馬芳芳,,,
(1.山東建筑大學(xué) 熱能工程學(xué)院,山東 濟(jì)南 250101;2.可再生能源建筑利用技術(shù)省部共建教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室,山東 濟(jì)南 250101;3.山東省可再生能源建筑應(yīng)用技術(shù)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室,山東 濟(jì)南 250101)
扭曲管是由換熱器中的普通換熱管通過(guò)壓扁后扭曲而成,由于扭曲管的多點(diǎn)自支撐結(jié)構(gòu),與傳統(tǒng)圓管換熱器相比,扭曲管換熱器具有傳熱系數(shù)高、壓降小、少結(jié)垢、無(wú)振動(dòng)、易清洗等一系列特點(diǎn)[1]。流體在管內(nèi)周期性的螺旋流動(dòng)可以使流體沖刷壁面,減薄邊界層,同時(shí)引起流體的二次流動(dòng),促進(jìn)流體的徑向混合。并且國(guó)內(nèi)外不少學(xué)者已經(jīng)對(duì)螺旋橢圓扭曲管單向扭曲的換熱流動(dòng)情況進(jìn)行了研究并取得了不少成果。例如我國(guó)的梁龍虎[2]對(duì)螺旋橢圓管與光管的換熱和阻力情況作了實(shí)驗(yàn)對(duì)比研究;張杏祥[3]等對(duì)螺旋橢圓管的傳熱與流阻特性經(jīng)行了模擬分析;劉敏珊[4]等模擬了螺旋橢圓管與螺旋扁管在雷諾數(shù)小于1 000時(shí)的換熱特性;高學(xué)農(nóng)[5]等研究了高扭曲比的螺旋橢圓管的傳熱與流阻性能。張杏祥、桑芝富[6]等人證明了螺旋扭曲扁管換熱器殼程整體性能指標(biāo)a/Δp較高;螺旋扭曲扁管換熱器管程與殼程都有較好的強(qiáng)化傳熱性能。根據(jù)劉偉等[7]指出,可以通過(guò)調(diào)節(jié)流場(chǎng),減小速度矢量U和溫度梯度矢量T之間的夾角來(lái)實(shí)現(xiàn)強(qiáng)化傳熱;減小速度矢量U和壓降梯度矢量-P之間的夾角來(lái)實(shí)現(xiàn)流動(dòng)減阻。本文采用CFD的流固共軛傳熱技術(shù)對(duì)扭曲管進(jìn)行了數(shù)值模擬,模擬了以水為流體的管道內(nèi)速度場(chǎng)、壓力場(chǎng)及溫度場(chǎng),并且依據(jù)場(chǎng)協(xié)同原理對(duì)其強(qiáng)化傳熱的影響因素及其變化規(guī)律進(jìn)行了深入分析,以及獲得扭曲橢圓管強(qiáng)化傳熱的影響機(jī)理。
在數(shù)值計(jì)算中,扭曲橢圓管扭曲2π即為一個(gè)扭程S。選取長(zhǎng)L=300 mm,截面為橢圓且長(zhǎng)軸a=20 mm、短軸b=10 mm,且扭曲周期依次遞增的扭曲扁管進(jìn)行數(shù)值模擬,如圖1所示。
圖1 扭曲扁管幾何模型
在數(shù)值模擬中,扭曲橢圓管的管壁材料設(shè)置為鋁,因該模擬主要著重于管內(nèi)流體的傳熱及流阻,故暫不考慮壁厚影響,設(shè)壁厚為零。
為研究扭曲橢圓管扭曲角度對(duì)其傳熱及流阻性能影響,模擬計(jì)算選取不同扭距多周期的扭曲橢圓管,根據(jù)扭曲橢圓管總相等,扭轉(zhuǎn)周期為整數(shù)原則,扭曲橢圓管參數(shù)如表1所示。
表1 不同扭曲橢圓管
扭曲比即為扭距S比上當(dāng)量直徑d,所有型號(hào)的扭曲橢圓管送水速度和水的初始溫度均分別為0.01 m/s和293.15 K,管道壁面給定壁溫353.15 K。
以扭曲橢圓管的整個(gè)流動(dòng)區(qū)域中的流體為研究對(duì)象,建立數(shù)學(xué)模型。管道內(nèi)流體流動(dòng)的控制方程[8]為
連續(xù)性方程
(1)
動(dòng)量方程
(2)
