基于HTRI的螺旋折流板換熱器設計

王 密 周予東 潘曉棟 范 飛 牛曉娟

(1.蘭州蘭石能源裝備工程研究院有限公司；2.青島蘭石重型機械設備有限公司)

基于HTRI的螺旋折流板換熱器設計

王 密*1周予東2潘曉棟2范 飛1牛曉娟2

(1.蘭州蘭石能源裝備工程研究院有限公司；2.青島蘭石重型機械設備有限公司)

利用HTRI軟件對螺旋折流板換熱器進行設計，考察了螺旋角β、搭接量e和殼體長徑比L/D對搭接型螺旋折流板換熱器殼程壓降Δp、總傳熱系數U和單位壓降下的總傳熱系數Up的影響。結果表明：Δp隨著β的增大逐漸降低，隨著e和L/D的增大逐漸上升；U隨著L/D的增大逐漸上升，隨著β的增大整體呈下降趨勢，但在β為35°附近出現了一定程度的反彈，而e對U幾乎沒有影響，β在35～45°范圍內時，螺旋折流板換熱器的Up最高。

螺旋折流板換熱器 螺旋角 搭接量 長徑比 傳熱性能

管殼式換熱器占據了約40%的市場份額，被廣泛應用于石油煉化、化工生產、發電工程及余熱回收等行業[1，2]。因傳熱裝置的操作過程中需要耗費大量電力，故新型高效換熱器的研發對節能環保至關重要。換熱器傳熱效率的升高或壓差的降低，都能有效減少單元操作中泵的功耗。螺旋折流板換熱器是一種新型高效的管殼式換熱器。螺旋折流板換熱器殼程流體更接近柱塞流，可以有效消除弓形折流板后面的卡門渦，防止流體誘導振動，避免了弓形折流板的返混現象，可提高有效傳熱溫差，減少流動死區和污垢沉積，且螺旋通道內柱狀流的速度梯度影響了邊界層的形成，使傳熱系數提高[3，4]。科學家們提出了多種螺旋折流板結構，并開展了一系列實驗研究和數值模擬[5～8]。其中，以適用于正方形和輻射狀排列布管的四分扇形螺旋折流板換熱器最為常見，且已實現工業化[9，10]。

孫琪等用激光測速儀測量了搭接螺旋折流板換熱器的流場特性，著重研究了螺旋折流板傾角為35°時搭接量對速度分布、脈動速度、摩擦阻力和有效換熱面積的影響，發現隨著搭接量的增大，流動摩阻損失逐漸減小，搭接可增大換熱流程，有利于強化傳熱[11]。張翠翠通過實驗研究對比了弓形折流板冷凝器和不同角度螺旋折流板冷凝器的優劣，發現40°有泄流槽螺旋折流板冷凝器殼程壓力損失最小，能量消耗最少，阻力性能最佳[12]。但采用實驗方法研究結構參數對螺旋折流板換熱器傳熱性能的影響時，需要制造大量的換熱器模型，造成人力、物力的嚴重浪費。桑迪科和黃思應用Fluent軟件，建立了螺旋折流板換熱器殼程通道的三維物理模型，對殼程流體的速度場和壓力場進行了數值模擬，發現螺旋折流板使徑向受力更均衡，無明顯的大尺度旋渦，與弓形折流板相比，殼程單位壓降下的傳熱系數提高了30%以上[13]。但CFD模擬需要劃分高質量的網格、求解離散方程，計算周期較長。

目前，可用于螺旋折流板換熱器工藝計算的商業軟件非常少，HTRI軟件就是其中之一。它廣泛收集了工業級熱傳遞設備的試驗數據，采用全球領先的工藝熱傳遞和換熱器技術，能夠十分精確地進行各種換熱器的性能預測。HTRI軟件包含了螺旋折流板換熱器的計算程序，可以完成特定工況下流體性質、管束振動、管殼程結構、壓降和傳熱性能的工藝計算。劉朋標和朱為明開發了HelixTool程序，輔助HTRI軟件完成了螺旋折流板換熱器的設計與核算，結果與ABB集團Lummus傳熱公司的設計值吻合度良好[14]。林玉娟等運用HTRI軟件對不同殼體直徑和不同殼程介質的螺旋折流板換熱器進行了模擬，研究了殼體直徑和介質粘度對單位壓降下換熱系數的影響[15]。

