內(nèi)嵌百葉板換熱器的殼程流動(dòng)與傳熱特性

張媛媛， 程遠(yuǎn)達(dá)， 楊曉， 羅成， 賈捷

(1. 太原理工大學(xué) 土木工程學(xué)院， 山西 太原 030024； 2. 太原理工大學(xué) 電氣與動(dòng)力工程學(xué)院， 山西 太原 030024)

管殼式換熱器又稱列管式換熱器，是以封閉殼體中管束的壁面作為傳熱面的間壁式換熱器，具有結(jié)構(gòu)簡單、操作可靠，以及可適應(yīng)高溫、高壓等特點(diǎn).因此，管殼式換熱器被廣泛地應(yīng)用于石油、化工、能源動(dòng)力等行業(yè)[1].在管殼式換熱器中，具有較高傳熱膜系數(shù)的弓形板換熱器受到學(xué)者較多的關(guān)注.然而，弓形板換熱器中的折流板使殼程流體呈“Z”字形流動(dòng)，在折流板后形成流體流動(dòng)死區(qū)及回流區(qū)，導(dǎo)致較高的壓力損失[2].

國內(nèi)外學(xué)者針對(duì)弓形板換熱器殼程流體流動(dòng)過程的優(yōu)化進(jìn)行了大量的研究，例如，改造傳統(tǒng)的單弓形折流板，以及采用新型支撐結(jié)構(gòu)等.單弓形折流板的改造主要采用各種異型孔(矩形孔、外加小圓孔、大管孔、梅花孔和網(wǎng)狀孔等[3-6])代替原有的圓孔，使部分流體通過折流板并產(chǎn)生射流，從而減小流動(dòng)死區(qū)，強(qiáng)化傳熱，但異型孔結(jié)構(gòu)制造較為困難，且存在結(jié)垢問題[3].目前，已提出的雙弓形折流板、曲面折流板、折流桿、圓盤-圓環(huán)折流板、扭轉(zhuǎn)型結(jié)構(gòu)等新型支撐結(jié)構(gòu)[7-14]也未從根本上改變殼程流體的“Z”字形流動(dòng)，折流板后仍存在較大的流動(dòng)死區(qū)和壓力損失[15].羅富強(qiáng)[16]提出依靠扁管外緣螺旋線的點(diǎn)相互支撐的扁管自支撐結(jié)構(gòu)，這種無折流板的形式可消除流動(dòng)死區(qū)，增強(qiáng)殼程流體湍流度和換熱性能，但加工工藝較為復(fù)雜，且存在清洗困難的問題.Peng等[17]對(duì)美國ABB公司開發(fā)的螺旋折流板進(jìn)行實(shí)驗(yàn)研究，發(fā)現(xiàn)螺旋折流板換熱器單位壓降下的傳熱系數(shù)比弓形板換熱器提高10%以上，連續(xù)的螺旋結(jié)構(gòu)可誘導(dǎo)殼程流體呈螺旋狀流動(dòng)，有效地消除了流動(dòng)死區(qū).然而，螺旋折流板換熱器因制造及安裝難度較大，尚未實(shí)現(xiàn)規(guī)模化應(yīng)用.

在非連續(xù)型螺旋折流板的研究方面，搭接式螺旋折流板及重疊式螺旋折流板的換熱性能弱于連續(xù)型螺旋折流板，且重疊式螺旋折流板存在三角區(qū)漏流現(xiàn)象[18-21].基于此，本文提出一種內(nèi)嵌百葉板換熱器，研究百葉角度與百葉數(shù)量等關(guān)鍵設(shè)計(jì)參數(shù)對(duì)內(nèi)嵌百葉板換熱器綜合性能的影響.

1 幾何模型及其驗(yàn)證

1.1 幾何模型

在solidworks軟件中分別建立普通弓形板換熱器和內(nèi)嵌百葉板換熱器的全截面三維簡化模型.普通弓形板換熱器模型，如圖1所示.內(nèi)嵌百葉板換熱器管束裝配模型，如圖2所示.內(nèi)嵌百葉板預(yù)熱器由外殼、換熱管束及百葉折流板組成，通過在弓形折流板周邊的布管空白區(qū)域等間距布置導(dǎo)流葉片，以強(qiáng)化換熱器的流動(dòng)與換熱過程.不同換熱器中的換熱管束均采用等邊三角形的方式布設(shè).

