杈式折流柵對(duì)管殼式換熱器殼程性能的影響

王 珂，劉佳奇，安 博，王永慶，劉遵超

(1.鄭州大學(xué) 力學(xué)與安全工程學(xué)院,鄭州 450002；2.鄭州大學(xué) 河南省過(guò)程傳熱與節(jié)能重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，鄭州 450002)

0 引言

換熱器作為能源動(dòng)力轉(zhuǎn)換的核心設(shè)備，廣泛存在于核電、化工、制冷等多個(gè)行業(yè)和國(guó)民生活中[1-2]。管殼式換熱器是業(yè)內(nèi)最常見(jiàn)的換熱設(shè)備之一，具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、適應(yīng)性強(qiáng)等諸多優(yōu)點(diǎn)[3-5]。其殼程裝配的弓形折流板、格柵支撐板等管束支撐結(jié)構(gòu)[6]，一方面可以支撐管束，防止換熱管發(fā)生振動(dòng)損壞；另一方面可以引導(dǎo)殼程工質(zhì)產(chǎn)生不同的流動(dòng)形式[7]，增加流體的擾動(dòng)程度，提高換熱性能。

為了提升管殼式換熱器的殼程換熱效率，許多研究者對(duì)管束支撐結(jié)構(gòu)不斷進(jìn)行創(chuàng)新設(shè)計(jì)和優(yōu)化[8]。某公司研發(fā)的折流桿換熱器具有流阻小、易于清潔，且高雷諾數(shù)下傳熱效率高等諸多優(yōu)勢(shì)[9]。可是，在較低流量工況下，殼程介質(zhì)不易達(dá)到充分的湍流狀態(tài)，傳熱能力較弱[10]。WANG[11]使用激光多普勒測(cè)速儀對(duì)螺旋折流板換熱器的速度場(chǎng)進(jìn)行了試驗(yàn)研究，結(jié)果表明，螺旋折流板的最佳螺旋角取決于換熱器殼程工質(zhì)的雷諾數(shù)。范繼珩等[12]針對(duì)弓形折流板換熱器流動(dòng)阻力大的問(wèn)題，對(duì)弓形板進(jìn)行開(kāi)孔處理，通過(guò)數(shù)值研究發(fā)現(xiàn)，殼程流動(dòng)死區(qū)明顯減少，傳熱性能降低，但綜合性能同比增強(qiáng)。MELLAL等[13]數(shù)值研究了弓形折流板排布對(duì)換熱器傳熱的影響，得出折流板方位角為180°、折流板間距為64 mm是保證混合流動(dòng)的最佳設(shè)計(jì)。古新等[14]通過(guò)設(shè)計(jì)正交試驗(yàn)，綜合研究了扭轉(zhuǎn)流換熱器關(guān)鍵參數(shù)的影響，得出相鄰兩組折流板的間距是影響扭轉(zhuǎn)流換熱器殼程綜合性能的主要因素。

本文在已有的研究基礎(chǔ)上，提出杈式折流柵支撐結(jié)構(gòu)，用來(lái)替換桿式折流柵，以進(jìn)一步強(qiáng)化殼程傳熱效率，克服低流量下，折流桿換熱器換熱能力較差的局限。采用試驗(yàn)和數(shù)值方法考察杈式折流柵對(duì)換熱器殼程流場(chǎng)和溫度場(chǎng)的影響，得出最佳結(jié)構(gòu)參數(shù)，以探究杈式折流柵換熱器的適用工況范圍。研究結(jié)果與結(jié)論可為管殼式換熱器的優(yōu)化升級(jí)和更高效的能源利用提供參考。

1 計(jì)算模型與數(shù)值方法

1.1 幾何模型的構(gòu)建

杈式折流柵固定安裝在管殼式換熱器的殼程中，由一個(gè)圓環(huán)和兩組折流片構(gòu)成，其換熱器的整體模型如圖1所示。

圖1 杈式折流柵在管殼式換熱器中的安裝示意Fig.1 Schematic installation diagram of branch baffles in shell-and-tube heat exchanger

換熱器筒體內(nèi)的幾何結(jié)構(gòu)具有周期性，建立周期性全截面模型來(lái)研究其殼程性能，如圖2所示，計(jì)算模型的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)列于表1。

