全焊接板殼式換熱器入口處溫度的數(shù)值模擬

施卿海， 蘇文獻(xiàn)， 許 斌， 范 斌

（上海理工大學(xué) 能源與動(dòng)力工程學(xué)院，上海 200093）

全焊接板殼式換熱器是芬蘭伐德魯斯公司最早發(fā)明的新一代換熱器，其核心是由波紋換熱板片經(jīng)本體焊接而成的換熱板束，外殼是壓力容器.由于其具有緊湊、高效、無密封墊片、耐高溫、耐高壓等優(yōu)點(diǎn)［1］，近年來被國內(nèi)外廣泛使用.在國內(nèi)由于生產(chǎn)環(huán)境以及制造工藝的不同，使得這種換熱器的壽命相比國外大大減小，究其原因是由于在過熱蒸氣進(jìn)口處的板束溫差應(yīng)力過大而加劇板束的損耗造成的.因此，對(duì)此處的溫度分布進(jìn)行分析研究是改善這種情況的重要方法之一.近年來，隨著數(shù)值計(jì)算技術(shù)和湍流模擬理論的迅速發(fā)展，利用數(shù)值方法對(duì)換熱器的研究越來越多，在國內(nèi)如劉利平等［2］采用FLUENT軟件對(duì)管殼式換熱器殼程三維流場(chǎng)進(jìn)行了模擬研究，但對(duì)于全焊接板殼式換熱器方面的研究至今未見報(bào)導(dǎo).為此，采用FLUENT軟件對(duì)HYBIRD全焊接板殼式換熱器過熱蒸汽進(jìn)口處的溫度進(jìn)行模擬分析，通過改變進(jìn)口的流量、直徑進(jìn)行對(duì)比分析，從而進(jìn)一步揭示過熱蒸汽入口處板束溫度的分布狀況，為其優(yōu)化設(shè)計(jì)提供直觀信息.

1 數(shù)值計(jì)算模型

1.1 換熱器整體模型

HYBIRD全焊接板殼式換熱器近幾年來在工業(yè)中特別是電力企業(yè)得到廣泛應(yīng)用，其內(nèi)部流體示意圖見圖1.兩塊波紋板之間的通道形成板程，板束與板束之間焊接而形成的一個(gè)個(gè)小孔為殼程，兩者形成十字錯(cuò)流.從圖1中可以看出，幾乎整個(gè)金屬板表面都用于熱交換，使得板殼式換熱器內(nèi)部的死點(diǎn)數(shù)量大大減少，提高了換熱器的換熱效率.圖2為換熱器整體結(jié)構(gòu)圖.

圖1 內(nèi)部流體示意圖Fig.1 Schematic diagram of internal fluid

圖2 換熱器結(jié)構(gòu)圖Fig.2 Structure chart of heat exchanger

由于受計(jì)算機(jī)硬件等因素的制約，很難對(duì)一臺(tái)完整的換熱器模型進(jìn)行計(jì)算，需對(duì)幾何模型進(jìn)行簡(jiǎn)化，模型的簡(jiǎn)化主要是利用相似原理和主要矛盾分析方法，選取最能代表換熱器特征參數(shù)變化規(guī)律的區(qū)域進(jìn)行分析求解，因而作者對(duì)換熱器的板束、折流板數(shù)目以及結(jié)構(gòu)尺寸都進(jìn)行了一定的簡(jiǎn)化.圖3為在Gambit中建立換熱器模型的整體結(jié)構(gòu)圖，表1為換熱器的結(jié)構(gòu)尺寸.

圖3 換熱器模型圖Fig.3 Model of heat exchanger

表1 換熱器的結(jié)構(gòu)尺寸Tab.1 Structural dimensions of the heat exchanger

1.2 模型選擇及控制方程組

全焊接板殼式換熱器的數(shù)值計(jì)算，由于換熱器殼程結(jié)構(gòu)復(fù)雜以及流動(dòng)形態(tài)多樣化，使得影響流體流動(dòng)和傳熱的因素增多.考慮到湍流效應(yīng)對(duì)流動(dòng)與傳熱的影響，故采用κ－ε湍流模型進(jìn)行模擬，而其中的RNG（renormalization－group）模型可以更好地預(yù)測(cè)靠近壁面處和高流線曲率流體的流動(dòng)狀態(tài)，所以選擇κ－ε（RNG）模型.為了便于分析設(shè)定：流體為牛頓流體、流體物性為常數(shù)及流體橫向?qū)岷雎圆挥?jì)［3］.換熱器流體的流動(dòng)和熱量傳遞必須滿足方程：

式中，xi為x方向的位移分量；ρ為流體密度；ui為x方向的速度分量.