圖1 普通弓形板換熱器模型 圖2 內(nèi)嵌百葉板換熱器管束裝配模型 Fig.1 Model of common bow Fig.2 Assembly model of tube bundle plate heat exchanger of embedded louver heat exchanger

換熱器的主要幾何參數(shù)，如表1所示.表1中：D為殼程外徑；N為換熱管數(shù)；ηH為折流板缺口高度百分比；L為有效長度；din，dout分別為殼程進(jìn)、出口管徑；Nb為折流板數(shù)量；d為換熱管直徑；Z為換熱

表1 換熱器的主要幾何參數(shù)Tab.1 Primary geometric parameters of heat exchangers

管中心距；X為折流板間距.

1.2 參數(shù)計(jì)算

換熱器殼程壓降及傳熱系數(shù)的計(jì)算過程為

Q=M·cP·(Tout-Tin)

,

(1)

(2)

(3)

A=N·πdL

,

(4)

ΔP=Pin-Pout

.

(5)

式(1)～(5)中：Q為殼側(cè)流體傳熱量,W；M為殼程流體質(zhì)量流量,kg·s-1；cP為比熱容,J·(kg·K)-1；h為傳熱系數(shù),W·(m2·K)-1；Tin,Tout,Ttube分別為殼程流體入口、出口及管壁的溫度,K；ΔTm為換熱對(duì)數(shù)平均溫差，K；A為傳熱面積,m2；ΔP為殼程壓降,Pa；Pin,Pout為殼程進(jìn)、出口壓力,Pa.

1.3 控制方程及計(jì)算方法

采用計(jì)算流體力學(xué)軟件Fluent，對(duì)普通弓形板換熱器及內(nèi)嵌百葉板換熱器的性能進(jìn)行對(duì)比研究.換熱器流動(dòng)與換熱的控制方程如下.

連續(xù)性方程為

?ui/?xi=0.

(6)

動(dòng)量方程為

(7)

能量方程為

(8)

k方程為

(9)

ε方程為

(10)

式(6)～(10)中：ui，uj為速度分量；xi，xj為坐標(biāo)分量；ρ，μ，P分別為流體的密度、粘度和壓力；T為流體溫度；λ為流體導(dǎo)熱系數(shù)；k為湍流脈動(dòng)動(dòng)能；σk為k對(duì)應(yīng)的Prandtl數(shù)；μi為湍動(dòng)粘度；ε為湍流脈動(dòng)動(dòng)能的耗散率；σε為ε對(duì)應(yīng)的Prandtl數(shù)；c1，c2均為常數(shù).

采用k-ε湍流模型求解湍流方程;采用二階迎風(fēng)格式進(jìn)行動(dòng)量和能量的離散；采用壓力速度耦合的半隱式方法SIMPLE和三階QUICK格式求解控制方程.能量方程的收斂殘差設(shè)置為1×10-6，其余方程的收斂殘差均為1×10-4.

(a) 普通弓形板換熱器 (b) 內(nèi)嵌百葉板換熱器 圖3 兩種換熱器的截面網(wǎng)格圖Fig.3 Sectional grid diagram of two heat exchangers

1.4 網(wǎng)格及邊界條件設(shè)置

由于換熱器的結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜，故采用正四面體非結(jié)構(gòu)網(wǎng)格進(jìn)行數(shù)值模擬，并對(duì)管壁和折流板處的網(wǎng)格進(jìn)行加密處理.兩種換熱器的截面網(wǎng)格圖，如圖3所示.

為節(jié)約計(jì)算資源并保證模擬結(jié)果的準(zhǔn)確性，對(duì)兩種換熱器模型各劃分5組不同數(shù)量的網(wǎng)格進(jìn)行獨(dú)立性檢驗(yàn).其中,普通弓形板換熱器的5組網(wǎng)格數(shù)量分別為753 294，1 284 861，2 043 675，2 523 694，3 102 659;而內(nèi)嵌百葉板換熱器的5組網(wǎng)格數(shù)量分別為686 591，1 163 862，2 105 532，2 692 893，3 061 674.

