施卿海， 蘇文獻(xiàn)， 許 斌， 范 斌

（上海理工大學(xué) 能源與動力工程學(xué)院，上海 200093）

全焊接板殼式換熱器是芬蘭伐德魯斯公司最早發(fā)明的新一代換熱器，其核心是由波紋換熱板片經(jīng)本體焊接而成的換熱板束，外殼是壓力容器.由于其具有緊湊、高效、無密封墊片、耐高溫、耐高壓等優(yōu)點［1］，近年來被國內(nèi)外廣泛使用.在國內(nèi)由于生產(chǎn)環(huán)境以及制造工藝的不同，使得這種換熱器的壽命相比國外大大減小，究其原因是由于在過熱蒸氣進(jìn)口處的板束溫差應(yīng)力過大而加劇板束的損耗造成的.因此，對此處的溫度分布進(jìn)行分析研究是改善這種情況的重要方法之一.近年來，隨著數(shù)值計算技術(shù)和湍流模擬理論的迅速發(fā)展，利用數(shù)值方法對換熱器的研究越來越多，在國內(nèi)如劉利平等［2］采用FLUENT軟件對管殼式換熱器殼程三維流場進(jìn)行了模擬研究，但對于全焊接板殼式換熱器方面的研究至今未見報導(dǎo).為此，采用FLUENT軟件對HYBIRD全焊接板殼式換熱器過熱蒸汽進(jìn)口處的溫度進(jìn)行模擬分析，通過改變進(jìn)口的流量、直徑進(jìn)行對比分析，從而進(jìn)一步揭示過熱蒸汽入口處板束溫度的分布狀況，為其優(yōu)化設(shè)計提供直觀信息.

1 數(shù)值計算模型

1.1 換熱器整體模型

HYBIRD全焊接板殼式換熱器近幾年來在工業(yè)中特別是電力企業(yè)得到廣泛應(yīng)用，其內(nèi)部流體示意圖見圖1.兩塊波紋板之間的通道形成板程，板束與板束之間焊接而形成的一個個小孔為殼程，兩者形成十字錯流.從圖1中可以看出，幾乎整個金屬板表面都用于熱交換，使得板殼式換熱器內(nèi)部的死點數(shù)量大大減少，提高了換熱器的換熱效率.圖2為換熱器整體結(jié)構(gòu)圖.

圖1 內(nèi)部流體示意圖Fig.1 Schematic diagram of internal fluid

圖2 換熱器結(jié)構(gòu)圖Fig.2 Structure chart of heat exchanger

由于受計算機硬件等因素的制約，很難對一臺完整的換熱器模型進(jìn)行計算，需對幾何模型進(jìn)行簡化，模型的簡化主要是利用相似原理和主要矛盾分析方法，選取最能代表換熱器特征參數(shù)變化規(guī)律的區(qū)域進(jìn)行分析求解，因而作者對換熱器的板束、折流板數(shù)目以及結(jié)構(gòu)尺寸都進(jìn)行了一定的簡化.圖3為在Gambit中建立換熱器模型的整體結(jié)構(gòu)圖，表1為換熱器的結(jié)構(gòu)尺寸.

圖3 換熱器模型圖Fig.3 Model of heat exchanger

表1 換熱器的結(jié)構(gòu)尺寸Tab.1 Structural dimensions of the heat exchanger

1.2 模型選擇及控制方程組

全焊接板殼式換熱器的數(shù)值計算，由于換熱器殼程結(jié)構(gòu)復(fù)雜以及流動形態(tài)多樣化，使得影響流體流動和傳熱的因素增多.考慮到湍流效應(yīng)對流動與傳熱的影響，故采用κ－ε湍流模型進(jìn)行模擬，而其中的RNG（renormalization－group）模型可以更好地預(yù)測靠近壁面處和高流線曲率流體的流動狀態(tài)，所以選擇κ－ε（RNG）模型.為了便于分析設(shè)定：流體為牛頓流體、流體物性為常數(shù)及流體橫向?qū)岷雎圆挥嫞?］.換熱器流體的流動和熱量傳遞必須滿足方程：

式中，xi為x方向的位移分量；ρ為流體密度；ui為x方向的速度分量.

