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同轴径向热管换热器壳程流场数值模拟

点击:1806 日期:[ 2014-04-26 21:57:41 ]
                        同轴径向热管换热器壳程流场数值模拟                    毛建丰, 涂福炳, 许 欣, 周孑民, 张 岭                  (中南大学能源科学与工程学院,湖南长沙 410083 )     摘要:基于多孔介质模型和分布阻力方法,引入Al-sanea和Taborek两种阻力关系式模拟同轴径向热管换热器壳程的流场。结果表明:换热器壳程静压沿烟气流动方向呈线性分布;随入口烟气速度的增加,换热器阻力损失增大、压降增大;且随入口烟气速度的增加,压降增加的速率增大。     关键词:同轴径向热管;换热器;流场;数值模拟     中图分类号:TK172.4; TK11+4文献标识码: A     0 引 言     换热器在工业烟气余热回收中得到了广泛的应用,增强对流换热,减少流动阻力是提高换热器综合性能的有效途径[1]。同轴径向热管换热器由于其具有高导热、等温性好、结构紧凑等诸多优点而广受青睐。由于热管换热涉及相变过程,数值方法直接模拟相变过程有很大的难度,研究者在数值求解热管换热器的问题时提出了许多的方法来避免这个问题。Patankar和Spalding提出分布阻力和多孔介质孔隙率概念对管壳式换热器进行数值模拟研究[2];王定标等建立了紧凑换热器的多孔模型,并提出了建立此模型的基本前提和方法[3]。这些模型和方法很好地解决了壳管式热管换热器数值模拟问题。为给同轴径向热管换热器的优化设计提供依据,本文采用文献[2-3]的模型和方法对其壳程流场进行数值模拟,求得同轴径向热管换热器壳程压降的关系,并通过与实测值的比较验证数值模拟结果的正确性。     1 数值模拟     1.1 数学物理模型     本文研究对象为国内某厂气态悬浮炉烟气余热回收装置上选用的长宽高分别为2 460 mm×2 380 mm×1 870 mm的同轴径向热管换热器。热管分布见图1,其中热管外径为51 mm,热管横向间距为108 mm,纵向间距为120 mm。换热器由322根热管组成,管束叉排,每根热管外表面沿轴线方向分布有400个左右的等间距、等厚度环翅片。翅片高度为26.5 mm,间距为6 mm,厚度为1mm。烟气从换热器上部流入,下部流出,在换热器内部通过热管与冷却水进行热交换。     基于Darcy-Bricnkman-forchheimer的多孔介质模型假设,直角坐标系中以体积多孔度表示的控制方程组可以表示为[4]                     当流体在管束中流动时,会受到管束施加的形状阻力和壁面摩擦阻力,总称为流体所受的分布阻力。热管外径、表面粗糙度以及翅片的高度、厚度、分布方式等对流体受到的阻力有很大的影响。本文在固定的热管形状尺寸和排列方式的前提下,采用两种不同分布阻力关系式来模拟不同烟气入口速度下换热器壳程的流动状况。                                     1.2 湍流模型     流体在管束中流动时,管束分布阻力将对流体湍动能的产生和耗散带来影响。这里采用修正的k-ε模型,管束分布阻力做功引起的湍动能的产生率可表示为[7]                       考虑充分发展的管束中的流动,由管束阻力引起的耗散率的附加源项可表示为                      1.3 网格划分和边界条件     运用GAMBIT对热管换热器进行网格划分。由于换热器烟气入口段没有安装热管,在距离入口310 mm后烟气才开始冲刷热管,因此把换热器箱体划分为两块来进行网格划分。热管密集分布区域的流动情况复杂、变量的变化梯度大,对该区域进行网格加密,而对于入口没有热管分布的区域,适当减小网格密度。采用结构化网格,如图2所示,入口段计算区域共划分网格29 760个,热管段计算区域共划分网格193 440个。                     根据现场测试结果,入口烟气主要由O2、CO2、N2等气体组成,正常运行工况下,烟气入口速度为9.55 m/s。