螺旋折流板換熱器換熱強化的數(shù)值研究

文鍵,楊輝著,杜冬冬,薛玉蘭,王萌萌,王斯民

(1.西安交通大學能源與動力工程學院, 710049, 西安; 2.西安交通大學化學工程與技術學院, 710049, 西安)

螺旋折流板換熱器換熱強化的數(shù)值研究

文鍵1,楊輝著1,杜冬冬1,薛玉蘭1,王萌萌2,王斯民2

(1.西安交通大學能源與動力工程學院, 710049, 西安; 2.西安交通大學化學工程與技術學院, 710049, 西安)

針對目前常用螺旋折流板換熱器殼程的一個螺距主要采用4塊折流板結構而嚴重影響換熱器性能的問題,提出了一種旋梯式折面折流板新結構,用來封閉原始折流板之間的三角漏流區(qū),使殼程流體接近連續(xù)的螺旋狀流動。模擬結果表明:采用旋梯式折面折流板代替原始的扇形折流板后,換熱器殼程流體的切向和徑向速度大幅提升,軸向速度略有降低;換熱器總傳熱系數(shù)增加51.7%～66.1%,殼程壓降增加159.8%～186.2%,換熱器的熱性能因子提高了10.4%～17.0%,平均增加14.1%。采用旋梯式折面折流板能有效提高螺旋折流板的換熱性能,且具有定位和安裝簡單、方便等優(yōu)點,對于換熱器的節(jié)能優(yōu)化設計具有重要的指導意義。

螺旋折流板換熱器;節(jié)能優(yōu)化;三角漏流;換熱強化

符號表

κ湍流脈動動能,m2·s-2

u速度,m·s-1

Re雷諾數(shù)

qs體積流量,m3·s-1

Am殼程最小流通截面積,m2

B螺距,mm

Ds殼體內(nèi)徑,mm

Dotl管束直徑,mm

dt管子外徑,mm

tp管間距,mm

Lbb管束與管體的間隙,mm

h傳熱系數(shù),W·m-2·K-1

A傳熱面積,m2

Δtm對數(shù)平均溫差, ℃

N管子數(shù)

Ls管子長度,mm

ts,in、ts,out殼體進、出口溫度, ℃

tw管壁溫度, ℃

Nu努賽爾數(shù)

Δp壓降,kPa

f阻力系數(shù)

ε湍流脈動動能耗散率,

kg·m-1·s-1

cp比定壓熱容,kJ·kg-1·K-1

μ動力黏度,m2·s-1

ρ密度,kg·m-3

λ導熱系數(shù),W·m-1·K-1

β螺旋角,(°)

Φs換熱量,W

下標

in 進口

out 出口

s 殼側

t 管側

w 管壁

相比于傳統(tǒng)的弓形折流板換熱器,螺旋折流板換熱器具有殼程阻力小、殼程傳熱系數(shù)高以及能有效抑制殼程污垢累積沉淀、防止流體誘導振動、可實現(xiàn)長周期高效率運行等優(yōu)點,在石油化工等行業(yè)廣泛應用[1]。現(xiàn)有螺旋折流板換熱器的折流板為1/4圓的扇形折流板,4塊折流板組成一個螺旋周期,殼程近似螺旋面,流體流動近似螺旋狀。相鄰的2塊折流板的直邊對接處會形成明顯的三角漏流區(qū),使得殼程流體短路泄漏,導致?lián)Q熱器的性能降低。很多研究者針對三角漏流區(qū)提出了相應的改進方案,但綜合性能提高有限[2-3]。王斯民等提出了在換熱器的管束外圍增加密封圈的方法[4],王秋旺等采用連續(xù)的螺旋形折流板的方法[5],但對于大直徑換熱器,此類折流板加工難度很大。王斯民等又提出采用折面折流板代替平面折流板方式來消除殼程邊緣區(qū)三角漏流[6],實驗結果表明,該換熱器的總傳熱系數(shù)增加了7.9%～9.7%,而殼程壓降增大帶來的泵耗功率增量非常有限。

