小型管殼式換熱器殼側(cè)換熱CFD分析

龍雋雅　劉剛 甘長(zhǎng)德

東華大學(xué)環(huán)境科學(xué)與工程學(xué)院

小型管殼式換熱器殼側(cè)換熱CFD分析

龍雋雅劉剛 甘長(zhǎng)德

東華大學(xué)環(huán)境科學(xué)與工程學(xué)院

本文運(yùn)用CFD軟件Fluent對(duì)小型管殼式換熱器殼側(cè)流場(chǎng)和溫度場(chǎng)進(jìn)行數(shù)值模擬，研究不同數(shù)量折流板（即不同折流板間距）對(duì)于換熱器壓降大小和傳熱系數(shù)的影響。對(duì)比CFD模擬結(jié)果與Bell-Delaware實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)，結(jié)果吻合良好，證明了本數(shù)值模擬的準(zhǔn)確性。

管殼式換熱器 CFD折流板 壓降 傳熱系數(shù)

管殼式換熱器在加工和石化行業(yè)占有超過65%的市場(chǎng)份額，通過合理選擇其物理構(gòu)型、幾何參數(shù)、使用材料及“正確”的設(shè)計(jì)可實(shí)現(xiàn)恰當(dāng)?shù)墓軞な綋Q熱器選擇。但因存在泄漏及旁路，殼側(cè)流動(dòng)情況復(fù)雜[1]。本文研究小型換熱器模型，忽略泄漏和旁路，選用單弓形折流板為殼側(cè)流體導(dǎo)流[2]。其沿殼側(cè)交錯(cuò)布置，支撐管束之外還可增大殼側(cè)流體湍流度。

換熱器設(shè)計(jì)常用參考為Kern模型和Bell-Delaware模型[3]。Kern模型較保守，適用于預(yù)設(shè)計(jì)選值；而Bell-Delaware模型能較準(zhǔn)確估測(cè)殼側(cè)幾何構(gòu)型對(duì)壓降和傳熱的影響，發(fā)現(xiàn)設(shè)計(jì)缺陷，但無法指出缺陷所在。本文使用CFD方法，建立小型管殼式換熱器模型[4]，使用軟件ANSYS Fluent 6.3和Gambit，將殼側(cè)流場(chǎng)和溫度場(chǎng)可視化。本研究采用三種殼側(cè)入口流速，對(duì)比模擬結(jié)果與Bell-Delaware模型數(shù)據(jù)，確定最佳折流板間距。

1　管殼式換熱器模型建立

本研究中，殼側(cè)流體為水，為提高匹配度，根據(jù)參考文獻(xiàn)中飽和水蒸氣熱物理性質(zhì)表，運(yùn)用線性函數(shù)重新定義Fluent中常數(shù)水的物理參數(shù)。圖1為本文研究的六塊折流板的小型換熱器模擬示意圖，表1為該小型管殼式換熱器的設(shè)計(jì)參數(shù)。

圖1　六塊折流板的小型換熱器模擬示意圖

表1　小型管殼式換熱器設(shè)計(jì)參數(shù)

流動(dòng)問題在數(shù)值計(jì)算前需求解連續(xù)性方程和動(dòng)量方程。本文考察換熱器溫度場(chǎng)，故需另求解能量方程。表2為本文采用的數(shù)值模擬控制方程。

表2　數(shù)值模擬控制方程

表2各式中：ρ是空氣密度；t是時(shí)間長(zhǎng)度；U是合速度；u、v和w分別是速度矢量在x、y和z方向上的分量；p是流體微元體上的壓力；τxx、τxy和τxz等是因分子粘性作用而產(chǎn)生的作用在微元體表面上的粘性應(yīng)力τ的分量；Fx、Fy和Fz是微元體上的體力；keff是有效導(dǎo)熱系數(shù)，Jj'是組分j'的擴(kuò)散通量。方程右邊的前三項(xiàng)分別描述了熱傳導(dǎo)、組分?jǐn)U散和粘性耗散帶來的能量疏運(yùn)。源項(xiàng)Se為流體的內(nèi)熱源及由于粘性作用流體機(jī)械能轉(zhuǎn)化為熱能的部分，包括了化學(xué)反應(yīng)熱、輻射熱、相間熱量交換以及自定義的體積熱源項(xiàng)目，有時(shí)簡(jiǎn)稱其為粘性耗散相。

