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螺旋隔板换热器的研究及其工业应用

点击:2076 日期:[ 2014-04-26 22:06:12 ]
螺旋隔板换热器的研究及其工业应用                    刘晓红            (广州航海高等专科学校,广东 广州 510725)   摘要:螺旋隔板换热器主要包括两种不同类型的结构形式,即没有中心管的非整体连续的螺旋隔板换热器和有中心管的整体连续的螺旋隔板换热器。本文总结了国内外学者对螺旋隔板换热器所做的主要研究工作,这包括壳程流体的动力学研究、传热与压降性能研究和数值模拟,并介绍了整体连续型螺旋隔板强化管换热器在工业中的应用。最后,对螺旋隔板换热器的下一步研究工作进行了展望。   关键词:壳管式换热器;螺旋隔板;传热强化   中图分类号:TK124  文献标识码:A  文章编号:1002-6339 (2008) 04-0347-02   壳管式换热器是广泛应用于化工、石化、动力、制冷等领域的重要热能交换设备。在欧洲,壳管式换热器占市场分额的42%。目前国内壳管式换热器主要还是采用弓型隔板作为管间的支撑结构,在这种结构的换热器中,流体在壳程呈“Z”形流动,在隔板和壳体内壁相连处存在流动死区;流体在隔板间分离引起动量的急剧变化而造成压力的严重损失;在隔板与壳体和传热管与隔板之间存在旁路流和泄漏流,降低了流体的有效质量流量,这些缺点导致了壳管式换热器传热系数低、压降高。随着金属材料价格的不断增长和节能工作的迫切需求,促进了高效壳管式换热器的研究和应用。近年来,螺旋隔板换热器作为一种新型的壳管式换热器形式,受到国内外学者的广泛关注,并在工业中推广应用,取得了很好的节能、节材经济效益。   1 螺旋隔板换热器的结构形式   从结构上看螺旋隔板换热器主要包括两大类:一类是没有中心管,隔板为非整体连续的螺旋结构(图1)。这种结构的螺旋隔板换热器是上世纪90年代初由捷克共和国发明,随后在ABB公司进行了产业化〔1〕。其设计形式是:每个隔板占据四分之一的壳体横截面,并与换热器的轴向呈一定角度排列,相邻的隔板在边缘接触并在外围形成连续的螺旋状结构,流体在壳程呈螺旋流动。另一类是设有一根中心管,隔板为整体连续的螺旋结构(图2)。其设计形式是隔板围绕中心管螺旋缠绕,形成一种整体连续的螺旋隔板结构。这种结构形式的螺旋隔板换热器。从目前的文献来看,文献中报道最多的是没有中心管的螺旋隔板换热器。                    图1无中心管非整体连续螺旋隔板换热器                    图2有中心管整体连续螺旋隔板换热器   2 螺旋隔板换热器的研究现状   螺旋隔板换热器的研究工作主要包括如下几方面:壳程流体动力学研究、传热及压降性能研究、壳程数值模拟。   2·1 壳程流体动力学研究   D·Kral等人〔2〕采用刺激-响应技术(stimulus-response techniques)对玻璃模型螺旋隔板换热器的壳程流动特性进行了实验研究,流体动力学研究结果表明,流体在壳程的螺旋流动类似于塞状流(plugflow),几乎没有返混和流动死区。   Wang Shuli〔3〕采用激光多普勒测速仪(LaserDoppler Anemometry)对有机玻璃模型螺旋隔板换热器的壳程流场进行了测量,研究了螺旋角和流速的大小对速度分布和脉冲速度的影响。结果表明,随着螺旋角的减少,线速度和脉冲速度降增大,促进了传热,但压降也增大。总体来看,最佳的螺旋角与壳程流体的雷诺数有关2·2 传热与压降性能研究D·Kral等人〔2〕以水-水换热为对象,研究了螺 旋角的大小对传热性能的影响,螺旋角的变化范围为17°~44°。结果表明,在相同的壳程压降下,螺旋角为40°时壳程的传热系数最高。作者认为,在螺旋角约为40°时,边界层流体近乎充分发展。蔡志刚等人〔4〕以5#柴油-水换热为对象,比较了螺旋隔板和弓型隔板换热器的传热与压降性能,结果表明,螺旋隔板换热器的阻力只有弓型隔板换热器的30%。此外,在相同压降下,螺旋隔板换热器的传热效率提高了10%。   以上学者研究的传热管均为光滑管,为进一步提高螺旋隔板换热器的传热性能,本实验室先后开展了螺旋隔板与强化管搭配进行传热强化研究。赵晓曦等人〔5〕以柴油-水换热为对象,研究了以菱型翅片管作为强化传热管型的螺旋隔板换热器的传热与压降性能,并与光滑管进行了对比,其所采用的隔板为整体连续的螺旋隔板结构。实验结果表明,在相同流速下,螺旋隔板菱型翅片管换热器的壳程传热系数比螺旋隔板光滑管换热器提高了54%~108%,而流动阻力系数降低了5%~30%。张正国等人〔6〕以润滑油-水换热为对象,比较了螺旋流条件下三维花瓣型翅片管与二维低翅片管的传热与压降性能,所采用的隔板也是整体连续的螺旋隔板结构。实验结果表明,在相同的润滑油体积流量下,螺旋隔板三维花瓣型翅片管换热器的壳程传热系数比螺旋隔板二维低翅片管换热器提高了28%~48%,而压降却降低了35%~75%。   