本文提出了一種旋梯式折面折流板新結構,來替代原始扇形折流板,同時采用CFD數(shù)值模擬方法對結構改進前后的換熱器殼程流場分布及換熱特點進行了對比研究。

1 計算模型與數(shù)值方法

1.1 物理模型

原始的扇形折流板由標準橢圓切割完成,折流板的兩直邊相等并與標準橢圓的短軸對稱,折流板夾角大于 90°,且隨螺旋角的不同而變化(見圖1a)。每塊折流板與殼體軸線之間的夾角相同,在換熱器殼體橫截面上投影的角度為90°。改進的旋梯式折面折流板由一塊大平板經(jīng)過兩次彎折后形成,其中包含3個平面板。第1平面板和第3平面板與管束軸線垂直,第2平面板與第1平面板和第3平面板的夾角相同(見圖1b)。換熱器管束中折面板的安裝如圖2所示。換熱器殼側的內(nèi)徑為250mm,長度為2500mm;換熱管數(shù)為57且外徑和管間距分別為19 mm和25mm,呈正方形排列。

(a)扇形折流板

(b)旋梯式折面折流板

(a)扇形折流板

(b)旋梯式折面折流板

1.2 網(wǎng)格生成與數(shù)值方法

由于換熱器結構復雜,所以螺旋折流板換熱器的幾何模型由solidworks軟件生成,非結構化網(wǎng)格由ICEM 生成。為提高網(wǎng)格質量,對生成的網(wǎng)格進行自適應處理和網(wǎng)格獨立性驗證。最終旋梯式折面折流板換熱器網(wǎng)格單元數(shù)為9 328 212,扇形折流板換熱器網(wǎng)格單元數(shù)為9 135970。一個周期的折流板網(wǎng)格如圖3所示。

(a)扇形折流板

(b)旋梯式折面折流板

1.3 基本方程和邊界條件

經(jīng)過重整化群處理的RNGκ-ε湍流模型,可以更好地處理高應變率及流線彎曲程度較大的流動,從而提高螺旋流的預測精度[7-8]。本文湍流模型采用RNGκ-ε模型,基本方程包括質量、動量、能量及κ-ε方程,它們的表達式如下。

連續(xù)性方程

(1)

動量方程

(2)

能量方程

(3)

湍動能方程

(4)

湍動能耗散方程

(5)

式(1)～式(5)中

對于RGNk-ε模型,經(jīng)驗常數(shù)如下

Cμ=0.0845;C1ε=1.42;C2ε=1.68

β=0.012;η0=4.377;αk=αε=1.39

計算時:入口邊界采用速度入口;入口溫度固定為343.15K;出口邊界為壓力出口;換熱管外表面壁溫固定為303.15K;折流板為默認的耦合邊界條件;其余的各固體壁面定義為不可滲透、無滑移絕熱條件。

殼程的流體為導熱油,壓力-速度耦合采用SIMPLE 算法,動量、能量及湍流因子均使用二階迎風格式。能量方程的計算殘差為1×10-8,其他參數(shù)的殘差為1×10-4。計算機內(nèi)存為63.9 GB,每一種工況計算耗時約24h。

1.4 數(shù)值模擬的有效性驗證

采用本文方法對文獻[9]中的冷態(tài)實驗螺旋折流板換熱器進行了數(shù)值模擬,結果表明,殼程壓降的數(shù)值模擬與實驗結果的變化趨勢吻合良好,各流量下模擬值比實驗值大,偏差為2～4kPa(見圖4)。產(chǎn)生偏差主要由數(shù)值模擬過程中物理模型和邊界條件簡化,以及實驗測量不確定度等因素造成,尤其是數(shù)值模擬過程中忽略了殼體內(nèi)壁與管束之間、管子與折流板之間的漏流。兩者最大的偏差為12%,平均偏差為6.7%,證明了數(shù)值模擬的正確性。