殼側(cè)流體進(jìn)口為速度進(jìn)口，速度特征均勻，溫度為300K，出口為壓力出口，無壓降；壁面為無滑移條件；換熱器與外界絕熱，殼側(cè)無熱流。因管側(cè)流動(dòng)易求解，故本文主要研究殼側(cè)流動(dòng)，模型中管為實(shí)心圓柱體[6]，管壁溫度為450K定溫。

運(yùn)用CFD數(shù)值模擬前需對(duì)物理對(duì)象進(jìn)行建模和網(wǎng)格化分。本模型的面網(wǎng)格為四邊形網(wǎng)格，體網(wǎng)格為四邊形-雜交網(wǎng)格[7]，用兩種網(wǎng)格劃分方式前處理6塊折流板的換熱器模型。粗網(wǎng)格約為700,000個(gè)；細(xì)網(wǎng)格約為1360,000個(gè)。

本模型殼側(cè)流體流動(dòng)為湍流[8]。湍流模型的選擇目前也沒有通用標(biāo)準(zhǔn)[9]。

本研究采用了Spalart–Allmaras模型[10]和兩種不同的k-ε湍流模型。其中，Spalart–Allmaras湍流模型只需求解一個(gè)湍流方程，是ANSYS Fluent計(jì)算量最小、最經(jīng)濟(jì)的模型。標(biāo)準(zhǔn)k-ε雙方程模型為基于漩渦粘度各向同性的假設(shè)基礎(chǔ)上的半經(jīng)驗(yàn)?zāi)Ｐ停?jīng)濟(jì)、準(zhǔn)確、適用范圍廣泛，其渦流粘度Cμ為常數(shù)。另有Realizable k-ε模型，其采用新湍流粘度公式，故Cμ為變量表達(dá)式。

通過CFD求解非線性方程組，將其離散化。離散方法分為有限差分法、有限元法和有限元體積法等[11]。其中，有限體積法因其計(jì)算的高效率，為商用的CFD軟件采用，本文也選用此方法。

離散后生成對(duì)流-擴(kuò)散問題的離散方程組。一階和二階迎風(fēng)格式本文皆有相關(guān)模擬。一階離散中，壓力選用標(biāo)準(zhǔn)格式，動(dòng)量、湍流動(dòng)能和耗散率選用一階迎風(fēng)格式；二階離散中，所有量都選用二階迎風(fēng)格式。壓力殘差收斂標(biāo)準(zhǔn)取為10-6，其他項(xiàng)殘差取為10-3。

2　湍流模型和離散階對(duì)CFD模擬結(jié)果的影響

本文采用六塊折流板[11]的小型換熱器模型進(jìn)行研究，如圖1。

一階和二階離散格式，以及三種不同的湍流模型（Spalart–Allmaras模型，標(biāo)準(zhǔn)k-ε模型和其修正式）分別用粗細(xì)兩種網(wǎng)格密度來進(jìn)行模擬，以考察湍流模型、離散階及網(wǎng)格密度的選擇對(duì)模擬結(jié)果的影響。模擬結(jié)果與Kern模型[12]和Bell-Delaware模型[13]的對(duì)比示于表3中，殼側(cè)壓降可直接由CFD導(dǎo)出得到[14]，傳熱系數(shù)[15]通過對(duì)數(shù)平均溫差（LMTD，log-mean-temperature-difference）的方法求得。

表3　CFD模擬結(jié)果與Kern模型和Bell-Delaware模型的對(duì)比（Nb=6）

分析表3，可知模擬結(jié)果全高于Kern模型值，是因Kern模型本身較保守，而模擬結(jié)果與Bell-Delaware模型擬合度較高，且質(zhì)量流率越小擬合度越高。同時(shí)，模型選擇對(duì)模擬結(jié)果有一定影響，這體現(xiàn)在不同模型結(jié)果與Bell-Delaware方法計(jì)算值的差別上。通過剔除差別較大的模型，得到與Bell-Delaware方法最相匹配的模型選擇。

