基于HTRI的螺旋折流板換熱器設(shè)計(jì)

王 密 周予東 潘曉棟 范 飛 牛曉娟

(1.蘭州蘭石能源裝備工程研究院有限公司；2.青島蘭石重型機(jī)械設(shè)備有限公司)

基于HTRI的螺旋折流板換熱器設(shè)計(jì)

王 密*1周予東2潘曉棟2范 飛1牛曉娟2

(1.蘭州蘭石能源裝備工程研究院有限公司；2.青島蘭石重型機(jī)械設(shè)備有限公司)

利用HTRI軟件對(duì)螺旋折流板換熱器進(jìn)行設(shè)計(jì)，考察了螺旋角β、搭接量e和殼體長(zhǎng)徑比L/D對(duì)搭接型螺旋折流板換熱器殼程壓降Δp、總傳熱系數(shù)U和單位壓降下的總傳熱系數(shù)Up的影響。結(jié)果表明：Δp隨著β的增大逐漸降低，隨著e和L/D的增大逐漸上升；U隨著L/D的增大逐漸上升，隨著β的增大整體呈下降趨勢(shì)，但在β為35°附近出現(xiàn)了一定程度的反彈，而e對(duì)U幾乎沒有影響，β在35～45°范圍內(nèi)時(shí)，螺旋折流板換熱器的Up最高。

螺旋折流板換熱器 螺旋角 搭接量 長(zhǎng)徑比 傳熱性能

管殼式換熱器占據(jù)了約40%的市場(chǎng)份額，被廣泛應(yīng)用于石油煉化、化工生產(chǎn)、發(fā)電工程及余熱回收等行業(yè)[1，2]。因傳熱裝置的操作過程中需要耗費(fèi)大量電力，故新型高效換熱器的研發(fā)對(duì)節(jié)能環(huán)保至關(guān)重要。換熱器傳熱效率的升高或壓差的降低，都能有效減少單元操作中泵的功耗。螺旋折流板換熱器是一種新型高效的管殼式換熱器。螺旋折流板換熱器殼程流體更接近柱塞流，可以有效消除弓形折流板后面的卡門渦，防止流體誘導(dǎo)振動(dòng)，避免了弓形折流板的返混現(xiàn)象，可提高有效傳熱溫差，減少流動(dòng)死區(qū)和污垢沉積，且螺旋通道內(nèi)柱狀流的速度梯度影響了邊界層的形成，使傳熱系數(shù)提高[3，4]。科學(xué)家們提出了多種螺旋折流板結(jié)構(gòu)，并開展了一系列實(shí)驗(yàn)研究和數(shù)值模擬[5～8]。其中，以適用于正方形和輻射狀排列布管的四分扇形螺旋折流板換熱器最為常見，且已實(shí)現(xiàn)工業(yè)化[9，10]。

孫琪等用激光測(cè)速儀測(cè)量了搭接螺旋折流板換熱器的流場(chǎng)特性，著重研究了螺旋折流板傾角為35°時(shí)搭接量對(duì)速度分布、脈動(dòng)速度、摩擦阻力和有效換熱面積的影響，發(fā)現(xiàn)隨著搭接量的增大，流動(dòng)摩阻損失逐漸減小，搭接可增大換熱流程，有利于強(qiáng)化傳熱[11]。張翠翠通過實(shí)驗(yàn)研究對(duì)比了弓形折流板冷凝器和不同角度螺旋折流板冷凝器的優(yōu)劣，發(fā)現(xiàn)40°有泄流槽螺旋折流板冷凝器殼程壓力損失最小，能量消耗最少，阻力性能最佳[12]。但采用實(shí)驗(yàn)方法研究結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)螺旋折流板換熱器傳熱性能的影響時(shí)，需要制造大量的換熱器模型，造成人力、物力的嚴(yán)重浪費(fèi)。桑迪科和黃思應(yīng)用Fluent軟件，建立了螺旋折流板換熱器殼程通道的三維物理模型，對(duì)殼程流體的速度場(chǎng)和壓力場(chǎng)進(jìn)行了數(shù)值模擬，發(fā)現(xiàn)螺旋折流板使徑向受力更均衡，無明顯的大尺度旋渦，與弓形折流板相比，殼程單位壓降下的傳熱系數(shù)提高了30%以上[13]。但CFD模擬需要?jiǎng)澐指哔|(zhì)量的網(wǎng)格、求解離散方程，計(jì)算周期較長(zhǎng)。