圖4 殼程壓降的實驗值與模擬值對比

2 結果與分析

換熱器殼體橫截面上速度分布如圖5所示。選擇橫截面1、2、3代表一個周期內(nèi)典型的3個位置,分別位于一個周期最前端、1/4周期和1/2周期處,見圖5中方圖。從圖5可以看出:流體在殼體內(nèi)壁面處速度較大,在管子及折流板表面附近速度較小;旋梯式折面折流板換熱器橫截面1上部及截面3下部流體速度為0,這是選取的橫截面剛好位于折流板之上的緣故。旋梯式折面板換熱器的橫截面速度比扇形折流板換熱器大。流體流過2塊折流板夾角區(qū)域時,流通截面減小,流速明顯提高。扇形折流板換熱器在中心局部區(qū)域流速比較大,說明此區(qū)間軸向速度較大,即三角漏流區(qū)的泄漏較嚴重。泄漏分流了主螺旋流道介質的流量,使得介質流速降低,這將削弱殼程的傳熱效率。

為了進一步研究殼程流體流動特點,對每塊折流板橫截面上的軸向速度va、切向速度vt和徑向速度vr的平均值進行了比較。如表1所示,扇形折流板換熱器軸向平均速度略大于旋梯式折面折流板換熱器,而切向和徑向平均速度小于旋梯式折面折流板換熱器。切向速度能產(chǎn)生橫掠管束的效果,切向分量越大,流體在換熱器中的流程越長,換熱面積越大。切向速度可使流體產(chǎn)生離心慣性力,在離心慣性力的作用下,二次流動(沿半徑方向的流動)產(chǎn)生,使得流體擾動大幅度增加,邊界層減薄。徑向速度迫使流體向管束內(nèi)部流動,使得殼體中心區(qū)域速度增大,而此處有效換熱面積大,所以換熱器的整體傳熱性能得以提高。切向速度和徑向速度均能產(chǎn)生橫向沖刷管束的效果,兩者均可強化傳熱。

(a)截面1(z=690mm)

(b)截面2(z=718 mm)

(c)截面3(z=747 mm)

3 螺旋折流板換熱器綜合性能比較

3.1 殼程傳熱系數(shù)比較

傳熱系數(shù)h和Nu的計算式如下

(6)

Φ=mscp(ts,in-ts,out)

(7)

A=NπdtLs

(8)

(9)

Δtmax=ts,in-tw

(10)

Δtmin=ts,out-tw

(11)

(12)

2種結構換熱器在相同工況下的總傳熱系數(shù)對比如圖6所示。從圖6可以看出,2種換熱器的總傳熱系數(shù)均隨著殼程流量的增加而增大,相同殼程流量下旋梯式折面折流板換熱器的總傳熱系數(shù)均大于原始扇形折流板換熱器,且隨著殼程進口流量的增加,兩者的差值隨之增大,增加值在51.7%～66.1%之間。旋梯式折面折流板換熱器消除了三角漏流,殼程流體為連續(xù)的螺旋流,流體切向速度增大,流體擾動大幅度增加,邊界層減薄,傳熱得以強化。

圖6 總傳熱系數(shù)隨體積流量的變化

3.2 殼程壓降比較

2種換熱器在相同工況下的殼程壓降對比如圖7所示。從圖7可以看出,旋梯式折面折流板換熱器的殼程壓降均大于扇形折流板,且隨著殼程進口流量的增加,兩者壓降的差值隨之增大,不同流量下壓降增加了159.8%～186.2%。由于旋梯式折面折流板換熱器消除了三角漏流,主螺旋流量和切向流速的增加導致殼程壓降增大。根據(jù)文獻[6],壓降增加引起的泵功增量為2～590W,所以在工業(yè)中殼程壓降的增加對泵功損耗的影響可以忽略不計。

圖7 殼程壓降隨體積流量的變化

3.3 殼程綜合性能比較

一些研究發(fā)現(xiàn),在傳熱強化過程中,換熱量的增加一般是阻力增加的千余倍,這種壓降(功耗)的增加量在實際中可以忽略不計。根據(jù)功耗與速度的三次方成正比的關系,推導出等泵功下的評價方法,即以熱性能因子FTEF為綜合性能的評價準則[10-11]。該值大于1表示相同功耗下改進結構能傳遞更多的熱量,達到了強化傳熱的效果;該值越大,綜合性能提高越多,實用價值越大。因此,本文采用熱性能因子作為評價螺旋折流板換熱器結構改進前后綜合性能的評價指標。