在B情況中，殼側(cè)出口溫度隨著質(zhì)量流量的增大而增大，總傳熱效率不符合常理，因此首先剔除。在A，D，D-2三種情況中，湍流模型為標(biāo)準(zhǔn)k-ε湍流模型，殼側(cè)出口溫度各異，但是總傳熱效率與Bell-Delaware的差別隨著質(zhì)量流量的減小而增大，因此也被剔除。C，E，E-2三種情況應(yīng)用了k-ε湍流模型的修正式，殼側(cè)出口溫度隨著質(zhì)量流量的增大而降低，總傳熱效率的模擬結(jié)果也在預(yù)計(jì)范圍內(nèi)，其中，E情況為Bell-Delaware方法的最佳匹配模型，即修正式k-ε湍流模型，精細(xì)化網(wǎng)格的一階離散格式。

整體看來，表3中的壓降都低于分析計(jì)算值，究其原因，主要是因?yàn)檎哿靼迮c殼側(cè)直徑之比B/DS=0.96滿足推薦的給折流板開口為Bc=36%換熱器的值。若折流板缺口面積比流體橫截面小很多，模型就會(huì)低估壓降大小。與文獻(xiàn)[16]中提到的相反，Mukherjee[17]建議，最優(yōu)化的B/DS應(yīng)在0.3～0.6之間，本研究證明了B/DS值應(yīng)在0.96上適當(dāng)減小，故在分析中，對(duì)于已知長(zhǎng)度的小型換熱器，可減小B/DS值，即增大Nb值。

3　折流板間距對(duì)換熱器壓降和傳熱的影響

在折流板開口為36%時(shí)，本研究考察已知長(zhǎng)度的換熱器中四種不同數(shù)量折流板（即四種折流板間距）對(duì)殼側(cè)流體壓降和傳熱的影響。表4為四種模型的基本情況。

表4　不同折流板數(shù)的模型基本情況

模型采用修正式k-ε湍流模型，精細(xì)化網(wǎng)格的一階離散格式，12塊折流板模型達(dá)1568,850個(gè)網(wǎng)格[18]。四種模型分別用殼側(cè)入口流體三種不同的質(zhì)量流量來模擬，得到的12種結(jié)果列于表5中，各參數(shù)與Kern方法和Bell-Delaware方法的差值比列于表5中。

表5　不同的折流板間距和折流板數(shù)量

表6　對(duì)于折流板開口為36%時(shí)CFD模擬和數(shù)值計(jì)算的百分比差

由表6的結(jié)果可以看出，減少折流板間距（即增多折流板數(shù)量）[19]，模擬結(jié)果與Bell-Delaware的匹配性提高，但與Kern方法的匹配性提升不明顯。通過調(diào)節(jié)B/DS的比值，8，10，12塊折流板與Bell-Delaware方法擬合良好，在質(zhì)量流量為1kg/s時(shí)，兩者之差可減小至10%以內(nèi)。壓降結(jié)果也有所改良，對(duì)于12塊折流板的情況，差別小至10%。

在質(zhì)量流量為1kg/s的情況下，四種不同數(shù)量折流板情況的速度路徑曲線為圖2～5。

圖2　六塊折流板時(shí)的流線

圖3　八塊折流板時(shí)的流線

圖4　十塊折流板時(shí)的流線

圖5　十二塊折流板時(shí)的流線

在圖2和圖3中，流體撞擊折流板，流向改變，出現(xiàn)返流區(qū)域，折流板后部殼側(cè)空間傳熱效果大大降低，影響總傳熱效率。而在圖4和圖5中，流體在殼側(cè)空間充分發(fā)展，返流區(qū)域消失，傳熱效果良好，這一點(diǎn)在數(shù)據(jù)上也有所體現(xiàn)。因?yàn)锽ell-Delaware模型為基于收集大量實(shí)驗(yàn)的換熱器數(shù)據(jù)，因此必然有與實(shí)驗(yàn)最為吻合的一個(gè)CFD模型。

4　結(jié)論

1）考察不同網(wǎng)格劃分精度、離散階和湍流模型的選擇對(duì)于結(jié)果的影響，將結(jié)果與Bell-Delaware方法計(jì)算值對(duì)比，可知修正式k-ε湍流模型，精細(xì)化網(wǎng)格的一階離散格式為最佳模型。