式中，uk為y方向的速度分量；μ為流體黏度；p為流體微元體上的壓力；xk為y方向的位移分量.

式中，t為時間；k為傳熱系數(shù)；Cp為比定壓熱容.

湍流動量方程

式中，μeff為有效動力黏度；Gk為平均速度梯度引起的湍動能k產(chǎn)生項；ε為湍動耗散率.

能量耗散方程

其中

以上式中，αε＝1.39；C1ε＝1.42；C2ε＝1.68；η為卡諾循環(huán)效率.

1.3 計算方法和邊界條件

采用Gambit軟件建立模型和劃分網(wǎng)格，由于全焊接板殼式換熱器殼程結(jié)構(gòu)復(fù)雜，所以采用四面體和金字塔網(wǎng)格來劃分.在FLUENT中采用分離變量法隱式求解，保證收斂的穩(wěn)定性.壓力和速度耦合 采 用 SIMPLE （semi－implicit method for pressure－linked equation）算法，動量、能量以及湍流參量的求解采用二階迎風(fēng)格式，質(zhì)量及能量計算殘差控制在10－4數(shù)量級之內(nèi).

計算流體進(jìn)口殼程采用質(zhì)量流速進(jìn)口，板程采用速度進(jìn)口，按流體質(zhì)量流速、速度、溫度、湍流強度等分別給定殼程和板程入口條件；出口為壓力出口邊界條件；板壁、折流板采用熱耦合邊界條件；殼體壁面采用絕熱邊界條件.壁面邊界采用無滑移固壁條件，并使用標(biāo)準(zhǔn)壁面函數(shù)法確定固壁附近流動.

殼程過熱蒸氣進(jìn)口質(zhì)量流速Ms為0.01kg／s，溫度為500K；板程水進(jìn)口流速為2m／s，溫度為330K.

2 計算結(jié)果及數(shù)據(jù)處理

2.1 殼程溫度

圖4為換熱器殼程的溫度云圖.圖中可以看出溫度沿殼程流向逐漸減小，且隨折流板個數(shù)的增加，溫度的下降幅度逐漸變小.特別在入口處的紅圈里溫度分布很不規(guī)則，這是由于流體剛進(jìn)入時的不確定性，使得在進(jìn)入板束中間通道的時候造成流量分布不均，久而久之這種分布導(dǎo)致了溫差應(yīng)力慢慢增大，從而減少了換熱器的使用壽命，這也是現(xiàn)在國內(nèi)對于HYBIRD全焊接板殼式換熱器方面一個沒有解決的難點.為此將改變過熱蒸氣流量以及直徑進(jìn)行進(jìn)一步研究分析.

圖4 殼程溫度分布云圖Fig.4 Temperature contours of the shell

2.2 板束在不同進(jìn)口質(zhì)量流速情況下的溫度

圖5（見下頁）為進(jìn)口處板束在質(zhì)量流速Ms分別為0.002，0.005，0.008和0.01kg／s情況下的溫度分布云圖.圖中可以看出隨著質(zhì)量流速的增大，板束間的溫差也越來越大.圖5（a），5（b）可以看出當(dāng)質(zhì)量流速較小時，各個板束間的溫度分布比較均勻，溫差也比較小；圖5（c），5（d）可以看出中間兩塊板束的溫度較高，而上下兩塊板束的溫度則相對比較低，過大的溫度差將導(dǎo)致溫差應(yīng)力增大，加劇板束的破壞.

2.3 板束在不同進(jìn)口直徑情況下的溫度

圖6（見下頁）為進(jìn)口直徑分別為20，40，60和80mm情況下的溫度分布云圖.圖中可以看出隨著過熱蒸氣入口直徑的增大，板束間的溫差逐漸減小.當(dāng)直徑為20mm時，造成入口處板束中心溫度過高，換熱面積過小，使得板束都沒有充分地參與到換熱中去，大大增加了能耗，因此是非常不合理的；當(dāng)直徑為40mm時，同一板束間的兩邊溫差也越來越大；當(dāng)直徑為60mm時，中間板束與兩邊板束的溫差加大；當(dāng)直徑為80mm時，各板束間的溫度基本相同，這樣使得溫差應(yīng)力大大減小.

