速度相對停滯，傳熱 “死區(qū)”加劇，而且殼程流體 “Z”型橫流的程度也變?nèi)?。所以，總體來說隨著殼程折流板缺口高度的增大，傳熱效果是降低的。

圖6 y=18.5mm截面壓強(qiáng)分布 （折流板間距同圖4）

圖7 y=18.5mm截面速度矢量（從上到下折流板缺口高度依次為0.52倍殼體半徑、0.59倍殼體半徑和0.68倍殼體半徑）

圖8 y=18.5mm截面壓強(qiáng)分布 （缺口高度同圖7）

圖9 y=18.5mm截面壓強(qiáng)分布（從上到下進(jìn)口流速分別為1.6m/s、3.8m/s和6.5m/s）

從圖8可以看出，隨著殼程折流板缺口高度增大，殼側(cè)壓降減小。這主要是由于隨著折流板缺口高度變大，殼程流體偏離了理想橫流，主流流體速度變化相對平緩，換熱器殼程流體流動(dòng)阻力損失減小，殼側(cè)壓降就減小。

2.4 入口流速對換熱器殼側(cè)壓降的影響

固定換熱器折流板間距為300 mm，缺口高度為0.59倍的殼體半徑，進(jìn)口流速依次由1.6m/s增加到3.8m/s和6.5m/s。從圖9可看出，隨著進(jìn)口流速的增加，殼側(cè)壓降大幅度增加，進(jìn)口流速增大不到兩倍，殼側(cè)壓降增加約60%以上，這說明進(jìn)口流速對殼側(cè)壓降的影響比較顯著。在所需動(dòng)力較大的生產(chǎn)線中應(yīng)盡量減小換熱器進(jìn)口流速以降低能耗。

3 結(jié)論

（1）傳統(tǒng)單弓形折流板換熱器由于殼程流體主流方向與折流板法向夾角較小，主流流體在接觸折流板時(shí)速度反復(fù)發(fā)生突變，產(chǎn)生很大的沖擊，這種沖擊容易引起殼程折流板的振動(dòng)，并且在折流板背風(fēng)區(qū)出現(xiàn)渦流，即傳熱 “死區(qū)”；另外由于殼程流體是橫向沖刷換熱管束，且還有部分流體在碰到殼體后回流到管間，這也會(huì)導(dǎo)致?lián)Q熱管束的振動(dòng)和傳熱 “死區(qū)”的出現(xiàn)。

（2）分析結(jié)果表明：隨著折流板間距減小 （折流板數(shù)目增多），殼程折流板迎風(fēng)區(qū)流體橫向沖刷管束的速度越大，背風(fēng)區(qū)傳熱 “死區(qū)”越少，換熱效果就越好，但是殼側(cè)壓降越大，阻力損失也越大；隨著折流板缺口高度增加，換熱器殼側(cè)阻力減小，壓降減小，但是換熱器的傳熱效果降低 （與黃文江等[6]采用的Bell-Delaware換熱器設(shè)計(jì)方法得出的結(jié)果一致）；隨著殼程流體入口速度增大，殼側(cè)壓降大幅度增加，入口流速對殼程壓降影響較大。

（3）基于以上分析結(jié)論，對弓形折流板的結(jié)構(gòu)提出優(yōu)化措施：殼程流體入口速度較小時(shí)，可以在適當(dāng)增加折流板缺口高度的同時(shí)在折流板間增加幾塊分隔板，這樣既能降低殼側(cè)壓降又能增強(qiáng)傳熱效果；當(dāng)入口流速較大時(shí)，應(yīng)盡可能在增加折流板缺口高度的同時(shí)也增大折流板間距，以降低由于入口流速大而引起的殼側(cè)壓降過大。

[1]劉敏珊，董其武，劉乾.折流板換熱器的流場數(shù)值模擬與結(jié)構(gòu)優(yōu)化 [J].石油機(jī)械，2006,34(4):42-45.

[2]王福軍.計(jì)算流體力學(xué)分析——CFD軟件原理及應(yīng)用[M].北京：清華大學(xué)出版社，2004：11-12.

[3]付磊，曾燚林，唐克倫.管殼式換熱器殼程流體流動(dòng)與傳熱數(shù)值模擬 [J].壓力容器，2012，29(5)：36-41.

[4]徐百平，朱東升.螺旋折流板換熱器殼程流動(dòng)與傳熱數(shù)值模擬研究 [J].石油煉制與化工，2005，36(10): 33-36.

[5]王春玲.連續(xù)螺旋折流板換熱器的數(shù)值模擬研究 [D].天津：天津大學(xué)，2008.

[6]黃文江，張建飛，陶文銓.弓形折流板換熱器中折流板對換熱器性能的影響 [J].工程熱物理學(xué)報(bào)，2007，28(6):1022-1024.

[7]Hofmann A.Theoretical solution for the cross-fiow heat exchanger[J].Heatand Mass Tranfer,2000，36:127-133.

[8]孫紀(jì)寧.ANSYSCFX對流傳熱模擬基礎(chǔ)教程 [M].北京：國防工業(yè)出版社，2010.

[9]齊洪洋，高磊，張瑩瑩.管殼式換熱器強(qiáng)化傳熱技術(shù)概述 [J].壓力容器，2012,29(7):73-78.

[10]Bell K J.Delaware method for shell side design.In：Palen JW，ed.Heat Exchanger Sourcebook.Washington: Hemisphere Publishing Corporation，1986：129-166.

[11]鄧斌，陶文銓.管殼式換熱器殼程湍流流動(dòng)的數(shù)值模擬與實(shí)驗(yàn)研究 [J].西安交通大學(xué)學(xué)報(bào)，2003,37(9): 889-893.

[12]嚴(yán)良文，王志文.折流板換熱器的數(shù)值模擬及場協(xié)同分析 [J].石油機(jī)械，2005,33（4）：13-15.

Numerical Research about Shell Performance of Shell-and-tube Heat Exchanger Based on ANSYS-CFX

Zhang Yong Yan Yuanyuan Yang Fei

Parametric modeling of segmental baffle board heat exchangers was carried out with Pro/E. Simulated and analyzed the shell fluid flow and heat transfer of heat exchanger with ANSYS-CFX,analyzed the cause of vibration and heat transfer dead-zone in the single segmental baffle heat exchanger from the viewpoint of numerical simulation,studied the influence on shell side heat transfer and pressure drop of different baffle spacing，different baffle plate gap heights and different inlet velocities，and then proposed optimized measures for the heat exchanger structure.

Heatexchanger；Segmental baffle，Structure optimized；Numerical simulation；ANSYS-CFX

TQ 172

2012-11-11）

*張勇，男，1966年生，碩士生導(dǎo)師，教授。西安市，710021。