趙忠超,米浩君,成 華,豐威仙,云 龍

(江蘇科技大學(xué) 能源與動(dòng)力工程學(xué)院,江蘇 鎮(zhèn)江 212003)

管殼式換熱器(shell and tube heat exchanger)又稱列管式換熱器,是以封閉在殼體中管束的壁面作為傳熱面的間壁式換熱器[1].這種換熱器結(jié)構(gòu)較簡單，操作可靠,可用各種結(jié)構(gòu)材料制造,能在高溫、高壓下使用,是目前應(yīng)用最廣的換熱器類型.其缺點(diǎn)主要是流動(dòng)死區(qū)大，換熱系數(shù)小,流動(dòng)壓降大[2].為了解決上述問題，20世紀(jì)60年代，研究人員提出了螺旋折流板換熱器.螺旋折流板換熱器是將折流板布置成近似的螺旋面，使換熱器中的殼側(cè)流體呈連續(xù)的螺旋狀流動(dòng)，以實(shí)現(xiàn)有效降低殼側(cè)的流動(dòng)阻力以及強(qiáng)化傳熱的目的.與常用的弓形折流板式換熱器相比，螺旋折流板式換熱器邊界膜層減薄，沒有流動(dòng)死區(qū)，污垢沉淀較少，熱阻降低，換熱系數(shù)增大，壓降損失減小，抗振性能強(qiáng)[3].提高螺旋折流板式換熱器的傳熱性能，選取合適的螺旋角至關(guān)重要，對于雙螺旋折流板換熱器同樣如此.大量的研究文獻(xiàn)表明，隨著螺旋角的增大，換熱器殼側(cè)的沿程阻力會減小，但同時(shí)換熱系數(shù)也會相應(yīng)減小[4].因此，螺旋折流板式換熱器螺旋角的選取應(yīng)當(dāng)綜合考慮阻力損失和換熱系數(shù)之間的關(guān)系,根據(jù)具體情況作出選擇.

1 模型

換熱器折流板是用來改變流體流向的板，常用于管殼式換熱器設(shè)計(jì)殼程介質(zhì)流道，根據(jù)介質(zhì)性質(zhì)和流量以及換熱器大小確定折流板的多少.折流板被設(shè)置在殼程，它既可以提高傳熱效果，又能夠起到支撐管束的作用.折流板有弓形，圓盤-圓環(huán)形，螺旋折流板等形式[5]，其中螺旋折流板有單螺旋和雙螺旋兩種(圖1,2).為了使螺旋折流板能夠用于實(shí)際生產(chǎn)，一般可以用平面板子的拼接來實(shí)現(xiàn)螺旋折流板.在搭接結(jié)構(gòu)中進(jìn)一步增加搭接距離，當(dāng)搭接距離為螺距的一半時(shí)，原來相鄰的兩塊折流板相對放置，而原來相間的折流板反而連續(xù)在一起，形成所謂的雙螺旋結(jié)構(gòu).為了區(qū)分，將普通的連續(xù)結(jié)構(gòu)稱為單螺旋結(jié)構(gòu)[6].

圖2 單螺旋換熱器結(jié)構(gòu)Fig.2 Structure of single helix heat exchanger

文中建立了管殼式雙螺旋折流板換熱器模型，在管程介質(zhì)不變的情況下進(jìn)行模擬，研究殼程直徑對雙螺旋折流板式換熱器最佳螺旋角的影響.換熱器采用單殼程、二管程的非連續(xù)形雙螺旋折板結(jié)構(gòu)，換熱器管束以等邊三角形布管.殼程進(jìn)口溫度為90℃，出口溫度為50℃；管程進(jìn)口溫度為15℃；管程和殼程進(jìn)口壓力分別為3．1，2．9 MPa.殼程流動(dòng)工質(zhì)為潤滑油，管程流動(dòng)工質(zhì)為水.

在流體力學(xué)的計(jì)算中，需要計(jì)算一些復(fù)雜的方程，主要有描寫流體的質(zhì)量守恒方程、能量守恒方程和動(dòng)量守恒方程(即N-S方程)[1].這些控制方程可以用一個(gè)通用的形式來表達(dá)：

(1)

式中:φ為通用變量,可以代表u,v,w,T等求解變量,Γφ為廣義擴(kuò)散系數(shù),Sφ為廣義源項(xiàng).不同的φ在不同的控制方程中所代表的變量是不相同的[4].

文中換熱器內(nèi)流體以湍流的形式存在,進(jìn)行數(shù)值計(jì)算過程中采用最廣泛的認(rèn)可的當(dāng)屬k-ε兩方程模型.其中在此模型中，k和ε是兩未知量，與之對應(yīng)的方程為：湍流脈動(dòng)動(dòng)能方程(2)和耗散率的控制方程(3).兩方程分別得到湍流流動(dòng)的脈動(dòng)動(dòng)能k和湍流耗散率ε，進(jìn)而求得湍流應(yīng)力[7].