圖5 不同質(zhì)量流速下入口處板束的溫度分布圖Fig.5 Temperature contours at the entrance of plates with different mass flow rates

圖6 不同進(jìn)口直徑入口處板束的溫度分布圖Fig.6 Temperature contours at the entrance of plates with different diameters

2.4 結(jié)果對比分析

圖7為同一板束以及不同板束的最大溫差隨著過熱蒸汽質(zhì)量流速和入口處開孔率變化情況.圖中可以看出隨著質(zhì)量流速的減小以及入口處開孔率的增大，同一板束以及不同板束間的溫差逐漸減小.

圖7 不同質(zhì)量流速和不同開孔率變化時的溫差Fig.7 Curve of differential temperature with different mass flow rates and percentage of open area

這里，過熱蒸汽入口直徑與換熱器殼體截面長度之比可以作為此換熱器的開孔率φ＝Di／a，Di為過熱蒸汽進(jìn)口直徑，mm；a為換熱器長方體外殼的寬度，mm；可以看出隨著開孔率的逐漸增大，入口處板束溫度分布越來越均勻.

另外，忽略板束內(nèi)流體受內(nèi)壓后的軸向應(yīng)力，只考慮板束間溫差引起的溫差應(yīng)力.板束不受約束時，因溫差而引起的自由伸長量為δ＝α（tmax－tmin）L，由于板束間剛性連接，根據(jù)胡克定律，可得出溫差應(yīng)力與伸長量間的關(guān)系為δ＝FL／EA，故溫差應(yīng)力F＝αEA（tmax－tmin）.而tmax－tmin與過熱蒸汽質(zhì)量流速和換熱器的開孔率有關(guān)，假定溫差與質(zhì)量流量成正比，與開孔率成反比，則F＝αEAβMS／φ＝γEAMS／φ.其中α為管和殼在平均壁溫下的線膨脹系數(shù)，1／℃；L為板束長度，mm；E為板束彈性模量，MPa；A為板束橫截面積，mm2；β為溫差應(yīng)力系數(shù)；γ為總溫差應(yīng)力系數(shù).

根據(jù)前面的分析，全焊接板殼式換熱器的開孔率應(yīng)在70%左右合適；而且入口的質(zhì)量流速也應(yīng)該適中，過大會導(dǎo)致溫差應(yīng)力增大，過小會使換熱速度減慢，從而影響工藝流程.所以在確定開孔率的情況下設(shè)計出合理的質(zhì)量流速是保證換熱器正常工作的最主要因素.

3 結(jié) 論

a.全焊接板殼式換熱器溫度沿殼程流向逐漸減小，且隨折流板個數(shù)的增加，溫度的下降幅度逐漸變小，而且在入口處的溫度分布很不規(guī)則.

b.隨著過熱蒸汽入口質(zhì)量流速的增大，同一板束以及各個板束間的溫差也越來越大.

c.隨著過熱蒸汽入口直徑的增大，同一板束以及各個板束間的溫差越來越小.

d.溫差應(yīng)力與殼程入口的質(zhì)量流速成正比，與開孔率成反比，在設(shè)計時，開孔率在70%左右較為合適，質(zhì)量流速應(yīng)在保證工藝要求的情況下盡可能的減少.

［1］李含蘋.全焊接板殼式換熱器在傳熱中的應(yīng)用［J］.船舶，2004（4）：35－38.

［2］劉利平，黃萬年.FLUENT軟件模擬管殼式換熱器殼程三維流場［J］.化工裝備技術(shù)，2006（3）：54－57.

［3］王艷云，李志安.FLUENT軟件對管殼式換熱器殼程流體數(shù)值模擬方法可行性的驗證［J］.管道技術(shù)與設(shè)備，2007（6）：46－48.

［4］Ozden E，Tari L.Shell side CFD analysis of a small shell－and－tube heat exchanger［J］.Energy Conversion and Managemant，2010，51（5）：1004－1014.