能量方程
(3)
式中u——流體的x方向速度分量/m·s-1;
v——流體的y方向速度分量/m·s-1;
w——流體的z方向速度分量/m·s-1;
p——流體的壓力/Pa;
T——流體的溫度/K;
η——流體的動(dòng)力粘性系數(shù)/Pa·s;
a——流體的熱擴(kuò)散系數(shù)/m2·s-1;
ρ——流體的密度/kg·m-3;
ρ0——流體的參考工作密度/kg·m-3;
x——x方向的矢量/m;
y——y方向的矢量/m;
z——z方向的矢量/m。
采用CFD建立物理模型并劃分網(wǎng)格,計(jì)算過(guò)程中采用有限容積法離散方程,同時(shí)求解流體的連續(xù)性方程,動(dòng)量方程和能量方程。選取層流模型,采用二階迎風(fēng)差分格式進(jìn)行離散,控制方程的求解利用SIMPLE算法。進(jìn)口邊界條件給定水的進(jìn)口平均流速、進(jìn)口溫度;出口邊界條件設(shè)定相對(duì)壓力為零。當(dāng)能量方程中收斂殘差小于10-6時(shí),整個(gè)計(jì)算過(guò)程被認(rèn)為收斂。所有的計(jì)算過(guò)程都進(jìn)行了網(wǎng)格無(wú)關(guān)性檢驗(yàn)。并且做了如下假設(shè):(1)水的物性參數(shù)為常數(shù);(2)流體在壁面上無(wú)滑移;(3)流體的流動(dòng)是定常的;(4)不考慮在重力方向上浮升力的影響。
因幾何模型之間區(qū)別僅為扭曲周期,各模型之間流體流動(dòng)的區(qū)別僅為旋轉(zhuǎn)緩急,流動(dòng)總體趨勢(shì)一致,故取其中扭曲角度為2π的幾何模型為例進(jìn)行解釋。
圖2為管內(nèi)扭曲處截面速度場(chǎng)及溫度場(chǎng),扭曲橢圓管內(nèi)的流動(dòng)有著很強(qiáng)的旋轉(zhuǎn)特性,從圖中可看出由于管道的扭曲導(dǎo)致流體流動(dòng)方向的扭曲變形,靠近壁面的邊界層處可以看出,流體有沖擊邊界層的趨勢(shì),通過(guò)模擬可以看出:扭曲管結(jié)構(gòu)使得管內(nèi)流體產(chǎn)生旋轉(zhuǎn)流動(dòng),迫使流體改變了流動(dòng)方向,在扭轉(zhuǎn)同時(shí)使流體沖擊了管道壁面,削弱了熱邊界層,并且扭曲程度越大,這個(gè)趨勢(shì)越明顯,從而流體速度與溫度梯度的協(xié)同程度就越好,這有利于強(qiáng)化換熱。
圖2 管內(nèi)扭曲處截面速度流線圖及溫度圖
層流的能量協(xié)同方程[9]
(4)
式中Nu,Re,Pr——努塞爾數(shù)、雷諾數(shù)和普朗特?cái)?shù);
無(wú)因次速度與無(wú)因次溫度梯度的點(diǎn)積可表達(dá)為
U·T=|U||T|cosβ
(5)
若矢量U與矢量T之間的夾角越小,則點(diǎn)積U·T越大,努塞爾數(shù)Nu越大,流體與壁面間的對(duì)流換熱也就越強(qiáng)。從而可推出協(xié)同角表達(dá)式為
(6)
基于場(chǎng)協(xié)同原理及公式可得出速度與溫度梯度的協(xié)同程度即協(xié)同角。取扭曲角度為18π的管道與扭曲角度為2π的管道的協(xié)同角云圖及等值線圖進(jìn)行對(duì)比解釋?zhuān)鐖D3所示。
圖3 扭曲2π管道扭曲90°截面處的協(xié)同角等值線
圖4 扭曲18π管道扭曲90°處截面的協(xié)同角等值線