目前，可用于螺旋折流板換熱器工藝計(jì)算的商業(yè)軟件非常少，HTRI軟件就是其中之一。它廣泛收集了工業(yè)級(jí)熱傳遞設(shè)備的試驗(yàn)數(shù)據(jù)，采用全球領(lǐng)先的工藝熱傳遞和換熱器技術(shù)，能夠十分精確地進(jìn)行各種換熱器的性能預(yù)測(cè)。HTRI軟件包含了螺旋折流板換熱器的計(jì)算程序，可以完成特定工況下流體性質(zhì)、管束振動(dòng)、管殼程結(jié)構(gòu)、壓降和傳熱性能的工藝計(jì)算。劉朋標(biāo)和朱為明開發(fā)了HelixTool程序，輔助HTRI軟件完成了螺旋折流板換熱器的設(shè)計(jì)與核算，結(jié)果與ABB集團(tuán)Lummus傳熱公司的設(shè)計(jì)值吻合度良好[14]。林玉娟等運(yùn)用HTRI軟件對(duì)不同殼體直徑和不同殼程介質(zhì)的螺旋折流板換熱器進(jìn)行了模擬，研究了殼體直徑和介質(zhì)粘度對(duì)單位壓降下?lián)Q熱系數(shù)的影響[15]。

螺旋折流板換熱器具有強(qiáng)化傳熱和殼程壓降低的特點(diǎn)，尤其適合高粘度、易結(jié)垢的流體或傳熱和壓降由殼程控制的體系。但現(xiàn)有文獻(xiàn)中所采用的物理模型多設(shè)定在中低壓條件下，且殼程為單相流體，不符合螺旋折流板換熱器的最佳使用環(huán)境。筆者利用HTRI軟件模擬了DEU型四分扇形螺旋折流板換熱器在煉油化工高溫、高壓、易結(jié)垢環(huán)境中的應(yīng)用。在保證傳熱負(fù)荷的前提下，著重研究了螺旋角β、搭接量e和殼體長(zhǎng)徑比L/D對(duì)殼程壓降Δp、總傳熱系數(shù)U和單位壓降下的總傳熱系數(shù)Up的影響，并給出了不同條件下螺旋折流板換熱器結(jié)構(gòu)參數(shù)的最佳取值范圍。

1 物理模型

以重油-裂化產(chǎn)物換熱體系為研究對(duì)象，模擬螺旋折流板式DEU型換熱器在高溫高壓環(huán)境中的應(yīng)用。換熱器的管程介質(zhì)為重油、純液相，進(jìn)出口溫度為270、309℃，進(jìn)口壓力為21.6MPa；殼程介質(zhì)為裂化產(chǎn)物，氣液兩相流體，進(jìn)出口溫度分別為420、368℃，進(jìn)口壓力為20.3MPa，流量為30kg/s。采用單殼程、雙管程、四分扇形非連續(xù)螺旋折流板結(jié)構(gòu)。為保證殼程介質(zhì)均勻流動(dòng)，防止管束振動(dòng)失穩(wěn)，特在殼程入口處加設(shè)兩層直徑為16mm的防沖桿。換熱管外徑為25mm，管間距為32mm，以45°轉(zhuǎn)角正方形布管，具體如圖1所示。