熱性能因子及阻力系數(shù)計算式如下

(13)

(14)

(15)

(16)

Dotl=Ds-Lbb

(17)

Lbb=12.0+0.053Ds

(18)

B=21/2Dstanβ

(19)

圖8 殼程熱性能因子隨體積流量的變化

螺旋折流板換熱器殼程熱性能因子隨流量的變化如圖8所示。從圖8可以看出,熱性能因子均大于1.0,在1.104～1.17之間,說明改進后的旋梯式折面折流板換熱器較原始扇形折流板換熱器換熱的綜合性能顯著提高,增加了10.4%～17.0%,平均增加14.1%。

4 結 論

本文提出了一種旋梯式折面折流板新結構,同時采用數(shù)值模擬的方法對旋梯式折面折流板與原始扇形折流板的流動換熱性能進行了對比研究,得到以下結論。

(1)旋梯式折面折流板替代扇形折流板后,由于封閉了三角漏流區(qū),使得殼程流體軸向速度略有減小,徑向及切向速度增大,流體更加接近連續(xù)的螺旋流動。

(2)在相同工況下,旋梯式折面折流板換熱器總傳熱系數(shù)較扇形折流板換熱器增加了51.7%～66.1%,壓降增加了159.8%～186.2%,殼程熱性能因子提高了10.4%～17.0%且平均增加14.1%。

(3)旋梯式折面折流板換熱器采用2塊旋梯式折面折流板結構,定位和安裝更加簡單、方便,可以保證換熱器管束的度和同心度。本文的研究結果對于換熱器的節(jié)能優(yōu)化設計具有重要的指導意義。

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(編輯 苗凌)

NumericalSimulationforHeatTransferEnhancementofaHeatExchangerwithHelicalBaffles

WEN Jian1,YANG Huizhu1,DU Dongdong1,XUE Yulan1,WANG Mengmeng2,WANG Simin2

(1. School of Energy and Power Engineering, Xi’an Jiaotong University, Xi’an 710049, China;2. School of Chemical Engineering and Technology, Xi’an Jiaotong University, Xi’an 710049, China)

Four plain baffles are currently used to form a helical pitch in helical baffle heat exchangers, which degrades heat transfer performance of heat exchanger obviously. A new structure of ladder-type fold baffle is proposed to block the triangular leakage zones between two adjacent plain baffles, which forces the shell-side fluid to move in an approximately continuous spiral flow. Numerical simulation results show that there is a significant increase in tangential and radial velocity of the shell-side fluid, but the axial velocity is slightly lower in the improved heat exchanger with ladder-type fold baffles. The overall heat transfer coefficient of the improved heat exchanger increases by 51.7%-66.1% and the shell-side pressure drop increases by 159.8%-186.2%. The thermal performance factor TEF enhances by 10.4%-17.0%, with an average increase of 14.1%. The ladder-type fold baffles can effectively improve the heat transfer performance of helical baffle heat exchangers, and are convenient to locate and install.

heat exchanger with helical baffles; energy-saving optimization; triangular leakage zone; heat transfer enhancement

2014-01-08。

文鍵(1976-),女,副教授。

國家自然科學基金資助項目(51106119,81100707);教育部高等學校博士學科點專項科研基金資助項目(20110201120052);“十二五”國家科技支撐計劃資助項目(2012BAA08B03);教育部留學回國基金資助項目;中央高?；究蒲袠I(yè)務費專項資金資助項目。

時間:2014-06-18

10.7652/xjtuxb201409008

TK124

:A

:0253-987X(2014)09-0043-06

網(wǎng)絡出版地址:http:∥www.cnki.net/kcms/detail/61.1069.T.20140618.1138.004.html