螺旋板换热器
u形管式换热器
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搭接量对螺旋折流板换热器壳程性能的影响点击：2112 日期：[ 2014-04-26 21:14:06 ] |
| 搭接量对螺旋折流板换热器壳程性能的影响 曹兴，杜文静，汲水，程林 (山东大学热科学与工程研究中心，山东省济南市250061) 摘要：对螺旋折流板换热器进行数值模拟，研究相同螺旋角时搭接量对壳程对流传热充分发展段流动与传热性能的影响。结果表明，随搭接量的增大，同流量下壳程传热系数与压降均增大，而同压降下的传热系数降低。连续搭接时，轴向速度沿壳体径向逐渐降低；交错搭接后，轴向速度在搭接点前后变化趋势不同，分布均匀性变差。三角区漏流的切向速度方向与主流相反，强化了中心区域传热；而搭接区漏流的切向速度方向与主流相同，会增大螺旋旁流，不利于传热。搭接量越大，换热管表面换热量沿径向的不均匀性越强。 关键词：螺旋折流板；换热器；搭接量；传热；压降；数值模拟 文章编号：0258-8013(2012)08-0078-07中图分类号：TK 124文献标志码：A学科分类号：470·10 0·引言 管壳式换热器作为一种传统的换热设备目前被大量使用，尤其在石油、化工、电力生产等工业部门中处于主导地位[1-2]。螺旋折流板换热器是20世纪90年代开发的一种新型换热器，与传统的弓形折流板换热器相比，具有壳程压力损失小、单位压降下传热系数高、流动死区小、管束不易积垢等诸多优点[3-5]。连续螺旋曲面加工制造困难，因此通常采用一系列法向与壳体轴向呈一定夹角的扇形平面板进行搭接，使壳程流体实现近似螺旋流动。螺旋折流板间的搭接方式指相邻两块折流板的相对位置，可分为首尾点接触的连续搭接和直边交叉点接触的交错搭接。如图1所示，定义搭接量为e?2l/D×100%，连续搭接即e?0，其中，l为相邻折流板搭接点到壳体内壁的距离，D为壳体内径。 连续搭接时，相邻两块折流板间形成V形三角漏流区；交错搭接后，除靠近壳体中心的三角区外，还会形成一个靠近壳体边缘的搭接区，形成X形漏流区。漏流区的存在使壳程流体实际进行的是“伪螺旋”状流动。不同的搭接量会对应不同的流道结构，造成换热器性能上的差异。 螺旋折流板的螺距大小决定了换热器壳程能布置的折流板数量、壳程流体流程长度和流道截面积等因素，而折流板的螺距长度与换热器壳体内径以及折流板螺旋角、搭接量有关[6]。因此，在壳体内径一定的情况下，折流板的螺旋角和搭接量是反映螺旋折流板换热器壳程流体流动和传热性能的重要几何参数。 近年来，国内外学者对螺旋折流板换热器展开了一系列研究工作，文献[7-11]研究了螺旋角对螺旋折流板换热器壳程性能的影响，认为40°的螺旋角相比其他角度在单位压降的传热系数方面具有更好的优势。但是，相同壳体内径下，大螺旋角会导致螺距增大，壳程流速降低、传热能力差，管束无支撑跨距减小，螺旋周期数减少等问题[12]。采用折流板交错搭接布置可以在其他结构参数不变的情况下减小螺距，避免上述问题。 文献[13]认为交错搭接的方式会使三分螺旋折流板换热器传热系数与综合性能较搭接前均有所降低，文中只研究了一种搭接量的情况，未得到搭接量对壳程性能的影响规律。文献[14]的数值模拟结果表明，在相同螺距下，交错搭接可以减少三角区漏流，在强化传热的同时流动阻力也上升，文中没有对相同裁剪方式的折流板结构进行对比。文献[15]对不同搭接量的螺旋折流板换热器进行了冷态实验，分析了沿壳体径向的流场特性，没有研究搭接量对传热性能的影响。 本文采用数值模拟的方法，利用CFD软件ANSYS CFX 12.0，研究了螺旋角相同、搭接量不同的折流板结构对于螺旋折流板换热器壳程流体流动和传热性能的影响规律，并对速度场和传热分布进行了分析。 1·物理模型与几何尺寸 计算区域螺旋折流板换热器的物理模型如图2，螺旋折流板采用1/4扇形裁剪方式。换热器基本结构尺寸按照GB 151—1999确定，如表1所示。 2·数学模型与数值模拟方法 2.1湍流模型与控制方程 螺旋折流板换热器壳程流动表现出高度的各向异性及对流线弯曲的敏感性，基于重整化群(renormalization group)技术的RNG k-??模型[16]比标准k-ε模型在强流线弯曲、漩涡和旋转计算中有更好的表现，故湍流计算选用RNG k-?模型结合壁面函数法。 