兩種換熱器殼程壓降(ΔP)隨網(wǎng)格數(shù)目(n)的變化，如圖4所示.由圖4可知：當(dāng)普通弓形板換熱器的網(wǎng)格數(shù)量分別為2 523 694，3 102 659時(shí)，其壓降計(jì)算偏差小于1.5%；當(dāng)內(nèi)嵌百葉板換熱器網(wǎng)格數(shù)量分別為2 692 893，3 061 674時(shí)，壓降計(jì)算偏差小于1.5%.在數(shù)值模擬計(jì)算中，最終確定普通弓形板換熱器的網(wǎng)格數(shù)量為2 523 694，內(nèi)嵌百葉板換熱器的網(wǎng)格數(shù)量為2 692 893.

殼程入口采用速度入口邊界，不同工況下的入口流速(v)為0.50～1.50 m·s-1；給定入口溫度為278.15 K；湍流選項(xiàng)采用湍流度與水力直徑；殼程出口采用壓力出口邊界；換熱管束采用定壁溫邊界，給定溫度為293.15 K；折流板、百葉片及殼程壁面采用不可滲透、無滑移絕熱邊界；殼程材料為碳鋼，管束材料為黃銅，殼程介質(zhì)為常物性水.

湍流度I[22]的計(jì)算式為

I=0.16Re-1/8.

(11)

式(11)中：Re為殼程流體雷諾數(shù).

1.5 模型驗(yàn)證

為了驗(yàn)證模型的可靠性，將普通弓形板換熱器的殼程壓降(ΔP0)模擬值與計(jì)算值(通過文獻(xiàn)[23]的壓降計(jì)算公式得到)進(jìn)行對(duì)比，結(jié)果如圖5所示.由圖5可知：殼程壓降模擬值與計(jì)算值的最大偏差為13.9%.這是因?yàn)橛?jì)算公式考慮了折流板與管束、殼壁間的漏流，而模型已簡化為無縫隙結(jié)構(gòu)，故模擬值略大于計(jì)算值，但兩者偏差仍在工程可接受范圍內(nèi)，故文中采用的數(shù)值模型仍是可靠的.

圖4 殼程壓降隨網(wǎng)格數(shù)目的變化 圖5 殼程壓降模擬值與計(jì)算值的對(duì)比 Fig.4 Variation of pressure drop with Fig.5 Pressure drop comparison of simulated number change of grids values with formula values

1.6 模擬工況設(shè)置

對(duì)處于7種工況(工況0～工況6)下的換熱器性能進(jìn)行模擬研究，設(shè)置5種入口流速(a～e)分別為0.50，0.75，1.00，1.25，1.50 m·s-1，共模擬35個(gè)算例.算例的工況設(shè)置，如表2所示.表2中：θ為百葉角度；m為每組折流板上附著百葉片數(shù)，即百葉數(shù)量.

表2 算例的工況設(shè)置Tab.2 Working condition setting of example

2 結(jié)果與分析

2.1 兩種換熱器殼程流場對(duì)比

普通弓形板換熱器與內(nèi)嵌百葉板換熱器的殼程速度云圖及局部速度矢量圖，如圖6，7所示.由圖6可知：普通弓形板換熱器殼程流體橫向沖刷管束，整體呈現(xiàn)“Z”字形流動(dòng)；當(dāng)流體流經(jīng)折流板時(shí)，由于流動(dòng)方向突然轉(zhuǎn)變，動(dòng)能損失較大，在折流板缺口區(qū)，流體流速較高；當(dāng)流體到達(dá)折流板后方時(shí)，由于流動(dòng)面積突然增大，流體流速降低，并在折流板后方形成大面積流動(dòng)死區(qū)及旋渦狀的回流區(qū)，影響流體與管束之間的對(duì)流換熱.

由圖7可知：在內(nèi)嵌百葉板換熱器中，當(dāng)流體流經(jīng)折流板時(shí)，在導(dǎo)流百葉的作用下，部分流體通過折流板形成圓弧狀流動(dòng)，其余流體則仍通過缺口區(qū)形成“Z”字形流動(dòng)；兩種流動(dòng)形式的配合有效地減小折流板后流動(dòng)死區(qū)與回流區(qū)的面積，增強(qiáng)殼程擾動(dòng)，減少因突然轉(zhuǎn)向造成的壓力損失，流場分布更加均勻.

