無中心管連續(xù)螺旋折流板換熱器性能研究

劉紅姣，唐柳華，趙佳寧，王藍欣,喻 聰，晉 梅

(1.江漢大學，武漢 430056;2.武漢過控科技有限公司，武漢 430084)

0 引言

管殼式換熱器因其結構簡單、可靠性好、通用性強、制造成本低等優(yōu)勢，廣泛應用于石油煉化、化工生產、能源、食品加工、制冷和余熱回收等多個行業(yè)[1-3]。換熱器傳熱效率和流體壓降的高低對節(jié)能環(huán)保至關重要。傳統(tǒng)的管殼式換熱器多采用弓形折流板，殼程流體在弓形折流板的引導下垂直于管束橫向流動，增強了流體的湍動程度，提高了殼程傳熱速率，但流體在折流板背風面存在流動死區(qū)和流體返混，增加了流體的流動阻力，影響了管殼式換熱器的綜合傳熱性能[4]。

為了改善管殼式換熱器殼程的流動狀態(tài)，國內外許多學者對換熱器殼側結構進行了不斷創(chuàng)新設計與改進[2-12]。其中1986年捷克科學家提出并由美國ABB LUMMUS公司制造的螺旋折流板換熱器[13-14]，因殼程流體接近柱塞流,可以有效消除弓形折流板背風面流動死區(qū)以及后面的卡門渦，避免弓形折流板的返混現(xiàn)象，同時流體由于受到離心力作用流過換熱管后會形成脫離管壁的尾流,使邊界層得到充分分離，在很大程度上改善了殼程流體的流動和傳熱特性。 但是由于螺旋曲面加工困難、制造周期長、價格昂貴等原因，一直沒有被市場廣泛采納。為了降低加工難度，多年來人們提出了各種不同型式的螺旋折流板支撐結構[2-7]，目前工業(yè)上采用較多的是四分扇形螺旋折流板和有中心管連續(xù)螺旋折流板[4-5]，但四分扇形螺旋折流板在搭接處的重疊和漏流問題一直得不到很好的解決，而有中心管連續(xù)螺旋折流板因為中心管的存在抑制了旋渦核心的產生，減弱了流體的換熱。鑒于以上原因，管殼式換熱器結構的創(chuàng)新和換熱效率的提高仍然是目前研究的熱點問題[15-17]。

本文在前人研究的基礎上，通過長期實踐，實現(xiàn)了無中心管連續(xù)螺旋折流板的工業(yè)化制造；在數(shù)值模擬優(yōu)化的基礎上，搭建無中心管連續(xù)螺旋折流板換熱器與傳統(tǒng)弓形折流板換熱器對比研究試驗臺，探討兩種折流板換熱器在傳熱系數(shù)、壓降、場協(xié)同性與綜合傳熱性能等方面的優(yōu)劣，研究結果可為工業(yè)用無中心管連續(xù)螺旋折流板換熱器結構開發(fā)和性能研究提供參考與借鑒。

1 試驗研究

為了進行對比試驗，分別試制了無中心管連續(xù)螺旋折流板和弓形折流板兩種換熱器，試驗時兩種換熱器并聯(lián)在管路中，試驗裝置如圖1所示。

圖1 試驗裝置

兩種換熱器殼體均采用透明有機玻璃制造，除折流板外，其余結構尺寸完全相同。其中，殼體規(guī)格為?100 mm×2 mm;換熱管采用無縫鋼管，正三角形排列，換熱管規(guī)格為?10 mm×1 mm，換熱管有效長度1 400 mm，共55根，管間距為12.5 mm。弓形折流板間距100 mm，折流板缺口高度25 mm，螺旋折流板的螺旋角為20°。折流板之間采用拉桿和定距管固定，拉桿直徑?8 mm，共4根，定距管規(guī)格為?14 mm×2 mm。管程和殼程流體進出口管規(guī)格均為?45 mm×2 mm。圖2為試驗用兩種不同折流板換熱器實物圖。

圖2 兩種不同折流板換熱器

1.1 試驗系統(tǒng)與試驗過程

1.1.1 無中心管的連續(xù)螺旋折流板結構

試驗用無中心管連續(xù)螺旋折流板螺旋曲面為直紋曲面，螺旋折流板中心孔螺旋線趨向于直線，螺旋折流板上的管孔柱面均與中軸線平行。通過對圓環(huán)板進行拉伸、拼接完成螺旋基板的加工，采用內圈成形-內圈開孔、外圈成形-外圈開孔多次交叉組合的方法加工完成，其結構如圖3所示。