圖1 螺旋折流板換熱器的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖

2 結(jié)果與討論

參照GB 151-2014，在保證傳熱負(fù)荷的前提下，利用HTRI對(duì)3種殼體結(jié)構(gòu)的連續(xù)搭接型螺旋折流板換熱器進(jìn)行設(shè)計(jì)核算：殼程內(nèi)徑D=1200mm，換熱管長(zhǎng)度L=4.8m，換熱管數(shù)為810，長(zhǎng)徑比L/D=4；殼程內(nèi)徑D=1100mm，換熱管長(zhǎng)度L=5.5 m，換熱管數(shù)為660，長(zhǎng)徑比L/D=5；殼程內(nèi)徑D=1000mm，換熱管長(zhǎng)度L=6.0m，換熱管數(shù)為522，長(zhǎng)徑比L/D=6。

2.1連續(xù)搭接型螺旋折流板換熱器

β對(duì)連續(xù)搭接型螺旋折流板換熱器Δp和U的影響如圖2所示。由圖2a可知：隨著β的增大，不同L/D的換熱器的Δp均先急劇下降，后逐漸趨于穩(wěn)定。β相同時(shí)，L/D越大Δp越大。這種變化趨勢(shì)隨著β的增大逐漸減弱。當(dāng)β>20°時(shí)，L/D的增加對(duì)Δp的影響已非常小，不大于2kPa。由圖2b可知：隨著β的增大，換熱器的U整體呈下降趨勢(shì)，但在35°附近出現(xiàn)了一定程度的反彈。這說明35°的連續(xù)搭接型螺旋折流板換熱器可以在保證低殼程壓降的條件下，獲得更高的傳熱負(fù)荷。β相同時(shí)，L/D越大，U越大。

圖2 β對(duì)連續(xù)搭接型螺旋折流板換熱器Δp和U的影響

β對(duì)連續(xù)搭接型螺旋折流板換熱器Up和r的影響如圖3所示。Up1～Up3分別對(duì)應(yīng)L/D為4～6時(shí)單位壓降下的總傳熱系數(shù)。由圖3a可知：隨著β的增大，不同L/D換熱器的Up均呈先上升后下降的趨勢(shì)，并在β為35～40°時(shí)達(dá)到最大值。當(dāng)β<20°時(shí)，Up隨著L/D的增加而降低；當(dāng)β=20°時(shí)，L/D對(duì)Up幾乎沒有影響；當(dāng)β>20°時(shí)，Up隨著L/D的增加而升高。圖3b給出了不同β條件下，L/D增大時(shí)Up的下降率r的變化情況?？梢钥吹剑弘S著β的增大，L/D增大時(shí)Up的下降幅度逐漸減弱，直到β=20°后，L/D增大時(shí)Up的上升幅度隨β的增大逐漸加強(qiáng)。結(jié)合圖2可以知道：L/D較小時(shí)，可選用β為10～15°的結(jié)構(gòu)，而L/D較大時(shí)，可選用β為35～40°的結(jié)構(gòu)，以保證在Δp較小的條件下獲得更高的U。

圖3 β對(duì)連續(xù)搭接型螺旋折流板換熱器Up和r的影響

2.2交錯(cuò)搭接型螺旋折流板換熱器

采用交錯(cuò)搭接的螺旋折流板結(jié)構(gòu)，將上述3臺(tái)換熱器的折流板搭接量e均設(shè)定為0.5，再次進(jìn)行設(shè)計(jì)核算，結(jié)果如圖4所示?？梢钥吹剑弘S著螺旋角β的增大，交錯(cuò)搭接型螺旋折流板換熱器的Δp和U與連續(xù)搭接型螺旋折流板換熱器的變化趨勢(shì)相同。交錯(cuò)搭接型螺旋折流板換熱器的U與相同結(jié)構(gòu)參數(shù)的連續(xù)搭接型螺旋折流板換熱器幾乎相同，但Δp上升趨勢(shì)更加明顯，且隨著β的增大，這種上升趨勢(shì)逐漸減弱。當(dāng)β=5°時(shí)，L/D為4～6的交錯(cuò)搭接型螺旋折流板換熱器較相同結(jié)構(gòu)參數(shù)的連續(xù)搭接型螺旋折流板換熱器Δp上升了364%～657%；當(dāng)β=45°時(shí)，Δp僅上升了11.3%～37.2%。為了獲得較低的Δp和較高的U，交錯(cuò)搭接型螺旋折流板換熱器的β宜設(shè)置在35°左右。