2）Kern模型傳熱系數(shù)值總比模擬結(jié)果小。

3）Bell-Delaware模型與模擬結(jié)果吻合度高。對(duì)于傳熱效率，Bell-Delaware模型和模擬結(jié)果相差大多數(shù)情況下都小于2%，驗(yàn)證了Bell-Delaware模型在換熱器設(shè)計(jì)領(lǐng)域的權(quán)威性。

4）高吻合也說明CFD是求解換熱器流場(chǎng)和溫度場(chǎng)的很好工具。隨著計(jì)算機(jī)技術(shù)的發(fā)展，學(xué)者可用CFD技術(shù)模擬大型管殼式換熱器，以幫助設(shè)計(jì)人員設(shè)計(jì)更佳性能的換熱器。

[1]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,(7):73-78

[2]董其伍,劉敏珊,蘇立建.管殼式換熱器研究進(jìn)展[J].化工設(shè)備與管道,2006,(6):18-22

[3]劉明言,崔巖,黃鴻鼎.管殼式換熱器工藝設(shè)計(jì)進(jìn)展[J].石油化工設(shè)備,2003,(5):34-37

[4]劉天豐.非對(duì)稱管殼式換熱器結(jié)構(gòu)分析及改進(jìn)中的問題研究[D].杭州:浙江大學(xué),2005

[5]文宏剛.管殼式換熱器設(shè)計(jì)方法與數(shù)值模擬研究[D].上海:華東理工大學(xué),2012

[6]林雄.管殼式換熱器的流路性能數(shù)值模擬研究[D].廣州:華南理工大學(xué),2010

[7]王鵬.螺旋折流板管殼式換熱器殼程流動(dòng)與傳熱性能研究[D].濟(jì)南:山東大學(xué),2012

[8]付磊,唐克倫,文華斌.管殼式換熱器流體流動(dòng)與耦合傳熱的數(shù)值模擬[J].化工進(jìn)展,2012,(11):2384-2389

[9]ANSYS.Fluent 6.3 User’s Guide[Z].New York:ANSYS Inc. [10]Spalart PR,Allmaras SR.A one-equation turbulence model for aerodynamic flows[Z].AIAA paper 92-0439

[11]郭崇志,林橋.管殼式換熱器殼程流動(dòng)與傳熱的數(shù)值模擬與驗(yàn)證[J].化工進(jìn)展,2010,(10):2131-2140

[12]Kern DQ.Process Heat Transfer.New York:McGraw-Hill,1950

[13]Bell KJ.Delaware method for shell side design[A].In:Heat Exchangers:Thermal hydraulic Fundamentals and Design[C]. New York:Hemisphere,1981.581-618

[14]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,(5):36-41

[15]古新.管殼式換熱器數(shù)值模擬與斜向流換熱器研究[D].鄭州:鄭州大學(xué),2006

[16]Taborek J.Heat Exchangers Design Handbook(3)[M].New York:Begell House Inc.,2002

[17]Mukherjee R.Effectively design shell-and-tube heat exchangers [J].Chem Eng Prog,1998,94:21-37

[18]劉利平,黃萬年.Fluent軟件模擬管殼式換熱器殼程三維流暢[J].化工裝置技術(shù),2006,(3):54-57

[19]王丹,董其伍,劉敏珊.管殼式換熱器殼程特性數(shù)值模擬[J].南京工業(yè)大學(xué)學(xué)報(bào)(自然科學(xué)版),2009,(5):52-57

Shell Side CFD Analysis of a Small Shell-and Tube Heat Exchanger

LONG Jun-ya,LIU Gang,GAN Chang-de
College of Environmental Engineering Science,Donghua University

The temperature field and flow field inside the shell are resolved using CFD.The shell side design,especially the baffle spacing and baffle cut dependencies of the heat transfer coefficient and the pressure drop are investigated by numerically modeling a small heat exchanger.After contrasted,the difference between the CFD results with Bell-Delaware’s study in the heat transfer coefficient and the pressure drop is very small.In conclusion,the CFD results is accurate in this sense.

shell-and-tube,CFD,baffle,pressure drop,heat transfer coefficient

1003-0344（2015）06-064-4

2014-5-7

龍雋雅（1990～），女，碩士研究生；上海市松江區(qū)人民北路2999號(hào)東華大學(xué)4號(hào)學(xué)院樓環(huán)境學(xué)院3137室（201620）；E-mail:silvergrey_l@sina.com