李 青，孟 瑋，王 鵬

(1. 中國(guó)電子科技集團(tuán)公司第十八研究所， 天津 300384；2. 西安電子科技大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院， 陜西 西安 710071；3. 中國(guó)電子科技集團(tuán)公司第二十研究所， 陜西 西安 710068)

基于Fluent的管殼式換熱器數(shù)值模擬及優(yōu)化*

李 青1，2，孟 瑋3，王 鵬2

(1. 中國(guó)電子科技集團(tuán)公司第十八研究所， 天津 300384；2. 西安電子科技大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院， 陜西 西安 710071；3. 中國(guó)電子科技集團(tuán)公司第二十研究所， 陜西 西安 710068)

文中針對(duì)當(dāng)前管殼式換熱器結(jié)構(gòu)特點(diǎn)及特性，提出了T型折流板和Y型折流板2種新的折流板結(jié)構(gòu)。利用ANSYS Workbench平臺(tái)，創(chuàng)建了T型折流板和Y型折流板管殼式換熱器的幾何模型及有限元模型。同時(shí)，利用Fluent分析了換熱器在不同流體入口速度下的殼程流動(dòng)及換熱性能。針對(duì)Y型折流板管殼式換熱器，研究了折流板側(cè)板夾角對(duì)Y型折流板換熱器殼程換熱性能的影響。利用Design Exploration多目標(biāo)優(yōu)化工具，對(duì)T型折流板的結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行了優(yōu)化。

管殼式換熱器；折流；Fluent；優(yōu)化

引 言

多功能、大功率、小體積是當(dāng)前電子設(shè)備的發(fā)展方向。隨著功率越來(lái)越高、體積越來(lái)越小，電子設(shè)備的散熱問(wèn)題變得越來(lái)越突出。在很多情況下(例如：高功率激光器、大功率相控陣天線、空間站)，需要將電子設(shè)備發(fā)出的熱量通過(guò)液體傳輸?shù)綋Q熱器，再通過(guò)換熱器的熱交換將熱量散出去。因此，換熱器作為其中最為核心的一環(huán)，其換熱性能好壞對(duì)電子設(shè)備功效有著非常重要的意義。隨著換熱器在電子裝備中應(yīng)用范圍的擴(kuò)大，應(yīng)用環(huán)境的多樣化，對(duì)換熱器的結(jié)構(gòu)和換熱性能提出了新的挑戰(zhàn)和要求[1]。

文獻(xiàn)[2-13]對(duì)傳統(tǒng)管殼式換熱器進(jìn)行了結(jié)構(gòu)改進(jìn)。文獻(xiàn)[2]對(duì)弓形折流板換熱器和連續(xù)螺旋折流板換熱器殼程的流場(chǎng)、流動(dòng)阻力和換熱進(jìn)行了數(shù)值模擬分析，并對(duì)計(jì)算結(jié)果進(jìn)行了驗(yàn)證。結(jié)果表明，螺旋折流板換熱器中的流場(chǎng)分布相對(duì)于弓形折流板換熱器較為均勻。同時(shí)，在相同流量條件下，螺旋折流板換熱器殼

程的流動(dòng)壓降低于弓形折流板換熱器，但單位壓降下的換熱系數(shù)有很大的提高，大約是弓形折流板換熱器的1.3倍。

文獻(xiàn)[3]提出了一種新型折流板換熱器——球面弓形折流板換熱器，建立了球面弓形折流板換熱器和普通弓形折流板換熱器數(shù)值分析模型，得到了殼程流體流場(chǎng)分布情況以及殼程壓力降和傳熱系數(shù)。結(jié)果表明在相同結(jié)構(gòu)參數(shù)和入口流速條件下，球面弓形折流板換熱器殼程壓力降比普通弓形折流板換熱器降低了8%～11%，殼程傳熱系數(shù)降低了1%～5%。

文獻(xiàn)[8]將花格板換熱器作為一種新型的管殼式換熱器進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)研究。結(jié)果表明，在相同的條件下，花格板換熱器的綜合性能要比弓形折流板高20%～30%，但是折流板換熱器在低Re時(shí)，換熱效果并不理想。

本文以傳統(tǒng)的單弓形折流板管殼式換熱器為基礎(chǔ)，提出了T型折流板和Y型折流板2種新型折流板結(jié)構(gòu)。使用Fluent流場(chǎng)分析軟件分別模擬T型和Y型2種不同結(jié)構(gòu)形式折流板管殼式換熱器的流場(chǎng)分布。根據(jù)模擬結(jié)果，對(duì)T型折流板結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化，得到最佳結(jié)構(gòu)參數(shù)。