如圖3所示:圖中右上角以及左下角的協(xié)同角小至約84°,由于管道扭曲的作用使得管內(nèi)流體產(chǎn)生旋轉(zhuǎn)流動(dòng),致使流體沖擊管壁,熱邊界層減薄,致使此處速度與溫度梯度的協(xié)同程度較好,達(dá)到強(qiáng)化傳熱的效果。左上角以及右下角的協(xié)同角逐漸增大至約97°,由于管道的扭曲而造成的流體旋轉(zhuǎn)流動(dòng)致使流體在此處并沒(méi)有沖擊壁面,即此處速度與溫度梯度的協(xié)同程度很差,不僅不強(qiáng)化傳熱,甚至弱化傳熱。由圖4可知,隨著管道扭曲程度的加大造成流體的旋轉(zhuǎn)流動(dòng)更加急促,管道扭曲90°截面處,右上角及左下角協(xié)同角趨近70°,說(shuō)明此處由于流體的旋轉(zhuǎn)流動(dòng)急促程度的加大,熱邊界層越薄,速度與溫度梯度的協(xié)同程度越好。但是左上角及右下角趨近110°,說(shuō)明隨著流體旋轉(zhuǎn)流動(dòng)的急促程度導(dǎo)致流體在此處越遠(yuǎn)離壁面,速度與溫度梯度的協(xié)同程度越差。
表2 管道扭曲90°處速度與溫度梯度的平均協(xié)同角
由表2可以看出,管道截面平均協(xié)同角隨扭曲程度的加大逐漸減小。根據(jù)公式(6)可知β值越小,則點(diǎn)積U·T越大,相應(yīng)努塞爾數(shù)Nu越大,流體與壁面間的對(duì)流換熱也就越強(qiáng)。由此可知扭曲橢圓管的扭曲比越小,強(qiáng)化換熱效果也就越好。
圖5 扭曲橢圓管x=0處截面速度流線圖及壓力圖
圖5為扭曲管的速度場(chǎng)和壓力場(chǎng),帶有箭頭的流線為速度流線,豎向直線為截面圖中壓力等值線。由于管道的扭曲導(dǎo)致管道內(nèi)速度會(huì)呈周期性重新分布,管道入口處邊界層處壓力等值線與速度矢量線近似平行,即壓降梯度與速度矢量近似垂直,故此處速度與壓力梯度協(xié)同程度較差,而管道中心主流區(qū)壓力等值線與速度矢量線都近似垂直,即壓降梯度與速度矢量線基本平行,故管道中心主流區(qū)速度與壓力梯度的協(xié)同程度較好。
速度U與壓力梯度之間的協(xié)同關(guān)系表達(dá)為[9]
U·(-P)=|U||-P|cosθ
(7)
從而可推出協(xié)同角表達(dá)式為
(8)
若點(diǎn)積U·(-P)一定,θ角越小,流體的功耗|U||-p|越小。由此可見(jiàn), 減小協(xié)同角θ意味著降低流體消耗的泵功, 提高設(shè)備的節(jié)能效果。
基于場(chǎng)協(xié)同原理及協(xié)同角公式可得速度與壓力梯度的協(xié)同角。協(xié)同角云圖如圖6所示。
圖6 扭曲橢圓管x=0處截面協(xié)同角云圖
由表3可以看出,管道截面平均協(xié)同角隨扭曲程度的加大逐漸增大。根據(jù)公式(8)可知θ值越大,流體的功耗|U||-p|越大。由此可知扭曲橢圓管的扭曲比越小,管道內(nèi)的流動(dòng)阻力損失也就越大。
將扭曲橢圓管傳熱性能、阻力性能和綜合傳熱性能分別整理為傳熱增強(qiáng)因子Nu/Nu0,阻力增大因子f/f0,及綜合傳熱性能增強(qiáng)因子η。
扭曲扁管的Nu、f,η分別定義為[10]
(9)
(10)
(11)
式中q——流體熱流密度/J·m-2·s-1;
d——通道的當(dāng)量直徑/m;
Twall——壁面溫度/K;
Tref——參考溫度/K,取管內(nèi)流體混合平均溫度;
λ——流體導(dǎo)熱率/W·m-1·K-1;
ΔP——管段進(jìn) 出口壓降/Pa;
L——管段長(zhǎng)度/m;
ρ——流體密度/kg·m-3;
U——流道截面的平均速度/m·s-1。
根據(jù)以上模擬結(jié)果以及計(jì)算結(jié)果,通過(guò)流體速度場(chǎng)和壓力場(chǎng)協(xié)同程度以及速度場(chǎng)和溫度場(chǎng)協(xié)同程度的定量分析,可以得出以下各管道之間的比較圖。
