多頭螺旋套管換熱器殼程的強(qiáng)化換熱數(shù)值分析

張銀銀 江 濤

（珠海格力電器股份有限公司 珠海 519070）

引言

螺旋套管式換熱器作為一類高效能強(qiáng)化換熱器，由于其結(jié)構(gòu)緊湊，換熱效率高，已廣泛用于各種機(jī)械、動(dòng)力和制冷等換熱領(lǐng)域的核心設(shè)備。由于其殼程幾何結(jié)構(gòu)復(fù)雜，流動(dòng)和換熱的影響因素較多，流動(dòng)形態(tài)也很復(fù)雜，因而數(shù)值研究方法無(wú)疑為經(jīng)濟(jì)、安全地設(shè)計(jì)、評(píng)價(jià)換熱器提供了一種強(qiáng)有力的手段。國(guó)外已對(duì)其換熱作了一些數(shù)值研究[1-3]，但大多數(shù)集中于內(nèi)管的研究，對(duì)于殼程的環(huán)形流道內(nèi)的流體流動(dòng)與換熱性能的研究卻不多。

鑒于上述現(xiàn)狀，在湍流狀態(tài)下，對(duì)此類換熱器殼程螺旋通道內(nèi)的流動(dòng)和傳熱特性的研究成為迫切需要進(jìn)行的課題。本文提出在內(nèi)管上加設(shè)螺旋螺紋，并利用數(shù)值模擬分析螺紋對(duì)殼程強(qiáng)化換熱的提升效果，最后采用綜合性能評(píng)價(jià)因子η對(duì)強(qiáng)化手段做科學(xué)評(píng)價(jià)，結(jié)論可為合理設(shè)計(jì)經(jīng)濟(jì)可靠地此類換熱器與綜合評(píng)價(jià)其性能提供理論依據(jù)。

1 數(shù)值模型

1.1 物理模型

殼程物理模型如圖1與圖2所示，分別是截面為圓環(huán)和加有螺紋凹槽的不規(guī)則截面圓環(huán)的螺旋流道模型。主要幾何參數(shù)：螺旋體螺距H、螺旋體曲率半徑Rc、螺紋槽深h、螺紋纏繞圈數(shù)n、螺紋頭數(shù)N、內(nèi)管外徑di、外管內(nèi)徑Do，螺旋體統(tǒng)一采取右旋方式繞旋兩圈。

建立研究對(duì)象的殼程流道并分別命名為P1、P2與P3其參數(shù)見(jiàn)表1與表2。

采用ProE建立三維模型，導(dǎo)入前處理網(wǎng)格劃分軟件ICEM劃分計(jì)算網(wǎng)格，網(wǎng)格模型截面如圖3所示。

1.2 數(shù)學(xué)模型

本文研究的流動(dòng)狀態(tài)在Re=9 000-19 000范圍內(nèi)，為完全湍流狀態(tài)。采用Fluent自帶的RNGκ-ε模型，它對(duì)旋渦以及近壁的處理更適用于存在縱向渦流的螺旋形變管的殼程流體流動(dòng)與傳熱的模擬。

湍動(dòng)能方程：

耗散率輸送方程：

式中：

式中，Gκ是由于平均速度梯度引起的湍動(dòng)能產(chǎn)生；Gb是由于浮力影響引起的湍動(dòng)能產(chǎn)生；YM為可壓縮湍流脈動(dòng)膨脹對(duì)總的耗散率的影響；C1ε、C2ε、C3ε為經(jīng)驗(yàn)常數(shù)，F(xiàn)luent中默認(rèn)值為C1ε=1.44、C2ε=1.9、C3ε=0.09；ακ、αε分別為湍動(dòng)能和湍動(dòng)耗散率對(duì)應(yīng)的有效普朗特?cái)?shù)的倒數(shù)，F(xiàn)luent中默認(rèn)值為ακ=1.0、αε=1.3；Prt為湍動(dòng)普朗特?cái)?shù)，默認(rèn)取Prt=0.85；gi為重力加速度在i方向上的分量；β為熱膨脹系數(shù)取β=0.012；Mt湍動(dòng)馬赫數(shù)；a為聲速；對(duì)于高雷諾數(shù)問(wèn)題，Cμ=0.084 5。

圖1 光滑內(nèi)管螺旋套管換熱器流道

圖2 螺紋強(qiáng)化內(nèi)管螺旋套管換熱器流道

表1 光滑內(nèi)管環(huán)形流道模型參數(shù)

表2 強(qiáng)化內(nèi)管環(huán)形流道模型參數(shù)

圖3 各種螺旋套管換熱器殼程流道網(wǎng)格模型其截面圖

2 求解及網(wǎng)格無(wú)關(guān)性檢驗(yàn)

2.1 邊界條件

計(jì)算以軟件自帶介質(zhì)水為研究流體，其為不可壓縮流體，物性為常數(shù)；過(guò)程中忽略重力影響[3-5]。

入口：速度入口，給定按各實(shí)驗(yàn)條件所取雷諾數(shù)Re計(jì)算出的速度值，并設(shè)入口溫度為300 K；

出口：定義為壓力出口，給定水力當(dāng)量直徑9.17 mm；

壁面：流道外壁面定義為絕熱；內(nèi)壁面定義為恒溫，取壁面溫度值340 K；所有壁面采用無(wú)滑移壁面條件，松弛因子采取系統(tǒng)默認(rèn)值；湍流強(qiáng)度按I=0.16Re-1/8計(jì)算[5]；壓力和速度的解耦采SIMPLE算法，為了提高計(jì)算精度，動(dòng)量和能量方程的離散均采用二階迎風(fēng)格式，收斂條件為所有殘差值小于1.0×10-6。模擬工況見(jiàn)表3。