式中，uk為y方向的速度分量；μ為流體黏度；p為流體微元體上的壓力；xk為y方向的位移分量.

式中，t為時(shí)間；k為傳熱系數(shù)；Cp為比定壓熱容.

湍流動(dòng)量方程

式中，μeff為有效動(dòng)力黏度；Gk為平均速度梯度引起的湍動(dòng)能k產(chǎn)生項(xiàng)；ε為湍動(dòng)耗散率.

能量耗散方程

其中

以上式中，αε＝1.39；C1ε＝1.42；C2ε＝1.68；η為卡諾循環(huán)效率.

1.3 計(jì)算方法和邊界條件

采用Gambit軟件建立模型和劃分網(wǎng)格，由于全焊接板殼式換熱器殼程結(jié)構(gòu)復(fù)雜，所以采用四面體和金字塔網(wǎng)格來劃分.在FLUENT中采用分離變量法隱式求解，保證收斂的穩(wěn)定性.壓力和速度耦合 采 用 SIMPLE （semi－implicit method for pressure－linked equation）算法，動(dòng)量、能量以及湍流參量的求解采用二階迎風(fēng)格式，質(zhì)量及能量計(jì)算殘差控制在10－4數(shù)量級(jí)之內(nèi).

計(jì)算流體進(jìn)口殼程采用質(zhì)量流速進(jìn)口，板程采用速度進(jìn)口，按流體質(zhì)量流速、速度、溫度、湍流強(qiáng)度等分別給定殼程和板程入口條件；出口為壓力出口邊界條件；板壁、折流板采用熱耦合邊界條件；殼體壁面采用絕熱邊界條件.壁面邊界采用無滑移固壁條件，并使用標(biāo)準(zhǔn)壁面函數(shù)法確定固壁附近流動(dòng).

殼程過熱蒸氣進(jìn)口質(zhì)量流速M(fèi)s為0.01kg／s，溫度為500K；板程水進(jìn)口流速為2m／s，溫度為330K.

2 計(jì)算結(jié)果及數(shù)據(jù)處理

2.1 殼程溫度

圖4為換熱器殼程的溫度云圖.圖中可以看出溫度沿殼程流向逐漸減小，且隨折流板個(gè)數(shù)的增加，溫度的下降幅度逐漸變小.特別在入口處的紅圈里溫度分布很不規(guī)則，這是由于流體剛進(jìn)入時(shí)的不確定性，使得在進(jìn)入板束中間通道的時(shí)候造成流量分布不均，久而久之這種分布導(dǎo)致了溫差應(yīng)力慢慢增大，從而減少了換熱器的使用壽命，這也是現(xiàn)在國內(nèi)對(duì)于HYBIRD全焊接板殼式換熱器方面一個(gè)沒有解決的難點(diǎn).為此將改變過熱蒸氣流量以及直徑進(jìn)行進(jìn)一步研究分析.

圖4 殼程溫度分布云圖Fig.4 Temperature contours of the shell

2.2 板束在不同進(jìn)口質(zhì)量流速情況下的溫度

圖5（見下頁）為進(jìn)口處板束在質(zhì)量流速M(fèi)s分別為0.002，0.005，0.008和0.01kg／s情況下的溫度分布云圖.圖中可以看出隨著質(zhì)量流速的增大，板束間的溫差也越來越大.圖5（a），5（b）可以看出當(dāng)質(zhì)量流速較小時(shí)，各個(gè)板束間的溫度分布比較均勻，溫差也比較小；圖5（c），5（d）可以看出中間兩塊板束的溫度較高，而上下兩塊板束的溫度則相對(duì)比較低，過大的溫度差將導(dǎo)致溫差應(yīng)力增大，加劇板束的破壞.

2.3 板束在不同進(jìn)口直徑情況下的溫度

圖6（見下頁）為進(jìn)口直徑分別為20，40，60和80mm情況下的溫度分布云圖.圖中可以看出隨著過熱蒸氣入口直徑的增大，板束間的溫差逐漸減小.當(dāng)直徑為20mm時(shí)，造成入口處板束中心溫度過高，換熱面積過小，使得板束都沒有充分地參與到換熱中去，大大增加了能耗，因此是非常不合理的；當(dāng)直徑為40mm時(shí)，同一板束間的兩邊溫差也越來越大；當(dāng)直徑為60mm時(shí)，中間板束與兩邊板束的溫差加大；當(dāng)直徑為80mm時(shí)，各板束間的溫度基本相同，這樣使得溫差應(yīng)力大大減小.