圖6 普通弓形板換熱器的殼程速度云圖及局部速度矢量圖Fig.6 Shell side velocity nephogram and local velocity vector graph of common bow plate heat exchanger

圖7 內(nèi)嵌百葉板換熱器的殼程速度云圖及局部速度矢量圖Fig.7 Shell side velocity nephogram and local velocity vector graph of embedded louver heat exchanger

圖8 殼程壓降隨入口流速的變化情況(不同百葉角度)Fig.8 Variation of pressure drop in shell side with inlet flow velocity (different louver angles)

2.2 百葉角度對(duì)內(nèi)嵌百葉板換熱器性能的影響

設(shè)置百葉數(shù)量為6片，在不同百葉角度的條件下，內(nèi)嵌百葉板換熱器殼程壓降(ΔPe)隨入口流速的變化情況，如圖8所示.由圖8可知：隨著百葉角度的增大，殼程壓降減小；當(dāng)百葉角度為30°時(shí)，相較于普通弓形板換熱器，內(nèi)嵌百葉板換熱器的殼程壓降減小12.1%～13.0%；當(dāng)百葉角度為45°時(shí)，殼程壓降減小20.2%～21.4%；當(dāng)百葉角度為60°時(shí)，殼程壓降減小21.2%～23.2%.這是因?yàn)殡S著百葉角度的增大，相鄰百葉葉片間的流體通道截面積增大，有利于流體通過，減少流體局部動(dòng)能的損失，使殼程壓降減小.

在不同百葉角度的條件下，換熱器傳熱系數(shù)(he)隨入口流速的變化情況，如圖9所示.由圖9可知：隨著入口流速的增加，內(nèi)嵌百葉板換熱器的傳熱系數(shù)逐漸增大，但傳熱系數(shù)并未隨百葉角度的增大而呈現(xiàn)單調(diào)性變化；當(dāng)百葉角度為60°時(shí)，內(nèi)嵌百葉板換熱器的傳熱系數(shù)最大；當(dāng)百葉角度為30°時(shí),傳熱系數(shù)次之；當(dāng)百葉角度為45°時(shí)，傳熱系數(shù)最小.這是因?yàn)榘偃~角度的增大使相鄰百葉葉片間隙增大，百葉片導(dǎo)流量增大，折流板后流動(dòng)死區(qū)和回流區(qū)的面積減小，流體與管束得以充分換熱.此外，小角度的百葉片可導(dǎo)流流體產(chǎn)生較高的揚(yáng)程，使其流出折流板后，最終與通過缺口區(qū)的流體匯合并一起斜向沖刷管束換熱.由此可知，百葉角度為30°的換熱器的換熱能力強(qiáng)于百葉角度為45°的換熱器，但仍弱于百葉角度為60°的換熱器；與普通弓形板換熱器相比，內(nèi)嵌百葉板換熱器的傳熱系數(shù)可提高16.4%～27.6%.

以普通弓形板換熱器性能為基準(zhǔn)，將φ作為內(nèi)嵌百葉板換熱器性能的評(píng)價(jià)因子，則有

(12)

式(12)中：h0為普通弓形板換熱器的傳熱系數(shù).

在不同百葉角度的條件下，內(nèi)嵌百葉板換熱器的評(píng)價(jià)因子隨流速的變化情況，如圖10所示.由圖10可知：在研究的流速變化范圍內(nèi)，各角度條件下內(nèi)嵌百葉板換熱器評(píng)價(jià)因子φ均大于1.0，表明其綜合性能優(yōu)于普通弓形板換熱器；百葉角度為60°的內(nèi)嵌百葉板換熱器的評(píng)價(jià)因子為1.74～1.86；百葉角度為45°的內(nèi)嵌百葉板換熱器評(píng)價(jià)因子為1.43～1.64；百葉角度為30°的內(nèi)嵌百葉板換熱器評(píng)價(jià)因子為1.36～1.61.因此，在研究范圍內(nèi)，百葉角度的最佳參數(shù)為60°.

圖9 傳熱系數(shù)隨入口流速的 圖10 評(píng)價(jià)因子隨入口流速的 變化情況(不同百葉角度) 變化情況(不同百葉角度)Fig.9 Variation of heat transfer coefficient with Fig.10 Variation of evaluation factor with inlet flow velocity (different louver angles) inlet flow velocity (different louver angles)

2.3 百葉數(shù)量對(duì)內(nèi)嵌百葉板換熱器性能的影響

圖11 殼程壓降隨入口流速的 變化情況(不同百葉數(shù)量)Fig.11 Variation of pressure drop inshell side with inlet flow velocity(different louver numbers)

設(shè)置百葉角度為60°，在不同百葉數(shù)量的條件下，內(nèi)嵌百葉板換熱器殼程壓降隨入口流速的變化情況，如圖11所示.由圖11可知：隨著百葉數(shù)量的增加，換熱器殼程壓降逐漸增大，且增幅逐漸變緩；當(dāng)百葉數(shù)量由4片增至6片時(shí)，壓降增幅較大；當(dāng)百葉數(shù)量由6片增至10片時(shí)，壓降增幅逐漸減小.

