某型柴油機換熱器設計及仿真分析

韓榮，蔣炎坤，陳燁欣

華中科技大學 能源與動力工程學院，湖北 武漢 430074

0 引言

換熱器將熱流體的部分能量傳遞給冷流體實現降溫或加熱，在石油化工、能源動力等諸多行業應用廣泛[1-2]。換熱器種類較多，根據結構形式可分為噴淋式換熱器、沉浸式蛇管換熱器、板式換熱器和管殼式換熱器[3-4]，其中管殼式換熱器結構簡單、造價低廉、選材廣泛、高溫工況適應能力強，且可靠性高[5-6]，在氣-液熱交換中使用較多。

目前水下動力裝置多采用柴油機，中高負荷時，由于排氣溫度過高，導致隱身性能下降，因此需要設計獨立的排氣降溫系統，換熱器應用在水下動力裝置冷卻上的研究較少。本文中根據某水下工作柴油機排氣冷卻需求，對管殼式換熱器進行設計和仿真分析。

1 換熱器設計

柴油機高溫煙氣在管殼式換熱器中與水進行熱交換，經過冷卻后通過管道排向大氣。為使換熱更均勻，要求廢氣在管外流動、冷卻水在管內流動。設計的換熱器主要技術參數為：進口排氣溫度為550 ℃，出口溫度低于180 ℃，廢氣在換熱器中壓損小于6 kPa，換熱器主體尺寸長寬高分別不大于1000、400、400 mm。系統設計總體思路為：滿足結構尺寸要求條件下，排氣溫度盡可能低，換熱器中壓損盡可能小。

1.1 管殼式換熱器計算

1.1.1 確定定性溫度與物性參數

排氣入口溫度為550 ℃，出口溫度為180 ℃；冷卻水入口溫度為25 ℃，出口溫度為60 ℃。對于一般氣體和水等低黏度流體，其定性溫度可以取流體進、出口的平均溫度[7]。排氣定性溫度tm1=365 ℃，水的定性溫度tm2=42.5 ℃。本文中以廢氣和水分別代替熱、冷流體，根據定性溫度查表[8]可得廢氣的定壓比熱容為Cp1=1.140 8 kJ/(K·kg)，水的定壓比熱容為Cp2=4.174 kJ/(K·kg)。

1.1.2 估算流體流量

發動機排量為6.8 L，自然吸氣轉速為2000 r/min，進氣溫度為60 ℃，由質量守恒計算可得廢氣質量流量qm1=0.124 kg/s。

根據熱平衡，換熱功率

P=qm1Δt1Cp1=qm2Δt2Cp2，

(1)

式中：Δt1為氣體溫差，Δt2為冷卻水溫差，qm2為冷卻水質量流量。由式(1)可得qm2=0.358 kg/s。

逆流情況下的理論溫差

(2)

式中：Δtmax為冷、熱流體進出口溫差的較大值，此處為氣體進出口溫差；Δtmin為冷、熱流體進出口溫差的較小值，此處為冷卻水進出口溫差。

平均有效溫差

Δtm=ΨΔt1m,c，

(3)

式中Ψ為溫差修正因子。由式(2)(3)可得，Δtm=87.23 K。

理論傳熱面積

(4)

式中：K為水與氣的對流傳熱系數,K約為20～70 W/(m2·K)，考慮換熱器中還存在部分冷凝換熱，傳熱系數進一步增大，取K=110 W/(m2·K)。

由式(4)可得，F0=5.45 m2。

1.2 管殼式換熱器內部結構參數

殼體外部寬度W0=360 mm，外部高度H0=360 mm，外殼體厚度δ0=6 mm，則殼體寬度W1=348 mm，高度H1=348 mm。換熱管管束外徑d0=25 mm，管心距d1=32 mm，換熱管厚度δ1=1.5 mm，假設管數n=109。

實際換熱面積

F1=nπd0L0，

(5)

式中：L0為換熱管的長度，L0=650 mm。

由式(5)可得，F1=5.6 m2。

管束采用正三角形布置方式，氣體流動方向垂直于其中的一條邊，同時為增強換熱器的換熱能力，采用弓形折流板以加強熱流體對管束的橫向沖刷，流動死角小，結構簡單[9-10]。弓形折流板的缺口高度和板間距是影響傳熱效果和壓損的2個重要因素。缺口高度一般為內部尺寸的20%～45%，此處取缺口高度h=140 mm[11]。