螺旋折流板換熱器具有強化傳熱和殼程壓降低的特點，尤其適合高粘度、易結垢的流體或傳熱和壓降由殼程控制的體系。但現有文獻中所采用的物理模型多設定在中低壓條件下，且殼程為單相流體，不符合螺旋折流板換熱器的最佳使用環境。筆者利用HTRI軟件模擬了DEU型四分扇形螺旋折流板換熱器在煉油化工高溫、高壓、易結垢環境中的應用。在保證傳熱負荷的前提下，著重研究了螺旋角β、搭接量e和殼體長徑比L/D對殼程壓降Δp、總傳熱系數U和單位壓降下的總傳熱系數Up的影響，并給出了不同條件下螺旋折流板換熱器結構參數的最佳取值范圍。

1 物理模型

以重油-裂化產物換熱體系為研究對象，模擬螺旋折流板式DEU型換熱器在高溫高壓環境中的應用。換熱器的管程介質為重油、純液相，進出口溫度為270、309℃，進口壓力為21.6MPa；殼程介質為裂化產物，氣液兩相流體，進出口溫度分別為420、368℃，進口壓力為20.3MPa，流量為30kg/s。采用單殼程、雙管程、四分扇形非連續螺旋折流板結構。為保證殼程介質均勻流動，防止管束振動失穩，特在殼程入口處加設兩層直徑為16mm的防沖桿。換熱管外徑為25mm，管間距為32mm，以45°轉角正方形布管，具體如圖1所示。

圖1 螺旋折流板換熱器的結構簡圖

2 結果與討論

參照GB 151-2014，在保證傳熱負荷的前提下，利用HTRI對3種殼體結構的連續搭接型螺旋折流板換熱器進行設計核算：殼程內徑D=1200mm，換熱管長度L=4.8m，換熱管數為810，長徑比L/D=4；殼程內徑D=1100mm，換熱管長度L=5.5 m，換熱管數為660，長徑比L/D=5；殼程內徑D=1000mm，換熱管長度L=6.0m，換熱管數為522，長徑比L/D=6。

2.1連續搭接型螺旋折流板換熱器

β對連續搭接型螺旋折流板換熱器Δp和U的影響如圖2所示。由圖2a可知：隨著β的增大，不同L/D的換熱器的Δp均先急劇下降，后逐漸趨于穩定。β相同時，L/D越大Δp越大。這種變化趨勢隨著β的增大逐漸減弱。當β>20°時，L/D的增加對Δp的影響已非常小，不大于2kPa。由圖2b可知：隨著β的增大，換熱器的U整體呈下降趨勢，但在35°附近出現了一定程度的反彈。這說明35°的連續搭接型螺旋折流板換熱器可以在保證低殼程壓降的條件下，獲得更高的傳熱負荷。β相同時，L/D越大，U越大。

圖2 β對連續搭接型螺旋折流板換熱器Δp和U的影響

β對連續搭接型螺旋折流板換熱器Up和r的影響如圖3所示。Up1～Up3分別對應L/D為4～6時單位壓降下的總傳熱系數。由圖3a可知：隨著β的增大，不同L/D換熱器的Up均呈先上升后下降的趨勢，并在β為35～40°時達到最大值。當β<20°時，Up隨著L/D的增加而降低；當β=20°時，L/D對Up幾乎沒有影響；當β>20°時，Up隨著L/D的增加而升高。圖3b給出了不同β條件下，L/D增大時Up的下降率r的變化情況。可以看到：隨著β的增大，L/D增大時Up的下降幅度逐漸減弱，直到β=20°后，L/D增大時Up的上升幅度隨β的增大逐漸加強。結合圖2可以知道：L/D較小時，可選用β為10～15°的結構，而L/D較大時，可選用β為35～40°的結構，以保證在Δp較小的條件下獲得更高的U。