圖4 β對(duì)交錯(cuò)搭接型螺旋折流板換熱器Δp和U的影響

圖5給出了在不同L/D條件下交錯(cuò)搭接型螺旋折流板換熱器Up和r隨β的變化曲線。由圖5a可知：L/D為4、5的換熱器Up隨著β的增大呈先上升后下降的趨勢(shì)，在β=40°時(shí)獲得最大Up；而L/D=6的換熱器Up隨著β的增大逐漸上升，在β=45°時(shí)獲得最大Up。與相同結(jié)構(gòu)參數(shù)的連續(xù)搭接型螺旋折流板換熱器不同，對(duì)于β為5～45°的交錯(cuò)搭接型螺旋折流板換熱器，Up均隨著L/D的增加而降低。圖5b給出了不同β條件下，L/D增大時(shí)Up的下降率的變化情況?？梢钥吹?，隨著β的增大，Up的降低趨勢(shì)逐漸減弱，直到β=45°時(shí)，r已接近于0。這說明：對(duì)交錯(cuò)搭接型螺旋折流板換熱器進(jìn)行結(jié)構(gòu)參數(shù)設(shè)計(jì)時(shí)，應(yīng)選擇較大的β和L/D，以獲取更低的Δp與更高的U和Up。

圖5 β對(duì)交錯(cuò)搭接型螺旋折流板換熱器Up和r的影響

以β=40°為例，研究e對(duì)交錯(cuò)搭接型螺旋折流板換熱器傳熱性能的影響。圖6給出了Δp和U隨e的變化曲線。一方面，相同L/D條件下，隨著e的增加，Δp逐漸上升，而U幾乎不變。且L/D越大，Δp的上升趨勢(shì)越陡峭。當(dāng)L/D=4時(shí)，隨著e由0.0增大到0.7，Δp上升了78.6%；而當(dāng)L/D=6時(shí)，Δp上升了334%。另一方面，e相同時(shí)，隨著L/D的增大，Δp和U均逐漸上升。且e越大，Δp的上升趨勢(shì)越明顯，U的上升幅度幾乎不變。當(dāng)e=0時(shí)，隨著L/D由4增大到6，Δp上升了4.62%，U上升了24.3%；而當(dāng)e=0.7時(shí)，Δp上升了95.8%。這說明：L/D較大的換熱器，應(yīng)采用e較小的螺旋折流板結(jié)構(gòu)，以在保證Δp較低的情況下，獲得更高的U和Up。

圖6 e對(duì)交錯(cuò)搭接型螺旋折流板換熱器Δp和U的影響

圖7為交錯(cuò)搭接型螺旋折流板換熱器Up和r隨e的變化曲線。由圖7a可知：Up隨e的增加逐漸下降，且L/D越大，下降趨勢(shì)越明顯。Up的減小是由Δp的上升引起的(圖6a)。當(dāng)e<0.4時(shí)，Up隨L/D的增加而上升；當(dāng)e為0.40～0.45時(shí)，L/D對(duì)Up的影響非常?。欢?dāng)e>0.45時(shí)，Up隨著L/D的增加而降低。這是由L/D對(duì)Δp和U的影響強(qiáng)弱不同導(dǎo)致的(圖6b)。圖7b為不同e下，L/D增大時(shí)Up下降率的變化情況?？梢钥吹?，當(dāng)e<0.4時(shí)，e越小，Up隨L/D的增大上升越明顯；而當(dāng)e>0.45時(shí)，e越大，Up隨L/D的增大下降越明顯。因此，交錯(cuò)搭接型螺旋折流板換熱器宜選用L/D較大的殼程結(jié)構(gòu)和e較小的搭接方式，以獲取更低的Δp，更高的U和Up。