所需求解的主要物理量的控制方程都可以表示成以下通用形式： 式中：通用变量φ不同时，方程(1)可以表示连续性方程、动量方程、能量方程和k-ε方程；广义扩散系数Tφ和广义源项Sφ也分别对应各自方程中的值[17]。 2.2基本假设与边界条件 壳程采用导热油作为工质，其在壳程螺旋通道内进行稳态湍流流动，忽略重力和温差引起的热浮升力及流体的黏性耗散热，不考虑折流板与换热管以及折流板与壳体内壁之间的漏流。由于导热油黏度随温度变化较大，为反映黏度变化对流动与传热的影响，将黏度值拟合为温度值的二次函数，其余物性参数为常数。 给定壳程入口的质量流量M、温度条件Tin=353.15 K及湍流强度I=5%；壳程出口为压力出口边界，给定静压和适当的回流条件；换热管表面定义为无滑移不可渗透固体壁面，温度分布服从恒壁温边界Tw=313.15 K；折流板表面及壳体内壁定义为绝热无滑移不可渗透固体壁面，即忽略折流板的导热和换热器与外界的热量交换。 2.3网格划分与数值模拟方法 由于螺旋折流板换热器壳程内部结构复杂，故采用正四面体与金字塔形的非结构化网格，同时采用网格自适应技术根据温度梯度和速度梯度的大小对网格进行3次细化和粗化迭代。通过网格独立性测试及计算时间的综合考虑，最终确定螺旋角40°、连续搭接的换热器模型网格单元数为1.2×107，其他模型保持相同的网格密度。采用有限容积法对计算区域和控制方程进行离散，定义各方程的收敛条件为平均残差绝对值分别小于1.0×10-5。 2.4数值模拟方法验证 采用本文方法对文献[18]中螺旋角15°、无阻流板的螺旋折流板换热器进行了数值模拟。如图3和图4所示，模拟结果与实验数据相比，壳程压降偏差为15.7%~22.5%，壳程传热系数偏差为9.2%~15.2%，偏差均在合理范围之内，说明了本文数值模拟方法的有效性。 除了不可避免的测量误差外，对于换热器模型所作的简化造成了实验数据与数值模拟结果之间的偏差：数值模拟所建模型未考虑折流板与壳体和换热管之间的漏流；折流板、壳体壁面简化为绝热边界条件，换热管表面简化为恒壁温边界条件，与实际情况不同等。 3·数值模拟结果及分析 3.1螺旋通道对流传热充分发展段 在换热设备中，传热沿流程方向的发展过程，通常与流体力学的发展过程同时进行，此二者进展的差异取决于流体的Pr数[19]。除了液态金属等低Pr数的流体外，在传热充分发展段，速度总是已经充分发展了的。因此，可以从壳程局部表面传热系数沿换热器轴向的分布情况确定螺旋通道内对流传热是否已经充分发展。 首块折流板布置在壳程进口之后，末块布置在壳程出口之前，以此两块折流板之间的区域为壳程螺旋通道。从图5可以看出，相同折流板结构时，局部表面传热系数hz随着流量的增大而增大，但流量的变化对hz的分布规律影响不大。螺旋通道进、出口段的hz存在明显波动，进口段波动的幅度大于出口段，而且进口段的长度也大于出口段。在两者之间的区域，hz较为平稳，为螺旋通道对流传热充分发展段。造成这种现象的原因是进、出口段的流体流通截面积小于充分发展段，使得进、出口段的流速更大，hz也更高；在这种有主流方向的螺旋流动中通道结构对下游的影响大于对上游的，所以出口段的hz更接近充分发展段，出口段长度也比进口段更短。从图6可以发现，相同的壳程流量下，随搭接量的增大，螺旋通道的进、出口段长度均变短。由于交错搭接的结构会破坏螺旋的连续性，对流传热充分发展段hz较连续搭接会出现更明显的波动。 综合分析来看，流体流入螺旋通道后约1倍螺距长度的区域为进口段，流出螺旋通道前约0.75倍螺距长度的区域为出口段。为了排除进、出口段的影响，本文取螺旋通道进、出口段之间的区域即对流传热充分发展段进行研究。 3.2壳程传热和阻力性能 图7和图8显示了搭接量不同时，对流传热充分发展段传热和阻力性能随壳程流量的变化。连续搭接的方式螺距长，壳程流道截面积大，在壳程流量相同时，其流速低，故传热性能低于交错搭接，而单位长度的压力损失也最小；随搭接量的增大，壳程传热系数与单位长度的压降均增大。与螺旋角40°连续搭接相比，20%交错搭接其传热系数与压降分别增大6.7%~10.6%和53.3%~54.9%，30%交错搭接分别增大10.2%~15.3%和87.3%~89.0%，40%交错搭接分别增大12.4%~17.9%和122.3%~123.5%，50%交错搭接分别增大14.8%~20.2%和155.4%~160.9%。 可见，壳程流量相同时，随搭接量的增大，压降增加的幅度远大于传热系数增加的幅度。