圖3 直紋曲面螺旋折流板示意

1.1.2 試驗系統(tǒng)

本試驗裝置工藝流程如圖4所示。換熱器管程和殼程流體均為液態(tài)水，管程熱水入口溫度60 ℃，殼程冷水入口溫度30 ℃，換熱器管程和殼程進出口處分別設置了溫度和壓力傳感器。試驗時，熱水在熱水箱中被加熱到目標溫度且恒定后(其中設有5級熱水加熱器，當溫度偏離熱水目標溫度±2 ℃時，自動切斷或接通加熱電源)，經(jīng)離心泵送至換熱器管程入口，在換熱器中換熱后流回熱水箱。冷水箱中冷水經(jīng)離心泵送至換熱器殼程入口，在換熱器中加熱后被送至冷風機，被冷卻到目標溫度后(設有2級冷風機，當溫度偏離冷水目標溫度±2 ℃時，自動切斷或接通冷風機電源)，再送至冷水箱。冷、熱水逆流換熱，流量均采用手動調節(jié)。

圖4 試驗裝置流程

1.1.3 試驗過程

(1)熱流體走管程，冷流體走殼程。試驗開始前，檢查水箱液位以及所有管線、閥門與儀表。

(2)打開電加熱開關，將熱水箱中的水溫加熱到60 ℃。

(3)打開水泵和閥門以及冷熱水循環(huán)系統(tǒng)，保持30 min，待系統(tǒng)溫度恒定后開始試驗。

(4)設定管程流量為8.0 m3/h，管程進口溫度60 ℃，殼程進口溫度30 ℃，調節(jié)螺旋折流板換熱器殼程流量為1.91，2.40，2.86，3.49，4.05，4.40，4.81，5.58，5.97，6.61，6.92，7.41，7.93 m3/h。

(5)設定管程流量為8.0 m3/h，管程進口溫度60 ℃，殼程進口溫度30 ℃，調節(jié)弓形折流板換熱器殼程流量為1.90，2.40，3.03，3.43，3.93，4.39，4.99，5.43，5.99，6.52，6.95，7.31，7.91 m3/h。

當殼程流體流量在1.9～8.0 m3/h變化時，殼程流體的雷諾數(shù)為3 000～13 000。每一個工況運行5 min。在數(shù)據(jù)顯示中分別有實時數(shù)據(jù)和平均數(shù)據(jù)，實時數(shù)據(jù)為每0.5 s采集的數(shù)據(jù)，平均數(shù)據(jù)為此刻前采集的100組數(shù)據(jù)的平均值。若平均數(shù)據(jù)和實時數(shù)據(jù)相等且管程與殼程熱平衡偏差在10%以內(數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)自動計算)，則記錄相應的試驗數(shù)據(jù)，換熱量取管程與殼程平均值作為試驗的測定值。

1.2 試驗數(shù)據(jù)處理與結果分析

1.2.1 數(shù)據(jù)處理方法

換熱器總的傳熱系數(shù)K通過下式計算求?。?/p>

(1)

式中，K為總的傳熱系數(shù)，W/(m2·K)；Q為換熱器的換熱量，取管程和殼程換熱量的平均值，W；A為換熱面積，m2；Δtm為對數(shù)平均溫度。

其中：

(2)

式中，Th1，Th2為熱流體進、出口溫度，℃；tc1，tc2為冷流體進、出口溫度，℃。

殼側對流傳熱系數(shù)αo通過下式計算求取：

(3)

式中，αi為管側對流傳熱系數(shù)，W/(m2·K)；αo為殼側對流傳熱系數(shù)，W/(m2·K)。

根據(jù)Dittus和Boelt公式[18]有：

(4)

式中，λ為換熱管內熱水的導熱系數(shù)，W/(m·K)；di為換熱管內徑，mm；u為換熱管內水流速度，m/s；ρ為換熱管內熱水的密度，kg/m3；μ為換熱管內熱水的黏度，Pa·s；Pr為換熱管內熱水的普朗特數(shù)，換熱管內熱水的上述物性參數(shù)取其進出口平均溫度下的值。

