换热器制造
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折流板切口方向对管壳式换热器传热性能影响点击：2219 日期：[ 2014-04-26 21:13:55 ] |
| 折流板切口方向对管壳式换热器传热性能影响 文宏刚，周帼彦，朱冬生，覃新川 (华东理工大学机械与动力工程学院承压系统与安全教育部重点实验室，上海200237) 摘要:为了研究单弓形折流板的切口方向对管壳式换热器传热与流动性能的影响，文中通过建立3个不同折流板切口方向的管壳式换热器简化实体模型，运用CFD软件Fluent对管壳式换热器壳程传热与流动状态进行了三维数值模拟。以水为壳程流体介质，在不断改变壳程进口流速，使得壳程进口雷诺数Re在10 000到70 000范围内变化时，得到了不同状态下的壳程流场与温度场。根据数值模拟结果，以总传热系数α，壳程总压降Δp以及单位压降下的传热系数α/Δp作为综合衡量标准，分析不同折流板切口方向时的管壳式换热器壳程流场与温度场。数值模拟分析结果表明:折流板为垂直切口方向时，管壳式换热器总传热系数最大，压降最小，综合性能最好，另外2种折流板切口方向的管壳式换热器综合性能差不多。 关键词:管壳式换热器;数值模拟;传热系数;压降 中图分类号:TK 172文献标识码:A文章编号:1005-9954(2012)04-0023-04 换热器是一种把热量从一种介质传给另一种介质的设备，广泛应用于化工、能源、机械、交通、制冷、空调以及航空航天等领域，其中管壳式换热器以具有制造简单、维护方便、适应性强、处理量大、工作可靠、能适应高温高压等众多优点，已成为目前国内外换热设备的主要结构形式［1-3］。长期以来，国内外学者对管壳式换热器做了大量研究，分析了影响管壳式换热器性能的各种几何结构因素［4-7］，如管板间隙［4］、管孔间隙［4］、折流板间距［5］、折流板开口率［5］、换热管排列方式［6］等，然而很少考虑折流板切口方向对换热器传热及压降的影响。折流板可以改变壳程流体流动方向，使其垂直于管束流动，并提高流速，从而增加流体流动的湍流程度，获得很好的传热效果，但是不同的开口方向，对换热器性能的影响也各不相同［8］。 本文对于广泛应用的弓形折流板管壳式换热器，运用CFD软件Fluent，在进口雷诺数在10 000到70 000范围内变化的条件下，对不同折流板切口方向的管壳式换热器模型进行合理的数值模拟，得到了管壳式换热器壳程流体流场与温度场。根据数值模拟计算结果，以壳程压力损失Δp，壳程传热系数α，以及单位压降下的传热系数α/Δp作为综合衡量标准，分析不同折流板切口方向时的管壳式换热器壳程流场与温度场，定量了解了不同折流板方向对管壳式换热器传热与压降的影响关系。 1·控制方程 本文依据计算流体力学的基本理论，建立方程对管壳式换热器模型进行数值模拟［9］。 另外为了验证数值模拟结果是否正确，需要对换热器模型进行验证，主要验证方法是根据经典的管壳式换热器设计方法，计算得到出口温度与压降来验证数值模拟结果是否正确。目前常用的管壳式换热器设计方法是Bell-Delaware方法，该方法在大量数据基础上取得的，其核心思想是假定全部壳程流体都是以纯错流的方式通过理想管束，即没有漏流、旁流的影响，得到的理想管束的计算公式，然后再通过几个小型的实验，对泄漏和旁流的影响进行研究，引入一些修正因子而得到的方法，该方法的基本传热系数与压降计算公式为［2］ αs=hiJcJlJbJr(1) Δps=(Nb－1)Δpc+NbΔpw+Δps，i+Δps，o(2) 式中:αs为壳程传热系数;hi为理想传热系数;Jc为折流板修正系数;Jl为泄漏修正系数;Jb为旁流修正系数;Jr为低雷诺数修正系数;Δps为壳程总压降;Δpc为错流区压降;Δpw为窗口区压降;Δps，i为壳程进口接管压降;Δps，o为壳程出口接管压降。 2·数值模拟 2．1几何模型 由于主要研究折流板方向对壳程流场与温度场的影响，文中的模型需要进行简化处理，不考虑管板间隙、管孔间隙、内部导流筒以及旁路挡板等结构形式。 