圖2 杈式折流柵換熱器周期性全截面簡(jiǎn)化模型Fig.2 Periodic full section simplified model of branch baffle heat exchanger

表1 計(jì)算模型的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)Tab.1 Main structural parameters of the computational model

1.2 網(wǎng)格劃分與邊界條件設(shè)置

計(jì)算域選用非結(jié)構(gòu)化四面體網(wǎng)格，對(duì)管壁劃分邊界層網(wǎng)格。網(wǎng)格數(shù)約370萬(wàn)，傳熱系數(shù)和壓降的相對(duì)偏差分別為0.41%和0.28%，表明獲得了網(wǎng)格無(wú)關(guān)解。利用CFD數(shù)值模擬軟件FLUENT對(duì)湍流流動(dòng)和傳熱進(jìn)行數(shù)值模擬，湍流模型采用標(biāo)準(zhǔn)k-ε模型。以液態(tài)水為殼程介質(zhì)，模型前后面為周期性邊界條件，質(zhì)量流量入口，流體進(jìn)口溫度設(shè)置為20 ℃，出口為壓力出口。換熱管壁溫為70 ℃恒溫，筒體內(nèi)壁表面和折流柵壁面均為絕熱，不可滲透及無(wú)滑移邊界條件。在壓力-速度的耦合中應(yīng)用SIMPLE算法進(jìn)行求解，二階迎風(fēng)格式用于離散動(dòng)量和能量方程。為了保證殼程流體處于完全湍流的流動(dòng)狀態(tài)，所研究的雷諾數(shù)Re介于6 700～20 000之間，Re的定義為：

(1)

(2)

式中,Re為殼程雷諾數(shù)；ρ為流體密度，kg·m-3；u為殼程流體平均流速，m·s-1；de為當(dāng)量直徑，m；μ為整體溫度下流體的動(dòng)力黏度，Pa·s；Lt為換熱管中心距，mm；do為換熱管外直徑，mm。

1.3 試驗(yàn)系統(tǒng)與試驗(yàn)驗(yàn)證

換熱器試驗(yàn)?zāi)Ｐ褪疽馊鐖D3(a)所示，材料為有機(jī)玻璃?？紤]到激光器的折射，將換熱器殼體制作成長(zhǎng)方體，換熱管外徑為19 mm，管中心距為30 mm，折流片定向角為45°，使激光能夠方便地聚焦在測(cè)量位置。根據(jù)試驗(yàn)?zāi)Ｐ偷拇笮〉缺壤?shù)值模型并進(jìn)行計(jì)算。試驗(yàn)裝置和試驗(yàn)系統(tǒng)流程圖分別如圖4，5所示。

圖3 試驗(yàn)?zāi)Ｐ统叽缗c測(cè)量線位置Fig.3 Main parameters of the experimental model and location of the measurement line

圖4 試驗(yàn)裝置Fig.4 Experimental setup diagram

圖5 試驗(yàn)系統(tǒng)流程圖Fig.5 Experimental system flow chart

水箱中以自來(lái)水作為循環(huán)工質(zhì)，其中添加空心玻璃珠作為示蹤粒子，在室溫下，使用激光多普勒測(cè)速儀[15-17](LDV)捕捉跟隨流體流動(dòng)的示蹤粒子，利用Flowsizer軟件采集試驗(yàn)數(shù)據(jù)。通過(guò)LDV對(duì)測(cè)量線上的多個(gè)特定點(diǎn)位進(jìn)行測(cè)量，得到了每個(gè)測(cè)量點(diǎn)在z軸的速度分量。測(cè)量線位于(0，-15 mm，0)～(0，-15 mm，690 mm)，介于第1排換熱管與第2排換熱管的中間，與換熱管平行，如圖3(b)所示。

圖6示出了進(jìn)口流量為4.5 m3/h時(shí)，試驗(yàn)數(shù)據(jù)與模擬數(shù)據(jù)的對(duì)比，可以看出，數(shù)值模擬結(jié)果與試驗(yàn)數(shù)據(jù)吻合較好，主流速度的平均誤差和最大相對(duì)誤差分別為7.71%和19.07%；數(shù)值結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果都表現(xiàn)出明顯的周期性，且趨勢(shì)一致，可以判斷，數(shù)值模擬方法是準(zhǔn)確的。