1 建立模型

針對(duì)傳統(tǒng)管殼式換熱器存在的問(wèn)題，本文提出了2種改進(jìn)方法，即T型和Y型折流板管殼式換熱器。同時(shí)，為與傳統(tǒng)的單弓形折流板管殼式換熱器形成對(duì)比，除折流板形狀不同外，其余尺寸完全相同，為方便建模及計(jì)算，做了一定程度的簡(jiǎn)化，幾何模型結(jié)構(gòu)的主要尺寸見(jiàn)表1，熱管數(shù)目為14根。

表1 管殼式換熱器結(jié)構(gòu)主要尺寸 mm

殼程外徑Do殼程內(nèi)徑Di管程外徑do管程內(nèi)徑di殼程總長(zhǎng)折流板高度板間距30028040301600190400

圖1是2種管殼式換熱器的網(wǎng)格結(jié)構(gòu)示意圖。根據(jù)各種模型的應(yīng)用范圍以及參考文獻(xiàn)所提供的內(nèi)容，本文選擇k-ε模型作為管殼式換熱器的物理模型。

圖1 折流板換熱器網(wǎng)格示意圖

為簡(jiǎn)化計(jì)算，本文以水作為換熱器內(nèi)流動(dòng)的介質(zhì)，并分別以20 ℃和90 ℃物性參數(shù)的水作為殼程流體和管程流體，假設(shè)在熱量交換過(guò)程中殼程水和管程水物性參數(shù)均保持不變。

本文雖然為穩(wěn)態(tài)求解問(wèn)題，但為了加快收斂速度、得到更好的計(jì)算結(jié)果，對(duì)各求解參數(shù)進(jìn)行初始化。初始化時(shí)使用殼側(cè)流體入口邊界值進(jìn)行計(jì)算。除去上述幾個(gè)參數(shù)需要單獨(dú)設(shè)定外，其他求解參數(shù)均使用默認(rèn)設(shè)置即可得到滿足要求的結(jié)果。

2 數(shù)值模擬結(jié)果分析

2.1 不同形狀折流板對(duì)管殼式換熱器性能的影響

本文創(chuàng)新性地提出了T型和Y型2種新的折流板形狀，并進(jìn)行了數(shù)值仿真，得到了換熱器殼程內(nèi)部流場(chǎng)變化情況，然后對(duì)所得結(jié)果進(jìn)行具體分析。

2.1.1 不同形狀折流板換熱器壓力分布

利用Fluent后處理工具可以得到換熱器殼程進(jìn)出口壓差的具體數(shù)值，將其繪制成曲線如圖2所示。

圖2 殼程壓降變化曲線

從圖2可以看出，隨著殼程流體入口流速逐漸增大，3種不同形狀折流板換熱器殼程進(jìn)出口壓差都逐漸增大，且變化速率越來(lái)越大。單弓形折流板(I型)換熱器殼程壓力的減小量普遍要高于T型折流板和Y型折流板換熱器，并且Y型壓降最小。同時(shí)，隨著入口流速的增大，相同速度下三者殼程壓降之間的差距變大。1.0 m/s時(shí)的三者壓降基本相同，3.0 m/s時(shí)，單弓形結(jié)構(gòu)的殼程壓降高于T型約20%，而高于Y型約38%。這是因?yàn)楫?dāng)殼體入口流速較小時(shí)，殼程流體平均流速也相對(duì)較小，流動(dòng)受折流板的阻礙影響不大，殼側(cè)阻力小，因此壓降也不大。當(dāng)入口流速增大，殼程流體平均流速也增大，對(duì)管束以及折流板的沖擊嚴(yán)重，受折流板阻礙嚴(yán)重，殼程阻力增大，從而使得壓降也增大。此外，由于Y型折流板對(duì)殼側(cè)流體流動(dòng)的干擾程度小于T型和單弓形，因此壓降也比后兩者低一些，而T型折流板殼程流體對(duì)管束的橫向沖刷次數(shù)要少于單弓形，因此其壓降也低于后者，并且這種情況隨著速度的增大愈加明顯。由上可見(jiàn)，從壓降的角度考慮，Y型折流板要優(yōu)于T型折流板，而T型折流板則優(yōu)于單弓形折流板。