百葉數(shù)量對(duì)殼程壓降的影響主要通過影響流體流道截面積實(shí)現(xiàn)，當(dāng)百葉數(shù)量增加時(shí)，相鄰百葉間距減小，流體通道截面積減小，百葉區(qū)流量減小，缺口區(qū)流量增加，從而使殼程壓降增大.當(dāng)百葉數(shù)量為6片時(shí)，由于通過百葉區(qū)的大部分流體速度方向與百葉方向一致，繼續(xù)增加百葉數(shù)量，百葉區(qū)流量不會(huì)產(chǎn)生較大的變化，故殼程壓降變化不大；當(dāng)百葉數(shù)量為4片時(shí)，殼程壓降最小.

在不同百葉數(shù)量的條件下，內(nèi)嵌百葉板換熱器傳熱系數(shù)隨入口流速的變化情況，如圖12所示.由圖12可知：內(nèi)嵌百葉板換熱器的傳熱系數(shù)隨百葉數(shù)量的增加呈現(xiàn)減小的趨勢；當(dāng)百葉數(shù)量為4片時(shí)，傳熱系數(shù)最高；當(dāng)百葉數(shù)量為10片時(shí)，傳熱系數(shù)最低.

傳熱系數(shù)的變化與百葉區(qū)流量變化相關(guān)，百葉數(shù)量減少，流體通道截面積增大，通過百葉區(qū)的流量增大，對(duì)折流板后流體擾動(dòng)強(qiáng)烈，增加流體與管束間有效傳熱面積.當(dāng)百葉數(shù)量從6片增加至10片時(shí)，帶來的流量變化不大，因此，工況3,5，6的內(nèi)嵌百葉板換熱器傳熱系數(shù)相差不大.

在不同百葉數(shù)量的條件下，內(nèi)嵌百葉板換熱器評(píng)價(jià)因子隨入口流速的變化情況，如圖13所示.由圖13可知：當(dāng)百葉數(shù)量為4片時(shí)，內(nèi)嵌百葉板換熱器的綜合性能最好，換熱器評(píng)價(jià)因子可達(dá)1.76～2.05.

圖12 傳熱系數(shù)隨入口流速的 圖13 評(píng)價(jià)因子隨入口流速的 變化情況(不同百葉數(shù)量) 變化情況(不同百葉數(shù)量) Fig.12 Variation of heat transfer coefficient with Fig.13 Variation of evaluation factor with inlet flow velocity (different louver numbers) inlet flow velocity (different louver numbers)

3 結(jié)論

1) 內(nèi)嵌百葉板換熱器殼程部分流體在百葉片導(dǎo)流作用下呈圓弧狀流動(dòng)，配合主流“Z”字形流動(dòng)，削弱折流板后流動(dòng)死區(qū)現(xiàn)象，增強(qiáng)流體湍流度，使流場分布更加均勻.與普通弓形板換熱器相比，內(nèi)嵌百葉板換熱器更加高效節(jié)能.

2) 百葉角度及百葉數(shù)量對(duì)內(nèi)嵌百葉板換熱器性能影響顯著.隨著百葉角度增大，百葉導(dǎo)流量增加，殼程壓降隨之減小.在研究范圍內(nèi)，當(dāng)百葉角度為60°時(shí)，換熱器殼程壓降最??；多方面的綜合作用使百葉角度為60°的換熱器傳熱系數(shù)最大，百葉角度為30°的換熱器傳熱系數(shù)次之，百葉角度為45°的換熱器傳熱系數(shù)最小.百葉數(shù)量通過流體通道截面積影響換熱器性能，當(dāng)百葉數(shù)量為每組4片時(shí)，殼程壓降最小，傳熱系數(shù)最大.

3) 當(dāng)百葉角度為60°，百葉數(shù)量為每組4片時(shí)，內(nèi)嵌百葉板換熱器的綜合性能最佳，換熱器評(píng)價(jià)因子可達(dá)1.76～2.05.