如圖7與圖8所示:根據(jù)比較可明顯得出,隨著管道扭曲程度的增大,Nu逐漸增大,認(rèn)為強(qiáng)化換熱效果依次變強(qiáng)。且各型號(hào)管道速度與溫度梯度在扭曲角度為90°處的平均協(xié)同角隨著管道扭曲程度的增大也逐漸減小,根據(jù)速度場(chǎng)與溫度場(chǎng)的協(xié)同分析,認(rèn)為整個(gè)流動(dòng)區(qū)域內(nèi),流動(dòng)速度與溫度梯度的協(xié)同程度越好即協(xié)同角越小,換熱效果就越好。故可知隨著管道扭曲程度的增大,管道的強(qiáng)化換熱效果越好。
圖7 各型號(hào)管道努謝爾數(shù)比較圖
圖8 各型號(hào)在扭曲角度為90°處的平均協(xié)同角
如圖9與圖10所示:根據(jù)比較可以明顯看出,隨著管道扭曲程度的增大,f逐漸增大,認(rèn)為流動(dòng)阻力系數(shù)越大。且各型號(hào)管道速度與壓力梯度平均協(xié)同角隨著管道扭曲程度的增大逐漸增大,根據(jù)速度場(chǎng)與壓力場(chǎng)的協(xié)同分析,認(rèn)為整個(gè)流動(dòng)區(qū)域內(nèi),流動(dòng)速度與壓力梯度的協(xié)同程度越差即協(xié)同角越大,阻力系數(shù)就越大。故可知隨著管道扭曲程度的增大,管道的流動(dòng)阻力損失也就越大。
圖9 各型號(hào)管道達(dá)西阻力系數(shù)比較圖
圖10 各型號(hào)管道速度與壓力梯度平均協(xié)同角圖
如圖11所示:根據(jù)比較可知,隨著管道扭曲程度的增大,綜合強(qiáng)化傳熱因子逐漸增大且均大于1,說(shuō)明相比于橢圓管,扭曲橢圓管可以強(qiáng)化管內(nèi)傳熱,且隨著管道扭曲程度的增大,強(qiáng)化換熱效果越好??芍で芫哂休^好的強(qiáng)化換熱性質(zhì),由此可對(duì)工程進(jìn)行優(yōu)化節(jié)能。
圖11 各型管道綜合傳熱性能增強(qiáng)因子比較圖
通過(guò)利用CFD軟件對(duì)管道內(nèi)的流體流動(dòng)進(jìn)行數(shù)值模擬,發(fā)現(xiàn)流體的速度場(chǎng)和溫度場(chǎng)協(xié)同程度直接影響管道的換熱能力,以及壓力場(chǎng)和速度場(chǎng)協(xié)同程度直接影響管道的流動(dòng)阻力損失。基于場(chǎng)協(xié)同原理進(jìn)一步獲得管道內(nèi)流動(dòng)流體的速度與溫度梯度的平角協(xié)同角,以及速度與壓力梯度的平均協(xié)同角,并以此平均協(xié)同角和經(jīng)過(guò)計(jì)算所得管道的綜合傳熱性能增強(qiáng)因子為評(píng)價(jià)指標(biāo)得出扭曲管的換熱性能的好壞。計(jì)算結(jié)果表明:
(1)由于扭曲橢圓管的特殊結(jié)構(gòu)形式,使管內(nèi)流體做縱向旋轉(zhuǎn)流動(dòng),形成垂直于主體流速的二次流,因此可以削弱傳熱邊界層,強(qiáng)化管內(nèi)流體傳熱。雖然也使管內(nèi)流體的流動(dòng)阻力損失有所增大,但是扭曲管管內(nèi)的強(qiáng)化傳熱綜合性能仍然優(yōu)于橢圓直管。
(2)通過(guò)數(shù)值模擬結(jié)果顯示,扭曲管的扭曲比S/d越小,扭曲管的強(qiáng)化傳熱性能就越好,但是同時(shí)流阻也會(huì)增大。
(3)流體速度場(chǎng)與溫度場(chǎng)協(xié)同程度越好,強(qiáng)化傳熱效果越好;流體速度場(chǎng)和壓力場(chǎng)協(xié)同程度越差,則局部阻力損失越大。
(4)本文研究表明,利用CFD軟件對(duì)管道內(nèi)流體流動(dòng)進(jìn)行基于場(chǎng)協(xié)同原理的數(shù)值模擬,可有效實(shí)現(xiàn)管道內(nèi)流體流動(dòng)方案的比較,為工程上的開(kāi)發(fā)和設(shè)計(jì)強(qiáng)化換熱的管道提供理論依據(jù)。
[1]鞠在堂.螺旋扁管換熱器[J].化工裝備技術(shù),2003,24(5):19-22.