由總傳熱速率方程(1)計算總傳熱系數(shù)K，由Dittus和Boelt公式(見式(4))計算管側對流傳熱系數(shù)αi。由于兩臺換熱器管程結構一致，故在管程流量相同的情況下，則換熱器管側對流傳熱系數(shù)相同，由式(3)可知，換熱器總的傳熱系數(shù)的變化和殼側對流傳熱系數(shù)的變化可以認為主要是由于殼程折流板結構不同引起的。

對于DN100 mm的無中心管連續(xù)螺旋折流板與傳統(tǒng)弓形折流板換熱器，當管程流量恒定為8.0 m3/h，在1.9～8.0 m3/h之間調節(jié)殼程流量時，兩種不同結構換熱器殼程綜合傳熱性能對比分析如下。

1.2.2 換熱器總傳熱系數(shù)對比分析

無中心管連續(xù)螺旋折流板與傳統(tǒng)弓形折流板換熱器殼程總傳熱系數(shù)隨殼程雷諾數(shù)變化關系如圖5所示。可以看出，改變殼程流量和雷諾數(shù)Re，連續(xù)螺旋折流板換熱器與傳統(tǒng)弓形折流板換熱器相比，總傳熱系數(shù)提高了1.5%～22.8%。

圖5 不同雷諾數(shù)下總傳熱系數(shù)變化曲線

1.2.3 殼程總壓降對比分析

無中心管連續(xù)螺旋折流板與傳統(tǒng)弓形折流板換熱器殼程總的壓降隨殼程雷諾數(shù)的變化關系如圖6所示?？梢钥闯觯淖儦こ塘髁亢屠字Z數(shù)時，螺旋折流板換熱器與傳統(tǒng)弓形折流板換熱器相比，總壓降下降了10.8%～36.5%。

圖6 不同雷諾數(shù)下殼程壓降變化曲線

1.2.4 殼程場協(xié)同數(shù)對比分析

對流換熱中流場與溫度場的配合能使無因次流動當量熱源強度提高，從而強化換熱。速度場與溫度場的協(xié)同性定義為[19]：

(5)

式中，Nu為殼程換熱準數(shù)；Re為殼側雷諾準數(shù)；Pr為殼程流體的普朗特數(shù)，取殼程進出口流體平均溫度下的值，Pr=4.87。

其中：

(6)

(7)

式中，de為殼程當量直徑；λ為殼程流體的導熱系數(shù)，W/(m·℃),λ=0.633 8 W/(m·℃);u為殼程流體的平均速度，m/s；ρ為流體密度，kg/m3，ρ=992.2 kg/m3；μ為殼程流體平均溫度下的流體黏度，Pa·s，μ=65.60×10-5Pa·s。

弓形折流板換熱器殼程流體主要為垂直于管束橫向并流過管束，對于正三角形排列的管子，則殼程當量直徑：

(8)

式中，t為相鄰兩管中心距，m；do為換熱管外徑，m。

本試驗用螺旋折流板螺旋角為20°，對應的螺距近似為折流板間距，在基本結構尺寸相同的情況下，其當量直徑與弓形折流板換熱器近似相等。

換熱器殼側流通面積：

(9)

式中，h為兩折流板間的距離或者螺距，m；D為換熱器殼體內徑，m。

對于DN100 mm的無中心管連續(xù)螺旋折流板與傳統(tǒng)弓形折流板換熱器，弓形折流板換熱器殼程流通面積為2.0×10-3m2，螺旋折流板換熱器殼程流通面積為2.32×10-3m2，兩種換熱器殼程當量直徑均取7.2 mm。螺旋折流板與傳統(tǒng)弓形折流板換熱器場協(xié)同數(shù)隨殼程雷諾數(shù)的變化關系如圖7所示。可以看出，螺旋折流板換熱器與傳統(tǒng)弓形折流板換熱器相比，場協(xié)同數(shù)提高了4.2%～16.0%。

圖7 不同雷諾數(shù)下殼程場協(xié)同數(shù)變化曲線

1.2.5 殼程綜合傳熱性能對比分析

影響換熱器綜合性能的參數(shù)主要有殼程壓降和殼程傳熱系數(shù)，本文采用單位殼程壓降下?lián)Q熱器的傳熱系數(shù)作為衡量換熱器綜合性能的指標[20-21]，該指標越大，換熱器的整體綜合性能也越好。無中心管連續(xù)螺旋折流板與傳統(tǒng)弓形折流板換熱器兩種不同折流板換熱器單位壓降傳熱系數(shù)隨Re的變化規(guī)律如圖8所示。