圖3 β對連續搭接型螺旋折流板換熱器Up和r的影響

2.2交錯搭接型螺旋折流板換熱器

采用交錯搭接的螺旋折流板結構，將上述3臺換熱器的折流板搭接量e均設定為0.5，再次進行設計核算，結果如圖4所示。可以看到：隨著螺旋角β的增大，交錯搭接型螺旋折流板換熱器的Δp和U與連續搭接型螺旋折流板換熱器的變化趨勢相同。交錯搭接型螺旋折流板換熱器的U與相同結構參數的連續搭接型螺旋折流板換熱器幾乎相同，但Δp上升趨勢更加明顯，且隨著β的增大，這種上升趨勢逐漸減弱。當β=5°時，L/D為4～6的交錯搭接型螺旋折流板換熱器較相同結構參數的連續搭接型螺旋折流板換熱器Δp上升了364%～657%；當β=45°時，Δp僅上升了11.3%～37.2%。為了獲得較低的Δp和較高的U，交錯搭接型螺旋折流板換熱器的β宜設置在35°左右。

圖4 β對交錯搭接型螺旋折流板換熱器Δp和U的影響

圖5給出了在不同L/D條件下交錯搭接型螺旋折流板換熱器Up和r隨β的變化曲線。由圖5a可知：L/D為4、5的換熱器Up隨著β的增大呈先上升后下降的趨勢，在β=40°時獲得最大Up；而L/D=6的換熱器Up隨著β的增大逐漸上升，在β=45°時獲得最大Up。與相同結構參數的連續搭接型螺旋折流板換熱器不同，對于β為5～45°的交錯搭接型螺旋折流板換熱器，Up均隨著L/D的增加而降低。圖5b給出了不同β條件下，L/D增大時Up的下降率的變化情況。可以看到，隨著β的增大，Up的降低趨勢逐漸減弱，直到β=45°時，r已接近于0。這說明：對交錯搭接型螺旋折流板換熱器進行結構參數設計時，應選擇較大的β和L/D，以獲取更低的Δp與更高的U和Up。

圖5 β對交錯搭接型螺旋折流板換熱器Up和r的影響

以β=40°為例，研究e對交錯搭接型螺旋折流板換熱器傳熱性能的影響。圖6給出了Δp和U隨e的變化曲線。一方面，相同L/D條件下，隨著e的增加，Δp逐漸上升，而U幾乎不變。且L/D越大，Δp的上升趨勢越陡峭。當L/D=4時，隨著e由0.0增大到0.7，Δp上升了78.6%；而當L/D=6時，Δp上升了334%。另一方面，e相同時，隨著L/D的增大，Δp和U均逐漸上升。且e越大，Δp的上升趨勢越明顯，U的上升幅度幾乎不變。當e=0時，隨著L/D由4增大到6，Δp上升了4.62%，U上升了24.3%；而當e=0.7時，Δp上升了95.8%。這說明：L/D較大的換熱器，應采用e較小的螺旋折流板結構，以在保證Δp較低的情況下，獲得更高的U和Up。

圖6 e對交錯搭接型螺旋折流板換熱器Δp和U的影響

圖7為交錯搭接型螺旋折流板換熱器Up和r隨e的變化曲線。由圖7a可知：Up隨e的增加逐漸下降，且L/D越大，下降趨勢越明顯。Up的減小是由Δp的上升引起的(圖6a)。當e<0.4時，Up隨L/D的增加而上升；當e為0.40～0.45時，L/D對Up的影響非常小；而當e>0.45時，Up隨著L/D的增加而降低。這是由L/D對Δp和U的影響強弱不同導致的(圖6b)。圖7b為不同e下，L/D增大時Up下降率的變化情況。可以看到，當e<0.4時，e越小，Up隨L/D的增大上升越明顯；而當e>0.45時，e越大，Up隨L/D的增大下降越明顯。因此，交錯搭接型螺旋折流板換熱器宜選用L/D較大的殼程結構和e較小的搭接方式，以獲取更低的Δp，更高的U和Up。