2.1.2 不同形狀折流板換熱器溫度分布

圖3為殼程出口溫度變化曲線。由圖3可以看出，相比于單弓形換熱器，T型換熱器出口溫度最高，而Y型則最低。與單弓形相比，T型結(jié)構(gòu)折流板由于頂部橫板的存在，迫使流體往返折流，對(duì)殼程流體的擾動(dòng)程度要更大，湍流程度也更為強(qiáng)烈，同時(shí)殼程滯留區(qū)面積有所減小，有效換熱面積自然增大，換熱能力加強(qiáng)，導(dǎo)致殼程流體溫度上升。而Y型由于其折流板數(shù)目減少，雖然有效地減弱了殼程阻力，降低了殼程壓降，但Y型擋板對(duì)流體的擾流效果不如單弓形結(jié)構(gòu)強(qiáng)烈，因此設(shè)備的換熱效果也沒(méi)有后者好，從而使得殼程出口溫度也最低。由圖中曲線可知在流動(dòng)速度為1 m/s時(shí)，T型結(jié)構(gòu)擋板對(duì)換熱器換熱的增強(qiáng)效果最好，相比于單弓形折流板，進(jìn)出口溫差的提高達(dá)到約15%。因此單從殼程溫升方面來(lái)講，T型折流板性能更好。

圖3 殼程出口溫度變化曲線

2.1.3 不同形狀折流板換熱器的Nu及f

圖4為殼程N(yùn)u變化曲線。從圖4可以看出，隨著殼程流體入口速度的增大，3種形狀折流板換熱器殼程的Nu(努塞爾數(shù))均呈上升趨勢(shì)，且近似線性增大。這是因?yàn)楦鶕?jù)Nu的試驗(yàn)關(guān)聯(lián)式，Nu是以Re(雷諾數(shù))為參數(shù)的表達(dá)式，與Reα為線性關(guān)系，而Re是對(duì)流體流動(dòng)狀態(tài)的衡量指標(biāo)。當(dāng)殼程流體入口速度增大時(shí)，殼程內(nèi)部流體的平均流速也相應(yīng)增大，從而使得殼程流體湍流程度加強(qiáng)，Re增大，因此Nu也隨著流速的增大而增大。3種類型折流板換熱器殼程N(yùn)u均取得最大值，且T型Nu值要比單弓形高約8%，單弓形要比Y型高約7%。

圖4 殼程N(yùn)u變化曲線

圖5為殼程表面f變化曲線。圖5說(shuō)明，隨著殼程流體入口速度的增大，殼側(cè)表面f(摩擦因子)逐漸減小。根據(jù)殼程表面f的試驗(yàn)關(guān)聯(lián)式，f與Ren成反比。當(dāng)入口流速增大時(shí)，殼程流動(dòng)湍流程度加強(qiáng)，Re增大，從而使得f相應(yīng)減小。此外因?yàn)槿肟诹魉俚奶岣撸瑲こ唐骄魉僭龃?，在折流板的擾流作用下，對(duì)管束的沖刷作用加強(qiáng)，殼程壁面的邊界層厚度減小，殼體沿程阻力下降，表面f也減小。并且由圖可見(jiàn)，Y型對(duì)應(yīng)的殼程表面f最小，單弓形的最大，相差約20%。

圖5 殼程表面f變化曲線

2.2 不同角度Y型折流板對(duì)管殼式換熱器性能的影響

選取夾角分別為30°、50°和70°的Y型折流板作為研究對(duì)象，研究Y型折流板夾角對(duì)換熱器換熱性能的影響，得到換熱器殼程流體的流場(chǎng)分布結(jié)果并完成對(duì)結(jié)果的分析。

2.2.1 不同角度Y型折流板換熱器壓力分布

圖6為殼程壓降變化曲線。由圖6可以看出，隨著殼程流體入口速度的提高，3種角度Y型折流板管殼式換熱器殼程壓降都逐漸增大，且壓降增大的速率越來(lái)越大。流體入口速度相同時(shí)，隨Y型折流板角度增大，換熱器殼程壓降也逐漸增大，并在最大速度3 m/s時(shí)，相互之間壓降差值達(dá)到最大，70°夾角高出50°夾角約20%。這是因?yàn)?，折流板缺口高度保持不變，夾角增大導(dǎo)致板長(zhǎng)增加，引起對(duì)殼程流體的阻礙增強(qiáng)，從而使得殼程壓降增大。