(2)

(3)

式中：ui,uj為時(shí)均速度，μ為流體動(dòng)力粘度，μt為湍動(dòng)粘度，σk和σε分別是與湍動(dòng)能k和耗散率ε對應(yīng)的prandtl數(shù)，c1和c2為經(jīng)驗(yàn)常數(shù)，通常c1=1.44,c2=1.92.

整個(gè)數(shù)值模擬的過程,殼程壓降與殼程換熱系數(shù)是主要的性能參數(shù),對于螺旋折流板換熱器,殼程對流換熱系數(shù)ho為[8]:

(4)

式中:JHo為殼程傳熱因子,無因次;CP為殼程流體定壓比熱容,J/kg·k-1;λoD為殼程材料導(dǎo)熱系數(shù),w/(m·k)；λ為殼程流體導(dǎo)熱系數(shù),w/(m·k)；φo為殼程壁溫校正系數(shù),無因次;εh為旁路檔板傳熱校正系數(shù),無因次.公式的具體含義可查閱文獻(xiàn)(7).根據(jù)Kerm法推導(dǎo)出螺旋折流板換熱器殼程膜傳熱系數(shù)基本形式[7]:

(5)

根據(jù)單弓形折流板管內(nèi)及殼程壓力降,結(jié)合實(shí)際的試驗(yàn)數(shù)據(jù)推導(dǎo)出螺旋折流殼程壓力降近似公式:

(6)

2 不同螺旋角的換熱性能對比

在殼體直徑為1 400 mm,管長為7 000 m,管徑為16 mm,殼側(cè)進(jìn)出口直徑為250 mm,管側(cè)進(jìn)出口直徑為200 mm,管束在正三角排列的情況下,分別選擇螺旋角為3°～15°,以1°為步長.在此條件下計(jì)算殼程傳熱系數(shù)、壓力降，以及不同螺旋角時(shí)單位壓降下的換熱系數(shù).

2.1 殼程換熱系數(shù)隨流量的變化

在相同的幾何結(jié)構(gòu)條件下，不同的殼側(cè)進(jìn)口流量影響對流換熱系數(shù).從圖3可以看出：在螺旋角θ相同時(shí)，雙螺旋折流板換熱器的殼程對流換熱系數(shù)k隨著殼程進(jìn)口流量的增大而增大.在流量相同時(shí)，雙螺旋折流板式換熱器殼程對流換熱系數(shù)h隨著螺旋角度的減小而增大.

主要原因是：對于雙螺旋折流板換熱器，殼體內(nèi)徑、螺旋角及折流板間距三者是相互關(guān)聯(lián)的.當(dāng)殼體內(nèi)徑一定時(shí)，雙螺旋折流板間距隨著雙螺旋折流板的螺旋角的增大而增大，因此，殼程最小截面面積也隨之增大.在相同的殼程流量下，最小截面的流速較低，不利于換熱.其次，螺旋角越小，流動(dòng)的切向分量越大，越有利于橫向沖刷換熱管，減小邊界層厚度，增強(qiáng)流體產(chǎn)生湍流，更有利于換熱.而且，切向速度分量可使流體產(chǎn)生離心慣性力，在離心慣性力的作用下，產(chǎn)生二次流動(dòng)，即沿半徑方向流動(dòng)，也使流動(dòng)擾動(dòng)大幅度增加，所以增強(qiáng)了換熱.

圖3 流量與螺旋角對殼程換熱系數(shù)的影響Fig.3 Influence of flow and helix angle on the heat transfer coefficient

2.2 殼程壓降隨流量的變化

殼程流速對換熱器的換熱系數(shù)有影響，流速越大，換熱器的換熱系數(shù)就越高.而殼側(cè)的壓降對殼側(cè)的流速有影響，殼程壓降越少流速越大.從圖4可以看出：螺旋角度相同時(shí)，雙螺旋折流板換熱器的殼程阻力Δp隨著流量的增大而增大.流量相同時(shí)，螺旋折流板換熱器的殼程阻力隨著螺旋角度的減小而增大.其原因是：流量的增大使邊界層變成湍流邊界層，邊界層分離點(diǎn)提前，管束后面產(chǎn)生大量的漩渦，漩渦運(yùn)動(dòng)增強(qiáng)流體徑向混合，使得徑向速度分布越來越均勻，脈動(dòng)速度增大；湍動(dòng)速度越大，殼程壓降越大.

圖4 流量與螺旋角對殼程壓降的影響Fig.4 Influence of flow and helix angle on the pressure drop

2.3 殼程單位壓降換熱系數(shù)隨流量的變化

大量的文獻(xiàn)資料表明[9]，隨著螺旋角的增大，換熱器殼側(cè)的壓降會減小，但同時(shí)對流換熱系數(shù)也會相應(yīng)減小.因此，螺旋折流板式換熱器螺旋角的選取應(yīng)當(dāng)綜合考慮壓降和換熱系數(shù)之間的關(guān)系.對流傳熱的性能不僅取決于流體的速度和物性以及流體與固體壁面間的溫差，還取決于流體速度場與熱流場之間協(xié)同的程度.對流傳熱的場協(xié)同數(shù)Fc[10]為：

(7)

式中:Nu為殼程努賽爾數(shù).