圖6 數(shù)值模擬結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果的對(duì)比Fig.6 Comparison of numerical simulation values with experimental results

2 數(shù)據(jù)處理與結(jié)果分析

2.1 折流片定向角θ的影響

圖7示出了5種不同折流片定向角θ的換熱器傳熱系數(shù)h隨Re的變化情況。當(dāng)θ一定時(shí)，Re越大，h就越大。Re相同時(shí)，θ在30°～60°的變化區(qū)間內(nèi)，h隨θ的減少，先增大后減少，θ=37.5°時(shí)達(dá)到最大值。這是由于θ直接影響到流速的y軸速度分量，y軸速度分量增大，有利于削減熱管邊界層厚度，強(qiáng)化換熱性能?？墒?，當(dāng)θ過(guò)小時(shí)，左側(cè)的折流片阻擋了流體的流動(dòng)，削弱了右側(cè)折流片的導(dǎo)流作用，因此，h不升反降。

圖7 折流片定向角對(duì)殼程傳熱系數(shù)的影響Fig.7 Influence of orientation angle of the baffles on heat transfer coefficient

折線之間的高度差代表著h的相對(duì)增量，由圖7可以看出，θ從60°減少到45°這一過(guò)程，h顯著提高；繼續(xù)減小到θ=30°，折線之間的間距收窄，在這期間h的變化并不明顯。這就意味著，定向角小于45°后，繼續(xù)減少夾角將不再是提高殼程傳熱系數(shù)的首選強(qiáng)化換熱方案。

圖8示出了5種不同折流片定向角θ的換熱器壓降Δp隨Re的變化情況。可以看出，在θ一定時(shí)，Re越大，Δp也就越大；Re相同時(shí)，θ在30°～60°的范圍內(nèi)，Δp隨θ的減小而增加。

圖8 折流片定向角對(duì)殼程壓降的影響Fig.8 Influence of orientation angle of the baffles on shell-side pressure drop

使用性能評(píng)價(jià)標(biāo)準(zhǔn)(performance evaluation criterion,PEC)反映換熱器的整體綜合性能，表示如下[18]：

(3)

(4)

(5)

式中,Nu為Nusselt數(shù);f為阻力系數(shù);h為殼程對(duì)流傳熱系數(shù)，W·m-2·K-1;λ為導(dǎo)熱系數(shù)，W·m-2·K-1;Δp為殼程壓降，Pa·m-1；L為換熱管的長(zhǎng)度，mm。

不同折流片定向角θ的換熱器PEC數(shù)隨Re的變化曲線，如圖9所示。不同θ的換熱器PEC數(shù)與Re呈正相關(guān)。θ=45°一直是最佳的折流片定向角配置參數(shù)。也就是說(shuō)，在文中研究范圍內(nèi)，杈式折流柵的最佳折流片定向角與雷諾數(shù)無(wú)關(guān)。為了進(jìn)一步提升換熱器的殼程性能，以下選擇θ=45°時(shí)，將折流柵間距設(shè)置為40,70,100,130,160 mm，進(jìn)行分析。

圖9 不同折流片定向角的換熱器綜合性能與Re的關(guān)系Fig.9 Relationship between comprehensive heat exchanger performance and Reynolds number at different orientation angles

2.2 折流柵間距Lb的影響

為了更好地解釋折流柵間距對(duì)整體的影響，引入無(wú)量綱間距η，表示折流柵間距與殼內(nèi)徑的比，其定義為：

(6)

式中，Lb為折流柵間距；D為殼內(nèi)徑，D≡204 mm，則折流柵間距160,130,100,70,40 mm無(wú)量綱化后，分別為0.784，0.637，0.49，0.343，0.196。

圖10示出了5種不同折流柵間距Lb的換熱器傳熱系數(shù)h相對(duì)于Re的變化情況。當(dāng)Re在6 700～20 000的范圍內(nèi)，5種換熱器的h均呈現(xiàn)出上升趨勢(shì)。在相同Re時(shí)，無(wú)量綱間距η越小，h就越大。減小折流柵間距與殼內(nèi)徑的占比，可以增強(qiáng)管壁和殼壁附近的湍流和速度波動(dòng)，傳熱系數(shù)因此增加。