圖8 兩種折流板單位壓降傳熱系數(shù)隨Re變化規(guī)律

從圖8可以看出，隨著Re的增加，單位壓降傳熱系數(shù)逐漸減小，主要由于隨著Re增大帶來的壓降損失大于傳熱系數(shù)的提高；單位壓降下螺旋折流板殼程傳熱系數(shù)大于弓形折流板換熱器的傳熱系數(shù)，螺旋折流板換熱器單位壓降下的傳熱系數(shù)比傳統(tǒng)弓形折流板提高了38.2%～49.8%。說明螺旋折流板換熱器綜合性能明顯優(yōu)于弓形折流板換熱器。

2 數(shù)值模擬

2.1 幾何模型和網(wǎng)格模型

上述試驗結果表明，對于DN100 mm的無中心管連續(xù)螺旋折流板與傳統(tǒng)弓形折流板換熱器，當管程流量恒定為8.0 m3/h，殼程流量位于1.9～8.0 m3/h之間時，連續(xù)螺旋折流板換熱器比傳統(tǒng)弓形折流板換熱器綜合性能優(yōu)良。利用CFD模擬軟件，對弓形折流板換熱器和連續(xù)螺旋折流板換熱器殼程流動狀況進行模擬，試圖對其內在機理進行分析。圖9和圖10分別示出連續(xù)螺旋折流板換熱器的幾何模型和網(wǎng)格模型。

圖9 螺旋折流板換熱器幾何模型

圖10 無中心管螺旋折流板換熱器網(wǎng)格模型

不考慮折流板與筒體、換熱管與折流板之間的間隙，針對管殼式換熱器殼程流域進行研究，采用非結構化四面體網(wǎng)格，在管壁劃分邊界層網(wǎng)格，將曲率法向角設置為24°，在換熱管附近劃分3層邊界層，進行局部加密。為了確保網(wǎng)格的獨立性，試驗螺旋折流板換熱器的殼程流域分別建立了網(wǎng)格節(jié)點數(shù)為 850萬、920萬、980萬和1 000萬4種網(wǎng)格模型。在流量為5.99 m3/h時，通過模擬計算4種不同網(wǎng)格模型下的殼程傳熱系數(shù)，結果表明，網(wǎng)格節(jié)點數(shù)為980萬和1 000萬兩種網(wǎng)格模型下殼程傳熱系數(shù)和壓降計算結果相差小于3%，考慮到計算精度和效率問題，最后選擇網(wǎng)格節(jié)點數(shù)980萬進行模擬計算。

2.2 條件設置與模型驗證

采用CFD數(shù)值模擬軟件對換熱器殼程流場和傳熱進行數(shù)值模擬研究，湍流模型采用k-ε模型。殼程流體為液態(tài)水，物性參數(shù)取水進出口平均溫度下的值：密度992.2 kg/m3，黏度0.656×10-5Pa·s，比熱容4.174 kJ/(kg·K)，導熱系數(shù)0.633 8 W/(m·K)。速度入口，假設入口流體均勻分布，流體進口溫度為30 ℃，入口段湍流的水力直徑為 30 mm。殼程出口采用壓力出口。換熱管外壁面定義為無滑移的恒溫壁面，溫度為60 ℃。殼體的內壁面、折流板面等均定義為不可滲透、無滑移的絕熱邊界。忽略折流板與殼體內壁間隙、折流板管孔間隙與漏流。壓力和速度耦合采用SIMPLE算法，動量和能量離散采用二階迎風格式[5-7]。

在本文試驗研究的流量范圍內，驗證數(shù)值模擬的正確性，將數(shù)值計算結果與試驗結果進行比較，如圖11所示?？梢钥闯?，試驗與模擬殼程總壓降的最大偏差為10.7%，表明數(shù)值模擬與試驗吻合較好。