本文所取的计算模型主要结构尺寸为:筒体内径为150 mm，筒体长度为500 mm，采用正方形布管，管子外径为19 mm，管间距为25 mm，折流板间距为100 mm，折流板数目为4个，折流板高为100 mm，厚度为3 mm。3个模型如图1所示，其中模型a为水平切口方向折流板，模型b为垂直切口方向折流板，模型c为转角45°切口方向折流板。 2．2网格划分 本文中的模型是弓形折流板管壳式换热器模型，固定管板与弓形折流板将换热器分成若干区域，而且壳程中存在管束，导致结构比较复杂，不能实现结构化网格划分，而如果全部采用非结构化网格划分，就需要将网格尺寸设置得足够小才可以提高网格质量，但是这样做会增加网格数目，导致计算速度缓慢。因此根据壳程结构，将其划分成多个区域，进出口接管部分采用结构化网格划分，其余区域采用非结构化网格。最终得到模型a的单元数为1 233 615，节点数为249 263;模型b的单元数为1 048 594，节点数为217 236;模型c的单元数为1 232 774，节点数为249 134。 2．3边界条件 设置壳程流体介质为水，介质物性采用依据温度线性插值得到。进口采用速度进口，初始温度为283 K，进口速度保证进口雷诺数在10 000—70 000范围;管壁设为恒壁温323 K;壳体壁面、进出口接管壁面、各折流板面、2侧管板均设为绝热面边界条件;出口边界条件为outflow。本文计算模型的流体流动均在湍流状态下，因此在Fluent计算过程中采用离散求解器和k-ε湍流模型，压力和速度耦合采用SIM-PLE算法，动量和能量方程离散采用二阶迎风差分格式。采用标准化残差的形式来判断计算方程的收敛性。对具体模型来说，通过试算确定本模型的残差精度分别取:连续性方程的残差为10－5，动量方程及k，ε方程残差均为10－3，能量方程残差为10－6。 2．4模型验证 由于目前常用的Bell-Delaware方法，只适用于水平方向折流板的管壳式换热器设计。因此按照模型a的结构进行计算，将得到的计算结果与模型a数值模拟得到的结果进行对比，验证模拟方法的正确性，对比结果如表1所示。 由表1可知，运用经验公式计算结果与数值模拟结果相比，传热系数误差在15%左右，压降计算误差在20%左右。导致这些误差的主要原因是:数值模拟分析的是理想状态下的管壳式换热器，与实际计算的换热器模型不是完全相同;经验公式计算结果也存在一定误差，因此根据以上分析结果，计算误差基本满足要求，该模型的数值模拟是正确的［8］。 3·分析与讨论 根据实际运行当中管壳式换热器进口流速的范围，确定进口雷诺数在10 000—70 000范围内变化，通过调整进口边界条件，进行多次数值模拟计算，得到了不同进口雷诺数Re时的壳程流体流动与传热状态。如图2所示，进口雷诺数分别为10 000，30000，50 000时模型a对称面YZ面上的温度矢量图。 从图2中3个温度矢量图可以看出，截面上的流速分布很不均匀，折流板将壳程流道分成了5个错流区。在错流区内，由于折流板的阻挡作用，壳程流体流动方向在遇到折流板时发生改变，横向冲刷换热管束，正是在这一区域的流体产生围绕管束的运动，导致流速增大，增强了流体湍动程度，强化了传热效果。但是在每个折流板的背面，流速较低，形成了所谓的“死区”，导致传热效果不佳，这也是折流板结构存在的弊端［10］。 比较图2中3个图可以发现，随着进口速度逐渐增加，折流板后高温区域减少，壳程流体湍动程度增大，死区面积减小，提高了总传热系数。为了便于直观地分析比较3个模型传热效果与压降变化规律，根据数值模拟结果，做出3个模型随进口雷诺数变化时的壳程传热系数曲线图，如图3所示，并做3个模型总压降随进口雷诺数变化的曲线图，如图4所示。 图3为3个不同折流板切口方向的管壳式换热器模型在不同进口流速下，总传热系数的变化趋势。结果表明，3个模型壳程传热系数随着进口流速增加而增加。在相同进口流速下，模型b的壳程传热系数始终大于另外2个模型，其中模型a壳程传热系数总是最小。