場協(xié)同數(shù)Fc的值代表對流引起的熱源強(qiáng)度在全場的總和,反應(yīng)了整個(gè)對流傳熱過程中速度場與熱流場的協(xié)同程度,值越大,表明速度場與熱流場的協(xié)同性越好,傳熱效果越好.

從圖5可以看出：螺旋角度一定時(shí)，單位壓降下的殼程傳熱系數(shù)隨著殼程流量的增加而降低.在不同流量下，殼程場協(xié)同數(shù)存在最大值，所對應(yīng)的螺旋角度為6°～8°間，這是最佳螺旋角范圍.

圖5 流量與螺旋角對殼程協(xié)同角的影響Fig.5 Influence of flow and helix angle on the coefficient of performance

3 不同管長換熱器的換熱性能對比

在殼體直徑為1 400 mm,管徑為16 mm,殼側(cè)進(jìn)出口直徑為250 mm,管側(cè)進(jìn)出口直徑為200 mm,管束以正三角排列,流量為30 kg/s的情況下,分別選擇管長為7,8,9 m,在此情況下計(jì)算殼程傳熱系數(shù)、壓力降,以及不同螺旋角條件下的單位壓降換熱系數(shù).

3.1 殼程換熱系數(shù)隨管長的變化

管殼式換熱器的換熱管長度與殼徑之比有一適合值，不宜太大亦不宜過小.本文以換熱器設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)為參考，管長與殼徑的比例在5～10之間選取.從圖6可以看出，當(dāng)殼體直徑相同、流量相同、螺旋角相同時(shí)，不同管長的換熱器的對流換熱系數(shù)近乎相等，雙螺旋折流板換熱器的管長對換熱器對流換熱系數(shù)影響甚少.

圖6 管長與螺旋角對殼程換熱系數(shù)的影響Fig.6 Influence of tube length and helix angle on the heat transfer coefficient

3.2 單位管長壓降隨管長的變化

流體經(jīng)過的路程越長，沿程阻力越大，壓降越大.在圖7中可以看出，螺旋角度相同時(shí)，雙螺旋折流板換熱器的殼程阻力ΔP隨著管長的增大而增大，但隨著螺旋角的增大，管子的長度對壓降的影響越來越少.因此在適應(yīng)殼徑所對應(yīng)的管長范圍內(nèi)，螺旋角度越大，管長對換熱器的壓降影響越少.

圖7 管長與螺旋角對殼程壓降的影響Fig.7 Influence of tube length and helix angle on the pressure drop

3.3 殼程單位壓降換熱系數(shù)隨管長的變化

文中以單位壓降下的換熱系數(shù)為衡量換熱器傳熱效益的標(biāo)準(zhǔn)，作為性能系數(shù).從圖8可以看出：螺旋角度一定時(shí)，單位壓降下的殼程傳熱系數(shù)隨著殼程管長的增加而降低.在不同管長下，單位壓降下的殼程傳熱系數(shù)存在最大值.螺旋角在6°～8°間存在一個(gè)最佳螺旋角.因此6°～8°是最佳螺旋角范圍.由此可知，管長對最佳螺旋角的大小無明顯影響.

圖8 管長與螺旋角對殼程性能系數(shù)的影響Fig.8 Influence of tube length and helix angle on the heat transfer coefficient

4 最佳螺旋角隨殼體直徑的變化

從上文已知,流量一定時(shí),螺旋角小于7°時(shí)隨著角度的增大單位壓降下的換熱系數(shù)升高;大于7°時(shí)隨著角度的增大,性能系數(shù)下降,流量越小這種規(guī)律越明顯,這說明6°～8°是殼徑R為1 400 mm時(shí)的最佳螺旋角范圍.流量對最佳螺旋角的大小無明顯影響.

用同樣的方法模擬了殼徑D分別為700,800,900,1 000,1 100,1 200,1 300 mm的螺旋折流板式換熱器，發(fā)現(xiàn)都有如下規(guī)律.圖9所示，兩線所圍區(qū)域?yàn)樽罴崖菪欠秶?從圖中可看出隨著殼徑的增大，雙螺旋折流板換熱器最佳螺旋角范圍有下降趨勢.

圖9 最佳螺旋角隨殼徑的變化Fig.9 Relationship between shell diameter and optimization helix angle

5 結(jié) 論

1) 相同螺旋角度的雙螺旋折流板換熱器，隨著殼程流量的增大壓降減小，換熱系數(shù)增大，殼程性能系數(shù)(即單位壓降下的換熱系數(shù))下降.

2) 殼程流量相同的雙螺旋折流板換熱器螺旋角度增大，殼程壓降減小，殼程換熱系數(shù)也減小.螺旋角小于最佳螺旋角時(shí)，隨著螺旋角度的增大，殼程單位壓降下的換熱系數(shù)升高.

3) 殼徑一定時(shí)，最佳螺旋角一定，殼程流量的改變對最佳螺旋角的大小無影響.殼徑一定時(shí)，最佳螺旋角一定，殼程流量一定時(shí)，管長的改變對最佳螺旋角的大小無影響.

4) 隨著殼徑的增大，雙螺旋折流板換熱器的最佳螺旋角有下降趨勢.

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