2.2 網(wǎng)格無(wú)關(guān)性檢驗(yàn)

為確保仿真結(jié)果的準(zhǔn)確性，采用不同的網(wǎng)格尺寸對(duì)流道內(nèi)流體流動(dòng)和傳熱過(guò)程進(jìn)行了數(shù)值初算，選取各模型同一界面處的局部平均努賽爾數(shù)Nu和局部平均摩擦系數(shù)fm做比較，其計(jì)算誤差均在可接受范圍，這為計(jì)算優(yōu)選網(wǎng)格數(shù)量提供了依據(jù)。具體實(shí)驗(yàn)結(jié)果列于表4。

3 結(jié)果與分析

3.1 速度與溫度場(chǎng)分析

為研究多頭螺紋繞旋內(nèi)管所起的殼程強(qiáng)化換熱，分析湍流充分發(fā)展的距離入口540 °位置截面的速度與溫度場(chǎng)，如圖4。

在相同工況下隨螺紋頭數(shù)增加，環(huán)形流道的速度矢量圖表明速度場(chǎng)變得愈加紊亂，流場(chǎng)的二次流變得愈加強(qiáng)烈，速度梯度也在增大。這使流體與壁面的換熱邊界層受到扯裂，尤其是隨著頭數(shù)的增加，造成的紊流更加激烈，換熱邊界層受到的破壞也越嚴(yán)重，這使換熱阻力迅速減小。對(duì)應(yīng)溫度場(chǎng)的發(fā)展也隨之變得更加展平，整體性更好。

3.2 殼程整體換熱性能分析

為直觀的對(duì)比螺紋頭數(shù)對(duì)殼程充分發(fā)展的湍流換熱的強(qiáng)化作用，圖5與圖6分別展示了沿程N(yùn)u數(shù)與壁面摩擦因子fm的變化。

分析發(fā)現(xiàn)，沒(méi)有繞螺紋即繞螺紋頭數(shù)為零的P1模型流道換熱性能確實(shí)遠(yuǎn)低于帶螺紋繞旋的強(qiáng)化內(nèi)管的流道模型，且隨著繞旋螺紋頭數(shù)的增大，換熱性能在整體上都得到了提升。但也不可忽視，隨著繞旋螺紋頭數(shù)的增加，壁面摩擦系數(shù)整體上會(huì)增大。而這種摩擦系數(shù)的整體增大是非常不利于節(jié)約換熱所需的能量投入的，在增強(qiáng)換熱的同時(shí)如果泵功的消耗投入增大過(guò)多，將大大降低強(qiáng)化換熱所獲得的收益。

3.3 綜合評(píng)定強(qiáng)化換熱性能

表3 模擬流動(dòng)工況參數(shù)表

表4 網(wǎng)格無(wú)關(guān)性分析參數(shù)表

圖4 模型P1、P2和P3在距離入口540 °截面處速度場(chǎng)矢量圖和溫度圖

圖5 沿程的努賽爾數(shù)Nu的變化

圖6 沿程的摩擦因子 fm變化

圖7 強(qiáng)化管P2與P3相對(duì)于光滑管的及η在沿程各截面變化

數(shù)值解與之做比值來(lái)具體量化的比較綜合性能。如圖7展示了6頭螺紋管P2與4頭螺紋管P3分別與光滑管P1的比值沿程變化。

圖7表明帶有多頭螺紋結(jié)構(gòu)的流道的強(qiáng)化換熱性能相對(duì)于光管都有絕對(duì)的提升，這種優(yōu)勢(shì)體現(xiàn)在整個(gè)殼程流動(dòng)的換熱中，而且螺紋頭數(shù)的增加也使相對(duì)流動(dòng)阻力增大；但通過(guò)對(duì)P2與P3管的綜合因子η曲線分析可以發(fā)現(xiàn)其值始終大于1，有力論證了螺紋頭數(shù)的增加帶來(lái)的強(qiáng)化換熱收益能夠絕對(duì)的彌補(bǔ)整個(gè)殼程因流阻增大而損失的能量，因此這種強(qiáng)化換熱的技術(shù)能夠獲得能量的正收益。

4 結(jié)論

1）內(nèi)管上增設(shè)多頭螺紋繞旋的換熱器其殼程速度場(chǎng)更加紊亂，溫度場(chǎng)更加展平，在換熱能力大幅提升的同時(shí)流動(dòng)阻力也將增大，使得換熱綜合收益受影響。

2）內(nèi)管外表設(shè)計(jì)多頭螺紋可以絕對(duì)的強(qiáng)化傳熱，其綜合性能評(píng)價(jià)因子η都大于1，有力論證了內(nèi)管加設(shè)繞旋螺紋結(jié)構(gòu)可有效強(qiáng)化殼程的換熱性能。