1.3 管殼式換熱器設計

換熱器整體設計如圖1所示、剖面圖如圖2所示。柴油機排出的高溫煙氣經過紅色管殼式換熱器，被冷卻降溫后排向大氣。

圖1 換熱器整體設計圖 圖2 換熱器剖面圖

2 仿真分析

2.1 邊界條件及初始化條件

模型材料采用304不銹鋼，模擬計算時，管殼式換熱器的邊界條件主要為進口、出口、壁面、接觸面熱阻及流固耦合面邊界條件[12]。入口邊界條件為：分別設置在管側和殼側的2個入口處，方向與入口的法向方向平行；殼側和管側的邊界條件都設置為質量流量和流體溫度。出口邊界條件為:殼側設置為壓力出口，管側為環境壓力出口。耦合邊界條件為：管側和殼側的流固耦合面上，管側與殼側的流體溫度分別與自身一側的壁溫相等。壁面邊界條件為：在管壁和折流板的流固結合面上，定義為無滑移、光滑和絕熱壁面[13-14]。具體邊界條件參數如表1所示。

表1 邊界條件

2.2 流體仿真計算結果分析

利用SolidWorks中的Flow Simulation模塊迭代計算，計算結果如表2所示。換熱器內部壓力跡線如圖3所示(圖中單位為Pa)，溫度跡線如圖4所示(圖中單位為K)。

表2 仿真計算結果

圖3 換熱器內部壓力跡線 圖4 換熱器內部溫度跡線

由表2可知:1)殼側出口平均溫度為161.94 ℃，殼側出、入口溫差為388.06 ℃；管側出口平均溫度為62.30 ℃，溫差為37.30 ℃；2)殼側出口平均壓力為107.275 kPa，殼側出、入口壓差為5.95 kPa，低于設計要求的6 kPa，換熱器的總體設計滿足要求。

由圖3、4可知：換熱器中冷卻水的溫度和壓力變化較小，說明該設計中水的質量流量可以滿足換熱需求；廢氣溫度和壓力均沿著殼程流體流動方向不斷降低，每經過一個折流板，會產生明顯的溫降和壓降；在折流板根部與殼體連接處無跡線經過的區域較小，說明流動死區較小。

3 換熱管布置方式對換熱器性能的影響

不同換熱管排布方式影響換熱器換熱能力和整個系統沿程阻力，導致壓損不同[15]。為了得到壓損更小的設計方案，進一步探究不同換熱管布置方式對換熱器性能的影響。常見換熱管布置方式有正三角形、轉角三角形、正方形和轉角正方形4種排列方式[16-17]，如圖5所示。

a)正三角形 b)轉角三角形 c)正方形 d)轉角正方形圖5 換熱管布置方式

不改變管徑、管心距等參數，探究不同布置形式對換熱管換熱能力的影響。換熱器外形確定時，不同布置形式下換熱器的最大換熱管數量不同，轉角三角形和正三角形布置時換熱管為109根，正方形布置時為96根，轉角正方形布置時為97根；正方形布置形式換熱管的管縫之間更均勻，容易清洗換熱管外表面，適用于冷流體易造成雜質粘附管壁的情況。邊界條件等參數保持不變，對不同布置方式下的換熱效果進行仿真計算，結果如表3所示。

表3 不同布置方式的仿真結果

由表3可知：1)當換熱器外殼為圓柱形，布置形式為正三角形和轉角三角形時，換熱管數量比正方形和轉角正方形多；2)不改變管徑和管心距的條件下，正三角形和轉角三角形的布置形式的換熱器由于換熱管數量較多，換熱效果較好；3)采用正三角形和轉角三角形布置且換熱管數相同時，正三角形布置方式換熱器的溫降更大，同時壓損也更大。這是由于氣體流入時，與換熱管接觸更多，使得換熱效果較好，壓損也較大。所以當優先考慮壓損時，可選擇轉角三角形布置形式；當優先考慮溫降時，可選擇正三角形布置形式。

4 結論

通過理論分析和仿真計算，設計了一款滿足工程需求的換熱器，并計算了管殼式換熱器正三角形、轉角三角形、正方形和轉角正方形4種布置方式的換熱管流體的溫降和壓損。換熱管外形確定后，由于正三角形和轉角三角形布置方式的換熱管數量較多，可以增大換熱面積，提升換熱效果；正方形布置形式換熱管的管縫之間更均勻，適用于冷流體易造成雜質粘附管壁的情況。相比轉角三角形布置方式，正三角形布置方式換熱器效果更好，但壓損更高。因此，在工程設計中應根據換熱與壓損平衡選擇換熱管布置方式。