圖5 不同質(zhì)量流速下入口處板束的溫度分布圖Fig.5 Temperature contours at the entrance of plates with different mass flow rates

圖6 不同進(jìn)口直徑入口處板束的溫度分布圖Fig.6 Temperature contours at the entrance of plates with different diameters

2.4 結(jié)果對(duì)比分析

圖7為同一板束以及不同板束的最大溫差隨著過熱蒸汽質(zhì)量流速和入口處開孔率變化情況.圖中可以看出隨著質(zhì)量流速的減小以及入口處開孔率的增大，同一板束以及不同板束間的溫差逐漸減小.

圖7 不同質(zhì)量流速和不同開孔率變化時(shí)的溫差Fig.7 Curve of differential temperature with different mass flow rates and percentage of open area

這里，過熱蒸汽入口直徑與換熱器殼體截面長(zhǎng)度之比可以作為此換熱器的開孔率φ＝Di／a，Di為過熱蒸汽進(jìn)口直徑，mm；a為換熱器長(zhǎng)方體外殼的寬度，mm；可以看出隨著開孔率的逐漸增大，入口處板束溫度分布越來越均勻.

另外，忽略板束內(nèi)流體受內(nèi)壓后的軸向應(yīng)力，只考慮板束間溫差引起的溫差應(yīng)力.板束不受約束時(shí)，因溫差而引起的自由伸長(zhǎng)量為δ＝α（tmax－tmin）L，由于板束間剛性連接，根據(jù)胡克定律，可得出溫差應(yīng)力與伸長(zhǎng)量間的關(guān)系為δ＝FL／EA，故溫差應(yīng)力F＝αEA（tmax－tmin）.而tmax－tmin與過熱蒸汽質(zhì)量流速和換熱器的開孔率有關(guān)，假定溫差與質(zhì)量流量成正比，與開孔率成反比，則F＝αEAβMS／φ＝γEAMS／φ.其中α為管和殼在平均壁溫下的線膨脹系數(shù)，1／℃；L為板束長(zhǎng)度，mm；E為板束彈性模量，MPa；A為板束橫截面積，mm2；β為溫差應(yīng)力系數(shù)；γ為總溫差應(yīng)力系數(shù).

根據(jù)前面的分析，全焊接板殼式換熱器的開孔率應(yīng)在70%左右合適；而且入口的質(zhì)量流速也應(yīng)該適中，過大會(huì)導(dǎo)致溫差應(yīng)力增大，過小會(huì)使換熱速度減慢，從而影響工藝流程.所以在確定開孔率的情況下設(shè)計(jì)出合理的質(zhì)量流速是保證換熱器正常工作的最主要因素.

3 結(jié) 論

a.全焊接板殼式換熱器溫度沿殼程流向逐漸減小，且隨折流板個(gè)數(shù)的增加，溫度的下降幅度逐漸變小，而且在入口處的溫度分布很不規(guī)則.

b.隨著過熱蒸汽入口質(zhì)量流速的增大，同一板束以及各個(gè)板束間的溫差也越來越大.

c.隨著過熱蒸汽入口直徑的增大，同一板束以及各個(gè)板束間的溫差越來越小.

d.溫差應(yīng)力與殼程入口的質(zhì)量流速成正比，與開孔率成反比，在設(shè)計(jì)時(shí)，開孔率在70%左右較為合適，質(zhì)量流速應(yīng)在保證工藝要求的情況下盡可能的減少.

［1］李含蘋.全焊接板殼式換熱器在傳熱中的應(yīng)用［J］.船舶，2004（4）：35－38.

［2］劉利平，黃萬年.FLUENT軟件模擬管殼式換熱器殼程三維流場(chǎng)［J］.化工裝備技術(shù)，2006（3）：54－57.

［3］王艷云，李志安.FLUENT軟件對(duì)管殼式換熱器殼程流體數(shù)值模擬方法可行性的驗(yàn)證［J］.管道技術(shù)與設(shè)備，2007（6）：46－48.

［4］Ozden E，Tari L.Shell side CFD analysis of a small shell－and－tube heat exchanger［J］.Energy Conversion and Managemant，2010，51（5）：1004－1014.