圖7 e對(duì)交錯(cuò)搭接型螺旋折流板換熱器Up和r的影響

結(jié)合圖3、5的分析可以得出：采用較大β的螺旋折流板結(jié)構(gòu)，可以有效緩解換熱器L/D變大所帶來的綜合傳熱性能下降的現(xiàn)象。而圖6顯示：選取較小的e，可以在保證傳熱負(fù)荷的前提下，有效降低Δp。但β越大、e越小，換熱管的無支撐跨距越大，管束振動(dòng)增加，易引發(fā)換熱管斷裂失效，需要綜合考慮傳熱性能和使用壽命兩方面的因素。因此L/D較大的螺旋折流板換熱器可選用較大的β、較小的e；而L/D較小的交錯(cuò)搭接型螺旋折流板換熱器宜選用較小的β、較大的e，以在保證使用壽命的前提下，達(dá)到更高的傳熱性能。

3 結(jié)論

3.1當(dāng)β= 35°時(shí)，L/D= 4的連續(xù)搭接型螺旋折流板換熱器Up最高；當(dāng)β=40°時(shí)，L/D為5、6的連續(xù)搭接型螺旋折流板換熱器和L/D為4、5的交錯(cuò)搭接型螺旋折流板換熱器Up最高；當(dāng)β=45°時(shí)，L/D=6的交錯(cuò)搭接型螺旋折流板換熱器Up最高。

3.2Δp隨著β的增大逐漸降低，隨著e和L/D的增大逐漸上升；U隨著L/D的增大逐漸上升，隨著β的增大整體呈下降趨勢(shì)，但在35°附近出現(xiàn)一定程度的反彈，而e對(duì)U幾乎沒有影響。因此，若Δp過大，應(yīng)適當(dāng)降低e和L/D，提高β；若U較小，應(yīng)適當(dāng)增加L/D，并選取合適的β。

3.3對(duì)于連續(xù)搭接型螺旋折流板換熱器，L/D較小時(shí)，宜選用β為10～15°的結(jié)構(gòu)，而L/D較大時(shí)，宜選用β為35～40°的結(jié)構(gòu)；對(duì)于交錯(cuò)搭接型螺旋折流板換熱器，β宜設(shè)置在35°左右；L/D較大時(shí)，宜選用e<0.4的結(jié)構(gòu)，而L/D較小時(shí)，可選用e≥0.4的結(jié)構(gòu)。

3.4β的增大和e的減少會(huì)導(dǎo)致?lián)Q熱管無支撐跨距變大，管束振動(dòng)增加，易引發(fā)換熱管斷裂失效，需要綜合考慮傳熱性能和使用壽命兩方面的因素。在壓降允許的范圍內(nèi)，適當(dāng)降低β，加大e和L/D，以獲取更高的U。

[1] Master B I，Chunagad K S，Boxma A J，et al.Most Frequently Used Heat Exchangers from Pioneering Research to Worldwide Applications[J].Heat Transfer Engineering，2006，27(6)：4～11.

[2] Wang Q，Zeng M，Ma T，et al.Recent Development and Application of Several High-efficiency Surface Heat Exchangers for Energy Conversion and Utilization[J].Applied Energy，2014，135：748～777.

[3] 吳金星，劉敏珊，董其伍，等.換熱器管束支撐結(jié)構(gòu)對(duì)殼程性能的影響[J].化工機(jī)械，2002，29(2)：108～112.

[4] 方書起，祝春進(jìn)，吳勇，等.強(qiáng)化傳熱技術(shù)與新型高效換熱器研究進(jìn)展[J].化工機(jī)械，2004，31(4)：249～253.

[5] Zhang J F，He Y L，Tao W Q.3D Numerical Simulation on Shelland-Tube Heat Exchangers with Middle-overlapped Helical Baffles and Continuous Baffles-part I：Numerical Model and Results of Whole Heat Exchanger with Middle-overlapped Helical Baffles[J].International Journal of Heat and Mass Transfer，2009，52(23/24)：5371～5380.

[6] Zhang J F，He Y L，Tao W Q.3D Numerical Simulation on Shelland-tube Heat Exchangers with Middle-overlapped Helical Baffles and Continuous Baffles-part II：Simulation Results of Periodic Model and Comparison between Continuous and Noncontinuous Helical Baffles[J].International Journal of Heat and Mass Transfer，2009，52(23/24)：5381～5389.