圖10 折流柵間距對(duì)殼程傳熱系數(shù)的影響Fig.10 Influence of baffle spacing on shell-side heat transfer coefficient

圖11示出5種不同折流柵間距Lb的換熱器壓降Δp相對(duì)于Re的變化情況。

圖11 折流柵間距對(duì)殼程壓降的影響Fig.11 Influence of baffle spacing on shell-side pressure drop

從圖11可以看出，Re在6 700～20 000的范圍內(nèi)，5種換熱器的Δp也都呈現(xiàn)出相同的上升趨勢(shì)。在相同Re下，壓降隨著Lb的縮短而變大。折線之間的高度差代表著相對(duì)壓降的增量，隨著η的縮小，Δp的增幅越來(lái)越大。當(dāng)η小于0.343后，Δp急劇上升，這就意味著，過(guò)分縮短的Lb將大幅增加流動(dòng)阻力，對(duì)換熱性能的負(fù)面影響也將成倍增加，因此，可以推測(cè)出杈式折流柵之間的距離如果小于殼內(nèi)徑的34.3%，綜合性能可能會(huì)下降。

不同折流柵間距的管殼式換熱器PEC數(shù)隨Re的變化曲線，如圖12所示。5種換熱器的PEC數(shù)隨Re的增大而增大。在相同Re下，隨著Lb從160 mm縮短到40 mm，PEC數(shù)先增加后減少。當(dāng)Lb=40 mm時(shí)，η=0.196，此時(shí)縮短間距帶來(lái)的強(qiáng)化換熱作用無(wú)法抵消顯著增長(zhǎng)的流動(dòng)阻力對(duì)綜合性能產(chǎn)生的負(fù)面影響，換熱器的綜合性能大打折扣，這個(gè)結(jié)果與之前的猜測(cè)相吻合，因此，建議杈式折流柵之間的間距大于殼內(nèi)徑的19.6%。Re大于10 000后，Lb=70 mm的換熱器綜合性能超過(guò)Lb=100 mm的換熱器，成為最佳的折流柵間距配置參數(shù)，此時(shí)η=0.343。這些結(jié)果為合理設(shè)計(jì)及選擇折流柵的結(jié)構(gòu)參數(shù)提供了依據(jù)。

圖12 不同折流板間距的換熱器綜合性能與Re的關(guān)系Fig.12 Relationship between comprehensive heat exchanger performance and Reynolds number at different baffle spacings

基于杈式折流柵換熱器的數(shù)值計(jì)算結(jié)果，采用最小二乘法，通過(guò)多元線性回歸[19]處理數(shù)據(jù)，給出了Re在6 700 ～ 20 000范圍內(nèi)，殼程傳熱和壓降的經(jīng)驗(yàn)關(guān)聯(lián)式：

(7)

式中,Pr為流體普朗特?cái)?shù);μ，μw為流體特征溫度和換熱管壁溫下的動(dòng)力黏度，Pa·s。

(8)

以上兩個(gè)經(jīng)驗(yàn)關(guān)聯(lián)式的適用范圍為:Re=6 700～20 000，θ=30°～60°，Lb=40～160 mm。

2.3 與折流桿換熱器的對(duì)比

2.3.1 殼程傳熱系數(shù)、壓降、綜合性能分析

由上述得出，當(dāng)Lb=70 mm，θ=45°時(shí)，杈式折流柵換熱器的殼程綜合性能整體最優(yōu)，采用該參數(shù)下杈式折流柵換熱器與折流桿換熱器進(jìn)行比較。對(duì)相同折流柵間距下，折流桿直徑為5 mm的折流桿換熱器進(jìn)行數(shù)值模擬，對(duì)比兩者的殼程性能的差異。圖13示出兩種換熱器之間的殼程性能曲線的對(duì)比。隨著入口質(zhì)量流量M的增加，兩種換熱器的殼程傳熱系數(shù)h和壓降Δp都隨之提升。M相同時(shí)，杈式折流柵換熱器的h是折流桿換熱器的2.7～3.0倍，Δp提高了14.2～18.5倍。

圖13 兩種換熱器殼程性能的對(duì)比Fig.13 Comparison of the shell-side performance of two kinds of heat exchanger