圖6 殼程壓降變化曲線

2.2.2 不同角度Y型折流板換熱器溫度分布

圖7為殼程出口溫度變化曲線。圖7說(shuō)明，隨著殼程流體入口速度的增大，殼程出口溫度降低，這是由于管程熱流體流速不變，單位時(shí)間內(nèi)由熱流體攜帶的能量固定，而冷流體流量增大，即使發(fā)生熱量交換，最終結(jié)果仍然是殼程流體溫度降低。并且隨著夾角增大，Y型折流板板長(zhǎng)增加，對(duì)流體的擾流作用增大，增大了殼程流體的湍流程度，加強(qiáng)了換熱。因此在相同流速下，夾角大的溫度要高于夾角小的溫度。但由于折流板數(shù)目較少，這種差距不很明顯。

圖7 殼程出口溫度變化曲線

2.2.3 不同角度Y型折流板換熱器的Nu及f

圖8為殼程N(yùn)u變化曲線，圖9為殼程表面f變化曲線。

圖8 殼程N(yùn)u變化曲線

圖9 殼程表面f變化曲線

如圖8所示，殼程N(yùn)u隨殼程流體入口速度的增大呈線性上升趨勢(shì)，這是因?yàn)殡S著殼程流體入口速度的增大，殼程流體的湍流程度加強(qiáng)，Nu增大。并且隨著折流板角度的增大，折流板尺寸發(fā)生變化，頂端折流板兩側(cè)板變長(zhǎng)，對(duì)流體的擾動(dòng)增大，同樣加強(qiáng)了殼程流體的湍流程度。因此，角度增大，殼程N(yùn)u也增大。而殼程表面f則隨著殼程流體入口速度的增大而減小，這從其定義式中即可看出，速度增大，湍流程度增大，Re增大，f減小。而在相同流速下，隨著折流板角度的增大，殼程表面f增大。

3 T型折流板管殼式換熱器結(jié)構(gòu)優(yōu)化

影響換熱性能的因素有很多，本文僅以T型板橫板長(zhǎng)L為輸入?yún)?shù)，以殼程流體的入口壓力P和出口溫度T作為優(yōu)化模型的輸出參數(shù)，建立多目標(biāo)優(yōu)化方案。

本文定義了10個(gè)取樣點(diǎn)，均勻分布在輸入?yún)?shù)L的變化范圍10～380 mm之間，取樣點(diǎn)對(duì)應(yīng)的數(shù)據(jù)結(jié)果計(jì)算完成后，擬合出圖10所示的響應(yīng)曲線。

圖10 入口壓力隨板長(zhǎng)變化曲線

由圖10可以看出，在T型折流板橫板長(zhǎng)度小于300 mm時(shí)，壓力變化不大，總體呈緩慢上升趨勢(shì)。但當(dāng)板長(zhǎng)超過(guò)300 mm以后，壓力急劇上升。這是因?yàn)楫?dāng)板長(zhǎng)較小時(shí)，殼程流體流通截面足夠大，折流板對(duì)殼程流體的阻礙變化不明顯，隨著板長(zhǎng)的增加，在小范圍浮動(dòng)。當(dāng)板長(zhǎng)繼續(xù)增加，折流板對(duì)殼程流體的擾動(dòng)影響加大，同時(shí)流通截面減小，殼程流體流動(dòng)的速度增大，對(duì)折流板及殼體的沖刷增強(qiáng)，導(dǎo)致?lián)Q熱器殼體的沿程阻力增大，從而使得殼體兩端的壓降幅度急劇增大，亦即殼程入口壓力急劇增大。當(dāng)換熱器工作在這種狀態(tài)下時(shí)，功耗會(huì)非常大，難以滿足使用要求。而當(dāng)板長(zhǎng)繼續(xù)增大接近極值時(shí)，殼體通道幾乎堵塞，流體無(wú)法順暢流過(guò)殼程，繼續(xù)工作將造成換熱器或來(lái)流裝置損壞。

圖11描述了T型折流板換熱器出口溫度隨折流板橫板長(zhǎng)度的變化趨勢(shì)，從中可以看出，在板長(zhǎng)小于200 mm時(shí)，隨著板長(zhǎng)的增加，殼側(cè)流體的溫度也不斷上升。板長(zhǎng)介于200～300 mm時(shí)，溫度基本保持不變，只有小幅浮動(dòng)。而當(dāng)板長(zhǎng)繼續(xù)增加時(shí)，溫度快速上升。這是因?yàn)楫?dāng)板長(zhǎng)較小時(shí)，隨著板長(zhǎng)的增加，折流板對(duì)殼側(cè)流體的擾動(dòng)增大，流體的湍流程度增強(qiáng)，同時(shí)折流板背流處的換熱死區(qū)面積逐步縮小，有效換熱面積增大，整體換熱效果增強(qiáng)，流體出口溫度上升。而當(dāng)板長(zhǎng)增加到一定程度后，折流板背流處的換熱死區(qū)面積減到最小或者完全消失，此時(shí)板長(zhǎng)的增加對(duì)換熱性能的影響效果不大。繼續(xù)增加板長(zhǎng)使得通道截面繼續(xù)減小，殼程流體流速增大，殼程流體湍流加劇。同時(shí)由于通道截面的減小，流體流通受阻，流體滯留于換熱器殼程內(nèi)，溫度因此升高，但此時(shí)殼體內(nèi)部壓降過(guò)高，不適合繼續(xù)工作。