圖11 數(shù)值模擬與試驗壓降對比曲線

2.3 結果與討論

2.3.1 殼程流場對比分析

圖12示出弓形折流板和螺旋折流板換熱器殼程速度分布云圖?？梢钥闯觯瑐鹘y(tǒng)弓形折流板在換熱器殼程形成連續(xù)折返通道，當流體通過狹窄的折流板缺口時開始加速流動,在折流板迎風側速度較大，在折流板背風側速度很小，幾乎停滯，形成較大的流動死區(qū)。連續(xù)螺旋折流板換熱器中的流體總是順著一個方向旋轉流動(接近螺旋狀流動)，在螺旋折流板前后速度分布更均勻，幾乎沒有流動死區(qū)，有利于強化流體傳熱。同時螺旋折流板前后流通截面變化不大，流動阻力損失較小，但在螺旋兩端存在流動死區(qū)。

圖12 殼程速度分布對比云圖

圖13示出弓形折流板和螺旋折流板換熱器殼程壓力分布云圖?？梢钥闯觯谘芯康牧魉俜秶鷥?，連續(xù)螺旋折流板換熱器殼側壓力變化更為平緩，相比弓形折流板換熱器，模擬計算總壓降下降了12.3%～33.5%(前面試驗測量總壓降下降了10.8%～36.5%)。

圖13 殼側壓力分布對比云圖

2.3.2 殼程溫度場對比分析

圖14示出弓形折流板和螺旋折流板換熱器殼程溫度場分布云圖?？梢钥闯?，傳統(tǒng)弓形折流板前后流體溫度差異大，則流體在折流板缺口流體加速區(qū)與管內流體換熱充分，在流動折流板背風側的流動死區(qū)換熱不明顯。而連續(xù)螺旋折流板殼側流體溫度在折流板前后溫差小，均與管內流體充分換熱，主要是由于螺旋折流板殼側流體基本呈螺旋流動，沒有明顯的死區(qū)。折流板前后、殼體中心面附近等，整個殼程溫度場均勻性有很大提高。在所研究的流速范圍內，連續(xù)螺旋折流板換熱器殼側對流傳熱系數(shù)與弓形折流板換熱器對流傳熱系數(shù)相比，模擬計算提高了14.2%～41.9%(前面試驗測量結果提高了14.3%～ 33.9%)。

圖14 殼側溫度分布對比云圖

3 結論

本文以水-水為換熱介質、對DN100 mm、長度1 400 mm的無中心管連續(xù)螺旋折流板換熱器和傳統(tǒng)弓形折流板換熱器進行了試驗與數(shù)值模擬研究。在換熱器管程和殼程進口溫度分別為60 ℃和30 ℃的條件下，固定管程流量8.0 m3/h，在1.9～8.0 m3/h之間調節(jié)殼程流量，得到主要結論如下。

(1)在本文研究范圍內，無中心管螺旋折流板換熱器比傳統(tǒng)弓形折流板換熱器總的傳熱系數(shù)增加了1.5%～22.8%，場協(xié)同數(shù)增加了4.2%～16.0%。

(2)在本文研究范圍內，無中心管螺旋折流板換熱器殼側壓力降明顯低于傳統(tǒng)弓形折流板換熱器壓力降，其下降幅度為10.8%～36.5%。

(3)在本文研究范圍內，無中心管螺旋折流板換熱器綜合傳熱性能明顯優(yōu)于傳統(tǒng)弓形折流板換熱器，增幅為38.2%～49.8%。

(4)通過數(shù)值模擬發(fā)現(xiàn)，無中心管螺旋折流板換熱器殼程流體接近螺旋柱塞流，避免了弓形折流板背部的流動“死區(qū)”，其殼側流場分布和溫度場分布的均勻性明顯高于弓形折流板換熱器。

本文通過試驗與數(shù)值模擬對無中心管連續(xù)螺旋折流板換熱器與傳統(tǒng)弓形折流板換熱器進行了對比研究，此研究結論為無中心管連續(xù)螺旋折流板換熱器的進一步開發(fā)和研究提供了很好的參考。在此基礎上，通過與某公司合作，目前已經(jīng)搭建了DN500 mm和DN800 mm兩種規(guī)格無中心管連續(xù)螺旋折流板換熱器與傳統(tǒng)換熱器對比試驗臺，擬進一步探討增大換熱器結構尺寸、改變換熱介質和換熱工藝條件時換熱器綜合性能的變化規(guī)律，為無中心管連續(xù)螺旋折流板換熱器傳熱性能研究和工業(yè)化應用提供基礎數(shù)據(jù)。