2·3 壳程数值模拟   Andrews和Master〔7〕采用三维计算流体力学(CFD)方法对ABB公司制造的螺旋隔板换热器进行了性能分析,研究了螺旋角分别为10°、25°、40°条件下螺旋隔板换热器的壳程流动与压降性能。结果表明,随着螺旋角的增大,流体更接近于塞状流,模拟的压降与ABB公司螺旋隔板换热器的传热关系式计算结果较吻合。   邓斌等人〔8〕采用多孔介质、分布阻力模型、阶梯逼近技术对螺旋隔板换热器壳程的流动进行了三维数值模拟,结果表明,在相同的进口内径和进口流量条件下,螺旋隔板换热器的壳侧压降明显低于弓型隔板换热器,计算所得的进出口总压降与实验值之间的偏差大部分在14%以下。   张少维等人〔9〕采用计算流体动力学分析方法建立了螺旋隔板换热器的数学模型,并利用CFD分析软件Fluent模拟换热器壳程的流动特性,得到了换热器壳程的流场分布,并与弓型隔板换热器壳程的流动特性进行了对比。   李大为等人〔10〕以水-水换热器为对象,利用Fluent软件,对螺旋隔板换热器三维实体内的流体流动和传热进行了数值模拟,重点研究了湍流条件下换热器壳程流体入口的压降以及不同结构对压降的影响,并提出了入口结构的改进方法。   3 螺旋隔板换热器的工业应用   某化工公司原异已烷油冷却器是由两台弓型隔板光滑管换热器串连使用,在空间位置上重叠布置,总换热器面积为20 m2。每台冷却器的主要参数为:壳体直径DN=325 mm,换热管为Φ19×2·0 mm的碳钢光滑管,换热管长3 000 mm。当异已烷油产量从7 000 t/年扩产到10 000 t/年时,冷却器的热负荷为240 kW。夏季冷却水进口水温为33℃,壳程进口油温为160℃时,出口油温在52℃以上,已不能满足出口油温40℃左右进入储罐的工艺要求。   因此,需对原冷却器进行重新设计,用一台整体螺旋隔板低翅片管冷却器取代原二台串联冷却器。该冷却器的壳体直径为377 mm,两管程结构。低翅片管采用Φ19×2·0 mm的碳钢光滑管进行加工,光管的总换热面积为19 m2。整体螺旋隔板的结构采用图2所示,螺旋隔板的中心管外径为108 mm,低翅片管的照片见图3。从空间尺寸来看,一台377 mm直径的冷却器比两台325 mm直径的冷却器明显减少。                         图3低翅片管   该台异己烷油冷却器于2005年5月开始投入运行至今,由于产能的扩大,热负荷值为240 kW,在此热负荷条件下,异己烷油的入口温度为160℃时,测得异己烷油的出口温度为40℃左右,达到工艺要求。   通过对改造前后两台油冷却器的总传热系数进行计算可知,弓型隔板光滑管冷却器的总传热系数为250 W/(m2·K),而螺旋隔板低翅片管冷却器的总传热系数为410 W/(m2·K),总传热系数是弓型隔板光滑管油冷却器的1·64倍。   4 结语   通过螺旋隔板换热器在工业中的实际应用,证明其具有高效的传热性能。未来的重点应是针对不同传热介质,研究螺旋隔板与不同类型强化管之间的合理搭配,以充分发挥螺旋流动与强化管的协同强化传热效果,进一步提高螺旋隔板换热器的综合性能。通过实验及理论研究,并结合数值模拟,揭示螺旋隔板强化管换热器的传热强化机理,获得传热与压降的关系式,用以指导工业设计。   参考文献   〔1〕Lutcha J, Nemcansky J〔J〕·Trans·IChemE,1990,68:263-270·   〔2〕Kral D, Stehlik P Van Der Ploeg, H J,et al·〔J〕·Heat Transfer Engineering, 1996,17(1):93-101·   〔3〕Wang Shuli·〔J〕·Heat Transfer Engineering, 2002, 23(3):93-101·   〔4〕蔡志刚,张国福,宋天民·〔J〕·化学工程,2006,34(4) 13-15·   〔5〕赵晓曦,邓先和,陆恩锡·〔J〕·化工学报,2003,54(3):388-391·   〔6〕Zhang Z G, Fang X M·〔J〕·Heat Transfer Engineering,2006, 27(7):1-7·   〔7〕Andrews M J, Master B I·〔J〕·Heat Transfer Engineer-ing, 2005, 26(6):22-31·   〔8〕邓斌,吴扬,陶文铨·〔J〕·西安交通大学学报,2004,38(11):1106-1109·   〔9〕张少维,桑芝富·〔J〕·南京工业大学学报,2004,26(2):81-84·   〔10〕李大为,沈人杰,高晓东,等·〔J〕·高校化学工程学报,2005,19(5):699-702·
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