在模拟范围内，螺旋角40°各种搭接量的折流板形式壳程传热系数均低于30°连续搭接，但螺旋角40°、50%交错搭接的压降却已与30°连续搭接相近甚至略高。 3.3壳程流场分析 在折流板的导流作用下，壳程流体斜向冲刷换热管束，进行近似螺旋前进的流动，其速度在柱坐标下可以分解为轴向速度Va、切向速度Vt和径向速度Vr三个分量。Va产生纵掠管束的效果，主要带来摩擦阻力；Vt产生横掠管束的效果，主要带来压差阻力；Vr为管束扰动产生的二次流，主流仍由Va和Vt决定。3个速度分量的同时存在使得壳程流动兼具纵向流与横向流的特点。 图9为壳程质量流量为7 kg·s-1时，充分发展段壳体横截面上轴向速度沿径向相对位置δ的变化，δ=2r/D，r为径向位置。可以看出，由于三角区漏流的存在，壳体中心区域的Va明显高于其他位置。折流板连续搭接时，Va沿径向位置逐渐降低，呈近似线性分布，中心区域为边缘处的1.6倍，分布较均匀。交错搭接后，中心区域Va明显增加；随搭接量增大，搭接区面积增大，搭接区漏流增强了壳体边缘的Va，导致Va在搭接点前后的变化趋势不同，分布均匀性变差。搭接量50%时，Va沿径向呈明显的先减小、后增大的抛物线形分布。 图10为壳程质量流量为7 kg·s-1时，充分发展段壳体横截面上的速度矢量分布。从图中可以看出，壳程主流在横截面上形成顺时针方向有规律的旋转流动，与弓形折流板相比，整体分布较均匀，消除了流动死区，也减轻了流体对换热管束的冲击。管束最外侧与壳体壁面之间，换热管的扰流作用影响较弱，其流动表现出比管间更显著的旋转，形成螺旋旁流。连续搭接时，三角区漏流的旋转流动要强于主流，而其切向速度方向与主流相反，部分流体通过三角区返回上一层螺旋通道，可以起到强化中心区域传热的作用；交错搭接后，三角区的逆向流动减轻，搭接区漏流的切向速度方向与主流一致，增强了壳体壁面附近的旋转流动，但会增大管束外侧与壳体壁面间的旁流，造成相邻螺旋通道间的流动短路，不利于传热。 3.4壳程传热分析 图11为各换热管表面换热量Qδ与中心换热管表面换热量Qδ=0之比沿壳体径向相对位置的变化规律。可以看出，三角区漏流增强了壳体中心区域的流体速度，中心换热管表面换热量最大；在壳体边缘区域由于搭接区漏流和旁流等的影响，Qδ/Qδ=0的值会出现波动。 对比图9可以发现，Qδ/Qδ=0与Va沿径向的变化规律类似。连续搭接时，Qδ/Qδ=0的值沿径向呈下降的趋势，而交错搭接后，Qδ/Qδ=0的趋势在搭接点前后会出现变化，这是因为在壳体横截面上Vt分布较均匀，不同换热管表面换热量之间的大小关系主要由Va的分布决定。但Vt的存在也会对Qδ/Qδ=0造成一定的影响，使Qδ/Qδ=0沿壳体径向的不均匀程度低于Va。 搭接量越大，不同换热管表面换热量的不均匀性越强，产生的热应力也会越大，这是在换热器设计和使用中需要注意的。 3.5壳程综合性能评价 采用壳程传热系数随单位长度压降的变化作为换热器综合性能的评价指标，一定程度上反映了换热器将压降转换为传热效果的能力。如图12所示，连续搭接时，换热器壳程的综合性能最好，随搭接量的增大，综合性能逐渐下降。 值得一提的是，螺旋角40°连续搭接的综合性能优于螺旋角30°连续搭接，20%和30%交错搭接的综合性能虽然较连续搭接有所降低，但依然大于30°连续搭接。但是随着搭接量进一步增大，40%和50%大搭接量交错搭接的综合性能却比螺旋角30°连续搭接的差，此时螺旋角40°失去了比30°在综合性能方面的优势。可见，当壳程折流板布置不适合大螺旋角连续搭接时，不宜改用大搭接量的交错搭接，可考虑采用减小螺旋角的连续搭接。 4·结论 1）螺旋通道入口后约1倍螺距至出口前约0.75倍螺距之间的区域，为对流传热充分发展段。 2）螺旋角相同时随搭接量的增大，螺旋折流板换热器同流量下壳程传热系数和单位长度的压降均增大，且后者增加的幅度大于前者。 3）连续搭接时，轴向速度沿壳体径向逐渐降低；交错搭接后，轴向速度在搭接点前后的变化趋势不同，分布均匀性变差。 4）三角区漏流的切向速度方向与主流相反，有利于强化中心区域的传热；搭接区漏流的切向速度方向与主流相同，会增大螺旋旁流，导致流动短路，不利于传热。 5）搭接量越大，换热管表面换热量沿径向的不均匀性越强。 6）减小螺旋角连续搭接的折流板结构比大螺旋角大搭接量的交错搭接在壳程综合性能方面更有优势。 参考文献：略 |
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