以折流桿換熱器作為參照對(duì)象，選用熱性能因子[20](The thermal performance factor,TEF)對(duì)換熱器進(jìn)行比較，其定義為：

(9)

式中,Nu，f為杈式折流柵換熱器的殼程N(yùn)usselt數(shù)和阻力系數(shù);Nu0，f0為折流桿換熱器的殼程N(yùn)usselt數(shù)和阻力系數(shù)。

圖14示出了TEF隨入口質(zhì)量流量M的變化曲線。M介于2.2～14.5 kg·s-1之間，此時(shí)的Re介于3 000～20 000之間，TEF最小為1.021，最大值為1.240，意味著考察范圍內(nèi)，杈式折流柵換熱器的綜合性能比折流桿換熱器提高2.1%～24.0%。TEF變化曲線隨M的增加呈下降趨勢(shì)，且斜率逐漸變緩，說(shuō)明杈式折流柵支撐在較低雷諾數(shù)下，換熱優(yōu)勢(shì)更加突出，可以彌補(bǔ)折流桿換熱器低雷諾數(shù)下?lián)Q熱效果的不足。

圖14 TEF數(shù)與入口質(zhì)量流量的關(guān)系Fig.14 Relationship between TEF number and inlet mass flow rate

2.3.2 殼程流動(dòng)特性對(duì)比

圖15示出M=9.75 kg·s-1時(shí)，杈式折流柵換熱器和折流桿換熱器的殼程速度流線分布。在折流桿換熱器中，殼程介質(zhì)呈縱向流動(dòng)，流動(dòng)方向沒(méi)有明顯變化，具有一定降低流阻和抑制管束振動(dòng)的優(yōu)勢(shì)[21],但折流桿的擾流作用較弱，殼程流速較低，傳熱能力不足；在杈式折流柵換熱器中，殼程流體呈現(xiàn)出斜向和縱向混合流動(dòng)，由于貼壁射流的作用，介質(zhì)從折流片之間的間隙射出，流動(dòng)速度明顯增加，并快速發(fā)展為紊流，有助于強(qiáng)化對(duì)熱管表面的沖刷動(dòng)量，促進(jìn)介質(zhì)與熱管相互作用后的局部混合，有利于強(qiáng)化換熱性能。殼程流速分布與桿式折流柵支撐相比，流動(dòng)速度明顯增加，但是右側(cè)折流片后存在一定的低流速、漩渦區(qū)域，將在以后的工作中考慮其影響。

圖15 兩種換熱器的殼程速度流線分布Fig.15 Shell-side velocity streamline distribution of two types of heat exchanger

3 結(jié)論

本文建立了杈式折流柵換熱器和折流桿換熱器的周期性全截面模型，對(duì)其殼程流體流動(dòng)和傳熱進(jìn)行數(shù)值研究，加工了裝配杈式折流柵的管殼式換熱器的試驗(yàn)?zāi)Ｐ停⑹褂肔DV驗(yàn)證了數(shù)值模型的準(zhǔn)確性。得出以下結(jié)論。

(1)隨著折流片定向角的減小，傳熱系數(shù)先增大、后減小，壓降則不斷增大，綜合性能先增大、后減小。隨著雷諾數(shù)的改變，杈式折流柵最佳的折流片定向角均為45°，與雷諾數(shù)無(wú)關(guān)。

(2)隨著折流柵間距的減小，傳熱系數(shù)和壓降同步增大，但綜合性能表現(xiàn)出先增大、后減小的趨勢(shì)。最佳折流柵間距與雷諾數(shù)有關(guān)。當(dāng)無(wú)量綱間距小于19.6%后，綜合性能顯著下降，因此建議折流柵之間的距離大于殼內(nèi)徑的19.6%。

(3)緊湊的杈式折流柵支撐使換熱器殼程流體呈斜向流和射流混合流動(dòng)，增大了殼程介質(zhì)擾動(dòng)程度，強(qiáng)化局部卷吸，流體可以很快地進(jìn)入充分湍流狀態(tài)，對(duì)流換熱強(qiáng)度隨之提升。與折流桿換熱器相比，相同質(zhì)量流量下，杈式折流柵換熱器的具有較高的殼程傳熱系數(shù)與壓降，綜合性能提高了2.1%～24.0%，尤其是在低流量下，換熱效率的提升更為明顯。