[7] Vishwakarma M，Jain K K.Thermal Analysis of Helical Baffle in Heat Exchanger[J].International Journal of Science and Research，2013，2(7)：251～254.

[8] 曹興，杜文靜，程林.連續(xù)螺旋折流板換熱器流動(dòng)與傳熱性能及熵產(chǎn)分[J].化工學(xué)報(bào)，2012，63(8)：2375～2382.

[9] Shinde P S，Pancha M H.Comparative Thermal Performance of Shell and Tube Heat Exchanger with Continuous Helical Baffle Using[J].International Journal of Engineering Research and Applications，2012，2(4)：2264～2271.

[10] Dong C，Chen Y P，Wu J F.Performance Comparison of Trisection Helical Baffle Heat Exchangers with Different Circumferential Overlap Sizes[J].Chemical Engineering Technology，2015，38(7)：1～9.

[11] 孫琪，陳佳佳，朱瑩，等.搭接螺旋折流板換熱器殼程流動(dòng)特性研究[J].化工機(jī)械，2008，35(1)：10～13.

[12] 張翠翠.螺旋折流板冷凝器殼程傳熱性能的實(shí)驗(yàn)研究[J].化工機(jī)械，2010，37(3)：266～269.

[13] 桑迪科，黃思.螺旋折流板換熱器流動(dòng)與傳熱數(shù)值模擬[J].化工機(jī)械，2009，36(6)：593～595.

[14] 劉朋標(biāo)，朱為明.螺旋折流板換熱器工藝計(jì)算優(yōu)化[J].煉油技術(shù)與工程，2014，44(5)：7～10.

[15] 林玉娟，劉丹，楊曉波，等.基于HTRI的螺旋折流板換熱器最佳螺旋角研究[J].科學(xué)技術(shù)與工程，2012，12(5)：1181～1184.

DesignofHelicalBaffledHeatExchangersBasedonHTRI

WANG Mi1, ZHOU Yu-dong2, PAN Xiao-dong2, FAN Fei1, NIU Xiao-juan2

(1.LanzhouLSEnergyEquipmentEngineeringInstituteCo.,Ltd.,Qingdao266500,China; 2.QingdaoLSHeavyMachineryEquipmentCo.,Ltd.,Qingdao266500,China)

Making use of HTRI software to design helical baffled heat exchangers was implemented. The influences of helix angle (β), overlap size (e) and length-to-diameter ratio (L/D) on shell-side pressure drop (Δp), overall heat transfer coefficient (U) and heat transfer coefficient with unit pressure drop (Up) were discussed. Results show that, the Δpdecreases withβand increases witheorL/D; whileUrises gradually withL/Dand gradually decreases withβ’s rise, it partly rebounds whenβequals to 35°; andeinfluencesUllittle. Whenβranges from 35° to 45°, the helical baffled heat exchangers obtain maximalUp.

helical baffled heat exchanger,helix angle, overlap size, length-to-diameter ratio,heat transfer characteristics

*王 密，女，1987年9月生，工程師。山東省青島市，266500。

TQ053.2

A

0254-6094(2016)05-0610-06

2015-10-26，

2016-08-24)

(Continued from Page 609)

structure listed in GB/T 151-2014 Standard and the connection mode stipulated in this standard can’t be directly selected to calculate the tube-sheet thickness. Considering both loading force and stress on the tube sheet, two methods for calculating tube-sheet thickness were proposed and the heat exchanger tube’s center-to-center distance can be adopted to correct the thickness calculated. The closer calculation results prove feasibility of these two methods. Considering the fact that the heat exchanger tube header has hemispherical head and the present standard fails to provide calculation method for flat cover which connecting with the hemispherical head when the second calculation method takes the tube sheet as the flat cover in the calculation, taking the flat cover in calculation and then adopting ANSYS software to analyze and verify calculation results was proposed and applied in the engineering.

KeywordsU-tube heat exchanger, tube sheet, strength calculation, flat cover, calculation thickness, correction factor, hemispherical tube header, finite element analysis