圖7 e對交錯搭接型螺旋折流板換熱器Up和r的影響

結合圖3、5的分析可以得出：采用較大β的螺旋折流板結構，可以有效緩解換熱器L/D變大所帶來的綜合傳熱性能下降的現象。而圖6顯示：選取較小的e，可以在保證傳熱負荷的前提下，有效降低Δp。但β越大、e越小，換熱管的無支撐跨距越大，管束振動增加，易引發換熱管斷裂失效，需要綜合考慮傳熱性能和使用壽命兩方面的因素。因此L/D較大的螺旋折流板換熱器可選用較大的β、較小的e；而L/D較小的交錯搭接型螺旋折流板換熱器宜選用較小的β、較大的e，以在保證使用壽命的前提下，達到更高的傳熱性能。

3 結論

3.1當β= 35°時，L/D= 4的連續搭接型螺旋折流板換熱器Up最高；當β=40°時，L/D為5、6的連續搭接型螺旋折流板換熱器和L/D為4、5的交錯搭接型螺旋折流板換熱器Up最高；當β=45°時，L/D=6的交錯搭接型螺旋折流板換熱器Up最高。

3.2Δp隨著β的增大逐漸降低，隨著e和L/D的增大逐漸上升；U隨著L/D的增大逐漸上升，隨著β的增大整體呈下降趨勢，但在35°附近出現一定程度的反彈，而e對U幾乎沒有影響。因此，若Δp過大，應適當降低e和L/D，提高β；若U較小，應適當增加L/D，并選取合適的β。

3.3對于連續搭接型螺旋折流板換熱器，L/D較小時，宜選用β為10～15°的結構，而L/D較大時，宜選用β為35～40°的結構；對于交錯搭接型螺旋折流板換熱器，β宜設置在35°左右；L/D較大時，宜選用e<0.4的結構，而L/D較小時，可選用e≥0.4的結構。

3.4β的增大和e的減少會導致換熱管無支撐跨距變大，管束振動增加，易引發換熱管斷裂失效，需要綜合考慮傳熱性能和使用壽命兩方面的因素。在壓降允許的范圍內，適當降低β，加大e和L/D，以獲取更高的U。

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DesignofHelicalBaffledHeatExchangersBasedonHTRI

WANG Mi1, ZHOU Yu-dong2, PAN Xiao-dong2, FAN Fei1, NIU Xiao-juan2

(1.LanzhouLSEnergyEquipmentEngineeringInstituteCo.,Ltd.,Qingdao266500,China; 2.QingdaoLSHeavyMachineryEquipmentCo.,Ltd.,Qingdao266500,China)

Making use of HTRI software to design helical baffled heat exchangers was implemented. The influences of helix angle (β), overlap size (e) and length-to-diameter ratio (L/D) on shell-side pressure drop (Δp), overall heat transfer coefficient (U) and heat transfer coefficient with unit pressure drop (Up) were discussed. Results show that, the Δpdecreases withβand increases witheorL/D; whileUrises gradually withL/Dand gradually decreases withβ’s rise, it partly rebounds whenβequals to 35°; andeinfluencesUllittle. Whenβranges from 35° to 45°, the helical baffled heat exchangers obtain maximalUp.

helical baffled heat exchanger,helix angle, overlap size, length-to-diameter ratio,heat transfer characteristics

*王 密，女，1987年9月生，工程師。山東省青島市，266500。

TQ053.2

A

0254-6094(2016)05-0610-06

2015-10-26，

2016-08-24)

(Continued from Page 609)

structure listed in GB/T 151-2014 Standard and the connection mode stipulated in this standard can’t be directly selected to calculate the tube-sheet thickness. Considering both loading force and stress on the tube sheet, two methods for calculating tube-sheet thickness were proposed and the heat exchanger tube’s center-to-center distance can be adopted to correct the thickness calculated. The closer calculation results prove feasibility of these two methods. Considering the fact that the heat exchanger tube header has hemispherical head and the present standard fails to provide calculation method for flat cover which connecting with the hemispherical head when the second calculation method takes the tube sheet as the flat cover in the calculation, taking the flat cover in calculation and then adopting ANSYS software to analyze and verify calculation results was proposed and applied in the engineering.

KeywordsU-tube heat exchanger, tube sheet, strength calculation, flat cover, calculation thickness, correction factor, hemispherical tube header, finite element analysis