入口湍流采用湍流强度和水力直径指定,计算公式为:                   式中:Re为烟气雷诺数,A为烟气过流面积,S为湿周。     由式(8)计算得到入口湍流强度为2.71%,属充分发展湍流状态,由式(9)计算得出烟气入口的水力直径为2 419 mm。     烟气出口设为压力边界条件。采用二阶迎风格式来离散对流项。采用壁面函数法处理近壁面区域的流动问题。压力和速度的耦合采用SIMPLE算法。     2 模拟结果与分析     2.1 Al-sanea关系式模拟结果与分析     当烟气流速为9.55 m/s时,y=1 190 mm截面上的静压分布云图如图3所示,静压沿烟气流动方向变化如图4所示。                     从图4中可以得出入口段静压值变化很小,维持在600 Pa左右。热管段静压值呈直线下降,从600 Pa逐渐降低到-40 Pa,总压降为640 Pa。将热管段静压值拟合,可得到     y =-0.410 7x+728(10)     设烟气入口速度分别为8.5、9.0、10.0和10.5m/s对壳程流场进行模拟计算。通过计算可知,不同烟气入口速度换热器壳程沿Z方向的静压分布与入口烟气速度为9.55 m/s时有相似性,静压值均是在入口段静压值的基础上呈一次线性下降。从表1的数值计算结果中也可看出,随着烟气入口速度的增大,入口段静压值增大,换热器压降值增大。                    2.2 Taborek关系式模拟结果分析     采用Taborek关系式烟气流速为9.55 m/s时,换热器内y=1 190 mm截面上的静压分布如图5所示。静压值沿Z方向均匀下降,沿水平方向保持不变,与Al-sanea关系式进行模拟计算的结果相似。                    静压沿烟气流动方向变化如图6所示,入口段静压值保持在630 Pa左右,热管段静压值从630 Pa逐渐均匀下降至-39 Pa热管段静压值可拟合为一次函数:                     设烟气入口速度分别为8.5、9.0、10.0和10.5 m/s,对壳程流场进行模拟计算,计算结果如表2所示。可以看出,不同烟气入口速度下沿Z方向静压值均与前面的计算结果相类似。随烟气入口速度增加,静压下降速度增大。                    3 模拟结果的验证     通过对该厂该热管换热器运行统计数据的计算分析,得到换热器在不同入口烟气速度下的压降值,并将其与模拟计算值进行对比,如图7所示。从图7可看出,数值计算结果与实际测试值基本吻合,Al-sanea关系式模拟计算值的绝对误差不超过10%,Taborek关系式模拟计算值的绝对误差不超过7%。也可看出模拟计算值的变化趋势与实际测试值变化趋势相同,均随着入口烟气速度的增大而增加。这说明多孔介质模型选取是正确的。Al-sanea关系式模拟计算值其平均误差为-6.9%,Taborek关系式模拟计算值其平均误差为-3.8%。采用Taborek关系式模拟得到的精度更高。                    误差产生的原因主要有:     1)模型简化带来的误差。采用多孔介质和分布阻力模型来描述实际生产中热管换热器内部大量的热管及密集的翅片,这种方法为模型的建立和网格的划分带来了方便,但同时也伴随着误差的产生。     2)烟气物性变化带来的误差。在Fluent中假设烟气为常物性,实际上烟气的物性随温度有一定的变化。     3)两种分布阻力关系式本身存在误差。     4 结 论     1)两种不同分布阻力关系式的计算结果均显示换热器壳程静压沿烟气流动方向呈线性分布。随着入口烟气速度的增加,换热器阻力损失增大,系统压降增加。且随着入口速度的不断增加,压降的增加速率相应增大。     2)Al-sanea关系式模拟计算值的平均误差为-6.9%,Taborek关系式模拟计算值的平均误差为-3.8%,数值模拟结果与实际情况基本吻合,证明了模型的正确性。采用Taborek关系式比采用Al-sanea关系式进行模拟具有更高的准确度。     3)多孔介质模型和Taborek分布阻力关系式对同轴径向热管换热器的设计制造有一定的理论指导作用。     参考文献:略
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