板式換熱器性能的數(shù)值模擬

徐志明, 王月明, 張仲彬

(東北電力大學 能源與動力工程學院,吉林 132012)

板式換熱器(PHE)具有新型、高效及緊湊等特點,近幾十年得到了廣泛的應用和發(fā)展.目前研究的板式傳熱器的性能主要體現(xiàn)在傳熱特性和壓降兩個方面,目的是提高傳熱效果和降低壓降[1].Flavio等[2]通過數(shù)值模擬和試驗兩種方法對由平板構成的換熱器進行了傳熱特性的研究,并描繪了流道內(nèi)的溫度場和速度場.Carla等[3]等運用數(shù)值模擬軟件Fluent模擬了1/2人字形波紋區(qū)域流道內(nèi)牛奶的流動與傳熱特性,認為在波紋接觸點處的傳熱效果最好.崔立祺[4]對人字形波紋板式換熱器的主流區(qū)進行了計算和分析,并利用計算結果擬合了各幾何參數(shù)與努塞爾數(shù)、壓力降之間的關系曲線.

本文根據(jù)BR0.015F型人字形板式換熱器的實際結構尺寸建立了完整的幾何模型.采用標準k-ε的RNG湍流模型進行了模擬計算,冷熱流道采用相等流速,并通過計算得到板式換熱器進、出口的壓降和溫差,然后用試驗測量結果驗證模擬計算結果的準確性.

1 換熱器的數(shù)值計算模型

1.1 物理模型

研究對象為BR0.015F型人字形板式換熱器,其特征參數(shù)列于表1.板片的材料為304不銹鋼[5],比熱容 c=6.44×102J/(kg?K),密度 ρ=7 600 kg/m3,導熱系數(shù) λ=644 W/(m?K).圖1為冷熱雙流道流動與傳熱計算模型.從圖1可知:冷熱流體單邊逆向[6]流動,上側(cè)流道為熱流體,A端流入,B端流出;下側(cè)流道為冷流體,C端流入,D端流出.

1.2 相關假設

由于研究的傳熱問題沒有相變,流道內(nèi)的溫差較小,故進行如下假設:①流動各物理量不隨時間變化,設為定常流動;②流體為不可壓縮的牛頓流體;③重力和浮升力的影響忽略不計;④忽略流體流動時的黏性耗散作用所產(chǎn)生的熱效應.

1.3 數(shù)學模型

相關的控制方程如下:

表1 BR0.015F型換熱器的特征參數(shù)Tab.1 Characteristic parameters of BR0.015F p late heat exchanger

圖1 冷熱雙流道流動與傳熱計算模型Fig.1 Calculation model for flow and heat transfer in cold and hot flow channels

連續(xù)性方程

式中:u、v和w分別為x、y和z方向上的速度分量,m/s.

動量方程

式中:i為方向;U i為i方向上的速度分量,m/s;ρ為流體密度,kg/m3;p為壓力分量,Pa;μ為動力黏度,kg/(m?s).

能量守恒方程

式中:T為溫度,K;α為流體熱擴散率,m2/s.

RNG k-ε模型

式中:Gk為由平均速度梯度引起的湍動能k的產(chǎn)生項;t為瞬時值,℃、C2ε均為經(jīng)驗常數(shù);αk 和 αε分別為湍動能 k和耗散率ε對應的 Prandtl=1.42;C2ε=1.68;Cμ=0.084 5;αk=αε=1.39;μeff=

1.4 邊界條件

1.4.1 進出口邊界條件

進口采用速度入口條件,進口溫度采用試驗測得的數(shù)據(jù),速度由流量計算得到;出口采用壓力出口條件,其值由試驗測量得到.

1.4.2 壁面條件

外部邊界為無滑移速度邊界條件,冷熱流道相接觸的面設為傳熱面,其余各面設為絕熱邊界條件.

1.4.3 網(wǎng)格劃分

通過Pro/e軟件建立模型,并采用Gambit軟件進行網(wǎng)格劃分.由于傳熱器內(nèi)部結構復雜,先將模型按進出口、分流區(qū)和波紋傳熱區(qū)分割成10部分,并各自填充網(wǎng)格,然后按梯次加密網(wǎng)格.當平均Nu開始穩(wěn)定、不再發(fā)生變化時,此時網(wǎng)格密度已經(jīng)足夠滿足模擬精度的要求.

2 數(shù)值模擬結果與分析

筆者對四平巨元瀚洋板式換熱器廠提供的BR0.015F型人字形板式換熱器進行了數(shù)值模擬,為了滿足工業(yè)中的應用和為開發(fā)設計提供參考依據(jù),選取板式換熱器的板間流速在0.2～0.6m/s的工況進行研究.

2.1 板式換熱器流道內(nèi)的速度場、溫度場和壓力場

圖2為BR0.015F型板式換熱器流道內(nèi) y=0.1mm截面上的速度分布.圖2右側(cè)為流體進口,左側(cè)為出口.在板片邊緣和中間板片與板片接觸點附近的流速較慢,傳熱效果較差.從圖2可知:在進出口分配區(qū)域及分配區(qū)域附近的傳熱區(qū)存在明顯的流動分配不均勻,因此必然導致板片寬度方向上的傳熱不均勻.