并且随着壳程流量逐渐增加，模型b与另外2个模型的壳程传热系数相差越来越明显。 图4为3个不同折流板切口方向的管壳式换热器模型在不同进口流速下总压降的变化趋势。可以看出，随着壳程进口流速的增加，3个模型的壳程压降呈上升趋势。在相同的壳程进口流速下，模型b的壳程总压降总是最小，模型c的壳程总压降总是最大，并且随着壳程进口逐渐增加，3个模型总压降差也越来越大。主要原因是随着壳程流速增大，3个模型壳程流体流动的湍动效果均被加强，使得折流板阻挡造成的沿程阻力损失增加，表现为壳程总压降增大。而折流板为水平切口和转角45°切口的结构时，壳程流体湍动程度更大，折流板附近死区更多，导致沿程阻力损失增加，使得壳程压降大于折流板垂直切口的管壳式换热器模型。 传热系数与压降是衡量换热器性能的2个重要指标，但是从整体角度来看，单独通过任意一个参量评价换热器的性能优劣显然是不合理的。目前国内外使用较多方法是以单位压力损失下传热系数大小，即α/Δp作为衡量标准，来综合评价换热器的整体性能［11］。 图5为3个不同折流板方向的模型对应的α/Δp随壳程进口流速的变化趋势。可以看出3个模型对应的α/Δp随壳程进口流速的增加而减小，其中在相同壳程进口流速下模型b对应的α/Δp总是大于另外2个模型，而模型a与模型c对应的α/Δp相差不大。 4·结论 (1)在以水为流体介质，3个不同折流板切口方向的管壳式换热器模型总传热系数随着壳程进口流速的增加而增加，其中折流板垂直切口的管壳式换热器模型壳程传热系数始终最大，折流板水平切口的管壳式换热器壳程传热系数最小; (2)3个换热器模型的壳程总压降随壳程进口流速增加而增加，其中折流板转角45°切口的管壳式换热器模型压降最大，折流板垂直切口的管壳式换热器模型的压降最小; (3)当以α/Δp为评价标准时，折流板垂直切口的管壳式换热器模型综合性能明显优于另外2个模型，另外2个模型的综合性能差不多。 参考文献: ［1］朱冬生，钱颂文，马晓明，等．换热器技术及进展［M］．北京:中国石化出版社，2008． ［2］袁俊朋．基于Bell法的管壳式换热器分段计算理论研究及实验分析［D］．上海:华东理工大学，2009． ［3］马晓明，钱颂文，朱冬生，等．管壳式换热器［M］．北京:中国石化出版社，2010． ［4］黄文江．弓形折流板换热器中折流板对换热器性能的影响［J］．工程热物理学报，2007，28(6):1022-1024． ［5］刘敏珊，叶婷，董其伍．漏流对管壳式换热器影响的数值模拟［J］．石油机械，2009，37(5):27-30． ［6］施金贵，张薇．管壳式换热器壳侧三维流场模拟［J］．西华大学学报，2006，25(5):38-40． ［7］OZDEN E，TARI I．Shell side CFD analysis of a smallshell-and-tube heat exchanger［J］．Energy Conversionand Management，2010，51(5):1004-1014． ［8］MOHAMMADIA K，HEIDEMANNA W，MLLER-STEINHAGEN H．Numerical investigation of the effectof baffle orientation on heat transfer and pressure drop ina shell and tube heat exchanger with leakage flows ［J］．Heat Transfer Engineering，2009，30(14):1123-1135． ［9］王福军．计算流体动力学分析［M］．北京:清华大学出版社，2004． ［10］刘敏珊，董其伍，刘乾．折流板换热器的流场数值模拟与结构优化［J］．石油机械，2006，34(4):42-45． ［11］张少雄，桑芝富．壳程结构对换热器性能影响的数值研究［J］．石油机械，2005，33(9):24-26． |
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