[2]梁龍虎.螺旋扁管換熱器的性能及工業(yè)應(yīng)用研究[J].煉油設(shè)計(jì),2001,8(31):28-33.
[3]張杏祥,桑芝富.螺旋扭扁管強(qiáng)化傳熱與阻力性能的模擬分析[J].化工機(jī)械,2006,33(1):24-28.
[4]劉敏珊,宮本希,董其伍.螺旋扁管的換熱性能研究[J].石油機(jī)械,2008,2(36):22-25.
[5]高學(xué)農(nóng),鄒華春,王端陽(yáng),等.高扭曲比螺旋扁管的管內(nèi)傳熱及流阻性能[J].華南理工大學(xué)學(xué)報(bào)(自然版),2008,11(36):17-21.
[6]張杏祥,桑芝富.螺旋扭扁管強(qiáng)化傳熱與阻力性能的模擬分析[J].化工機(jī)械,2006,33(1):24-29.
[7]劉偉,劉志春,過(guò)增元.對(duì)流換熱層流流場(chǎng)的物理量協(xié)同與傳熱強(qiáng)化分析[J].科學(xué)通報(bào),2009,54(12):1779-1785.
[8]陶文銓.數(shù)值傳熱學(xué)[M].西安:西安交通大學(xué)出版社,1998.
[9]劉偉,劉志春,馬雷.多場(chǎng)協(xié)同原理在管內(nèi)對(duì)流強(qiáng)化傳熱性能評(píng)價(jià)中的應(yīng)用[J].科學(xué)通報(bào),2012(10):867-874.
[10]Webb R L, Eckert E R G. Application of rough surfaces to heat exchanger design[J]. International Journal of Heat & Mass Transfer,1972,15(9):1647-1658.
[11]朱冬生,石仲璟,錢(qián)泰磊,等.扭曲橢圓管換熱器的數(shù)值模擬及場(chǎng)協(xié)同分析[J].高?;瘜W(xué)工程學(xué)報(bào),2015(1):64-71.
[12]張洋樂(lè).不同扭距扭曲管管內(nèi)流場(chǎng)的數(shù)值模擬[J].石油化工設(shè)備技術(shù),2016,37(3):13-16.
[13]Amin Ebrahimi, Ehsan Roohi. Numerical study of flow patterns and heat transfer in mini twisted oval tubes[J].International Journal of Modern Physics C,2015,26(12):295-307.
[14]Cheng J, Qian Z, Wang Q. Analysis of heat transfer and flow resistance of twisted oval tube in low Reynolds number flow[J]. International Journal of Heat & Mass Transfer, 2017:761-777.
[15]韓勇,王定標(biāo),張燦燦,等.橢圓內(nèi)肋扭曲管換熱性能數(shù)值研究[J].工程熱物理學(xué)報(bào),2015,36(12):2707-2710.
[16]GUAN Ping, AN Fangtao, LU Mei. Numerical Simulation on Heat Transfer Performance of Laminar Flow Outside Twisted Oval Tube[M].Light Industry Machinery,2016.