圖11 出口溫度隨板長(zhǎng)變化曲線

多目標(biāo)優(yōu)化工具在綜合衡量了換熱器殼程流體入口壓力及出口溫度隨折流板板長(zhǎng)的響應(yīng)曲線后，計(jì)算出了最優(yōu)條件，即板長(zhǎng)為263.98 mm時(shí)，換熱器換熱性能最為均衡。為方便建模仿真，取最佳板長(zhǎng)為260 mm。

圖12和圖13分別為優(yōu)化前、后的速度分布。比較圖12和圖13可以看出，折流板結(jié)構(gòu)經(jīng)優(yōu)化后，T型折流板換熱器流道中的換熱死區(qū)明顯減小，甚至基本消失，這使得殼程換熱的有效面積增大，有助于換熱效果的增強(qiáng)。

圖12 優(yōu)化前速度分布

圖13 優(yōu)化后速度分布

通過(guò)Fluent后處理工具可以得到優(yōu)化后T型折流板管殼式換熱器殼程流體出口溫度為306.05 K，相比于優(yōu)化前出口溫度305.03 K，換熱器殼程流體進(jìn)出口溫升由原來(lái)的12.03K增大到13.05K，提高約8.5%。而換熱器殼程流體進(jìn)出口壓降則由原來(lái)的10.639 20 kPa增大到11.423 79 kPa，增大了7.4%。由此可以看出，優(yōu)化后的T型折流板換熱器的溫度效率和功耗比較均衡。

4 結(jié)束語(yǔ)

1)當(dāng)殼體內(nèi)部流體的入口速度保持不變時(shí)，T型和Y型折流板管殼式換熱器殼程內(nèi)部?jī)啥藟航岛捅砻婺Σ烈蜃佣夹∮趩喂谓Y(jié)構(gòu)折流板換熱器；T型的殼體出口溫度大于單弓形，Y型則小于后者。

2)對(duì)于Y型折流板換熱器，如果折流板兩側(cè)板的夾角增大，殼程內(nèi)部?jī)啥藟航?、出口溫度、Nu及表面摩擦因子均增大，這與不同夾角折流板對(duì)流體的干擾程度不同有關(guān)。

3)采用多目標(biāo)優(yōu)化方法對(duì)T型折流板換熱器的橫板做了優(yōu)化，得到橫板長(zhǎng)度在260 mm時(shí)換熱器具有最優(yōu)的換熱及流動(dòng)性能。使得管殼式換熱器的換熱性能提高了約8.5%，流動(dòng)阻力僅增大7.4%。

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李 青(1983-)，女，工程師，主要從事信息化規(guī)劃和系統(tǒng)建設(shè)，電子設(shè)備熱控制，固體氧化物燃料電池的快速啟動(dòng)、散熱及保溫工作。

Numerical Simulation and Optimization of Tube-and-shellHeat Exchanger Based on Fluent

LI Qing1,2，MENG Wei3，WANG Peng2

(1.The18thResearchInstituteofCETC,Tianjing300384,China;2.SchoolofMechanicalandElectricalEngineering,XidianUniversity,Xi′an710071,China;3.The20thResearchInstituteofCETC,Xi′an710068,China)

This paper puts forward two new baffle plate structures of T baffle plates and Y baffle plates based on the structure characteristics and properties of current tube-and-shell heat exchanger. The geometry model and finite element model of tube-and-shell heat exchangers with T baffle plates and Y baffle plates are created through ANSYS Workbench. The fluid flow and heat transfer performance in shell pass at different inlet fluid velocities are analyzed through Fluent. For tube-and-shell heat exchanger with Y baffle plates, the effects of included angle of side baffle plates on the heat transfer performance in shell pass of the exchanger are studied. The structure parameters of T baffle plates are optimized using the multi-objective optimization tool Design Exploration.

tube-and-shell heat exchanger; baffle; Fluent; optimization

2016-06-03

TK124

A

1008-5300(2016)04-0027-05