圖2 BR0.015F型板式流道內(nèi)y=0.1mm截面上的速度分布Fig.2 Velocity distribution of section y=0.1 mm in flow channel of BR0.015F plate heat exchanger

圖3為冷熱流道接觸面上的局部速度分布,圖4為換熱器的局部流線分布.換熱器的主要流動形態(tài)有2種[7]:十字流和曲折流.流體先在一個板片上沿溝槽流動,當?shù)竭_板片的邊緣時,被反射折轉(zhuǎn)到通道另一個板片的溝槽中流向另一邊緣,這種形態(tài)稱為十字交叉流.流體仍沿溝槽流動,但折返點不再出現(xiàn)在板片的左、右兩側(cè),而是發(fā)生在波紋的觸點,流動呈連續(xù)、并行的小波紋狀,這種形態(tài)稱為曲折流.

圖3 冷熱流道接觸面上的局部速度分布Fig.3 Local velocity distribution on the interface of cold and hot flow channels

圖4 換熱器的局部流線分布Fig.4 Local stream line distribution in the heat exchanger

從圖3和圖4上已經(jīng)反映出從十字交叉流向曲折流過渡的特征,但流型仍為十字交叉流,這種流動有助于增大湍流程度,增強傳熱效果,但同時流道內(nèi)的壓力損失也較大.

圖5為波紋傳熱面上的溫度分布.在圖5下側(cè)左端為熱流體入口,右端為出口,右上側(cè)為低溫區(qū),左下側(cè)為高溫區(qū).從圖5可知:進口分配區(qū)域附近的波紋板面沿寬度方向的溫差較大.此外,在進出口連線一側(cè)比另一側(cè)溫度高,在流體出口一側(cè)的上端可發(fā)現(xiàn)明顯的傳熱“死區(qū)”.同時,從圖5可看到由于流體分配不均而導致的流道內(nèi)的溫度分布不均.

圖5 波紋傳熱面上的溫度分布Fig.5 Temperature distribution on corrugated heat transfer surface

圖6 冷熱流道接觸面上熱側(cè)的壓力分布Fig.6 Pressure distribution at hot side of interface of cold and hot flow channels

圖6、圖7分別為冷熱流道接觸面上熱側(cè)的壓力分布和冷側(cè)的壓力分布.圖6上側(cè)左端為熱流體入口,右端為出口.圖7下側(cè)右端為冷流體入口,左端為出口.圖6右側(cè)代表高壓區(qū),圖7右側(cè)代表低壓區(qū),圖中等壓線的分布與界面縱向稍有傾斜,且在出口分配區(qū)域傾斜略有增大,這說明在流道內(nèi)的流速分布是不均勻的.

圖7 冷熱流道接觸面上冷側(cè)的壓力分布Fig.7 Pressure distribution at cold side of interface of cold and hot flow channels

2.2 模擬數(shù)據(jù)的處理

冷熱流體的對流傳熱系數(shù)可用相似準則方程表示為:

分別用1和2表示熱流體和冷流體,兩流體的對流傳熱系數(shù)可以進一步表示為:

傳熱熱阻方程為:

對模擬計算數(shù)據(jù)進行線性分析,得到冷熱流體對流傳熱系數(shù)的準則方程:

式(10)的適用范圍為 1 280≤Re≤3 830,其結果相關性為99.45%.

圖8為總傳熱系數(shù)隨Re變化的曲線,圖9為壓降隨Re變化的曲線.從圖8可知:隨著流體Re的增大,總傳熱系數(shù)k也增大,但趨勢逐漸趨于平緩.從圖9可知:隨著流體Re的增大,冷熱流體通道的阻力壓降Δp均增加,且增加的趨勢越來越明顯.因此,在選擇和使用換熱器時,應根據(jù)不同的工況要求綜合考慮,以尋求傳熱性能與阻力特性之間最優(yōu)化的關系,達到傳熱性能與經(jīng)濟性的最優(yōu)化.

圖8 總傳熱系數(shù)隨Re的變化Fig.8 Total heat transfer coefficient vs.Reynolds number

圖9 壓降隨 Re的變化Fig.9 Pressure drop vs.Reynolds number

3 計算方法的驗證

本文數(shù)值模擬驗證所需的試驗數(shù)據(jù)均來自于BR0.015 F型人字形板式換熱器試驗測量得到的數(shù)據(jù),試驗原理和試驗方案參見《板式換熱器傳熱和阻力特性的實驗研究》[8].在試驗過程中,筆者采用便于操作的等流速法,即冷熱兩個流道進口速度保持一致,在模擬計算過程中考慮了溫度對流體物性參數(shù)的影響.試驗與模擬數(shù)據(jù)計算結果的對比列于表2.在表2中的每一個工況,上側(cè)為熱流體通道,下側(cè)為冷流體通道.模擬計算得到的進出口溫差和壓降與試驗測量值間的誤差均小于6%.

4 結 論

(1)模擬計算得到的板式換熱器進出口溫差和壓降與試驗測量值的誤差均小于6%.

(2)由于板式換熱器進口分配區(qū)域的結構布置不合理,導致流體在流道內(nèi)的流動分配不均勻.

(3)因流體流動的分布不均造成波紋區(qū)域溫度分布不均,導致在板式換熱器進出口的另一側(cè)出現(xiàn)明顯的傳熱“死區(qū)”.

(4)板式換熱器的總傳熱系數(shù)和流道阻力壓降均隨著流體流速的增大而增大.

(5)在模擬計算過程中,對冷熱流道采用相同流速,并充分考慮了流體各個狀態(tài)的物性參數(shù),具有工程實際意義.

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