錐紋管異徑孔折流板換熱器試驗與模擬研究

吳志偉，錢才富,劉 鋼，周金秀，劉 鵬

(1.北京化工大學，北京 100029;2.山東美陵化工設備股份有限公司，山東淄博 255430)

0 引言

管殼式換熱器廣泛應用于能源、化學工程和發電等領域[1-5]。隨著能源供應日益緊張，如何提高管殼式換熱器的換熱效果成為熱點問題,典型做法是在管殼式換熱器的管程和殼程采取措施來強化傳熱。對于管側，一般來說，普通管由高效換熱管來代替，如波紋管[6]、縮放管[7]、螺旋槽管[8]等。錢才富[9]基于波紋管提出了一種新型的換熱管——錐紋管。楊秀杰等[10]通過數值模擬，對比研究了錐紋管與波紋管的流動與傳熱性能，結果表明，在研究范圍內，錐紋管的平均對流傳熱系數比波紋管增加了5%～20%，壓力降比波紋管降低4.6%～20%。對于殼側，管束支撐結構直接影響著殼程流體的流動狀態。在傳統的弓形折流板換熱器中，殼程流體在弓形折流板的引導下垂直于管束橫向流動，增強了湍動程度，提高了傳熱效率，但在折流板附近區域形成了“傳熱死區”，同時由于流體橫向沖刷管束，激發流體誘導振動。國內外眾多學者為改善這種不理想的流動狀態，對管束支撐結構進行了大量研究。美國Philips石油公司在20世紀70年代首次提出新型的管束支撐——折流桿支撐[11-12]，與傳統的橫流管殼式換熱器相比，殼側流體由垂直于管束的Z形流動轉變為沿管束方向縱向流動，有效地克服了換熱器中的流體誘導振動、消除了傳熱死區。國內從20世紀80年代開始對新型管束支撐進行開發與研究[13]。目前出現的新型折流板主要有螺旋折流板[14]、曲面弓形折流板[15-16]、三葉孔板[17]、梅花孔板[18]、網狀孔板[19]等。

異徑孔折流板是由錢才富等[20]提出的一種新型管束支撐結構，此折流板上分布有大孔和小孔，小孔直徑與管徑相近，起支撐管束作用，殼程流體從大孔與換熱管的環形流道中流過，殼程流體不斷地收縮和噴射，形成貼壁射流效應。和傳統折流板換熱器中殼程流體橫向流動不同，異徑孔折流板換熱器殼程流體為縱流，顯著降低了管束振動，消除了“傳熱死區”。劉久逸[21]通過試驗和數值模擬，研究了異徑孔換熱器的流動與傳熱性能，并從流場和溫度場的協同程度的角度揭示了強化傳熱的機理。

為在降低管束振動的同時，提高傳熱效率，本文將異徑孔折流板與錐紋管結合，開發一種新型的換熱器——錐紋管異徑孔折流板換熱器，并通過試驗測試在以水和油為介質下的總傳熱系數及管、殼程壓力降，為實際工程應用提供參考。另外，本文還對錐紋管異徑孔折流板換熱器管殼程流體流動與傳熱性能進行數值模擬研究，探討流場分布及傳熱強化機理。

1 試驗研究

1.1 試驗裝置

1.1.1 換熱器結構

為進行對比，試驗試樣包括錐紋管異徑孔折流板換熱器和傳統折流板換熱器。試驗時換熱器外殼體不變，通過更換管束芯體即可完成兩種換熱器試驗。圖1～3為試驗現場換熱器及管束芯體照片。換熱器為雙管程結構，殼體內徑為300 mm,搭配有導流筒、浮頭式管箱、12塊折流板及可拆卸的管板。兩種換熱器的幾何結構參數見表1。

圖2 直管管束芯體

圖3 錐紋管管束芯體

表1 傳統弓形折流板換熱器和錐紋管異徑孔折流板換熱器幾何結構參數

1.1.2 錐紋管及異徑孔折流板結構

試驗用錐紋管見圖4，由直管滾壓成型。其基管外徑25 mm，厚度2.5 mm，波峰處圓弧半徑6 mm，波谷處圓弧半徑5 mm，內表面波谷處直徑15 mm，內表面波峰處直徑20 mm，波距20 mm。換熱管為轉角正方形排列，折流板有兩種形式，分別為普通弓形折流板和異徑孔折流板(見圖5)。

圖4 錐紋管結構示意

圖5 折流板結構示意

1.1.3 試驗系統

本次換熱器流動與傳熱性能測試在合肥通用機械研究院有限公司完成，試驗流程如圖6所示。

圖6 試驗流程

熱水箱的熱水/油通過電加熱器加熱至目標溫度且恒定后，經泵輸送到換熱器樣機的殼程入口，冷水箱的冷水同樣經升溫至目標溫度后輸送到換熱器管程入口，冷、熱流體在換熱器樣機內部進行折流換熱。冷側流體被加熱，熱側流體被冷卻。冷水經換熱器加熱后，被送至冷卻塔降溫，再送至冷水箱；熱流體被冷卻后進入熱水箱。另外，可調節冷、熱流體出口端的調節閥，使出口流體與進口流體進行混合，目的是將流體加熱或冷卻至目標溫度后輸送到管、殼程入口。

1.2 試驗過程及數據處理方法

1.2.1 試驗過程

(1)殼程走熱流體，管程走冷流體。試驗開始前，檢查管線和儀表，保證試驗的安全性和可靠性。

(2)打開水泵和閥門開度，以及冷熱水循環系統，保持1 h，待溫度恒定之后開始試驗。

(3)首先設定殼程流量45 m3/h，管程進口溫度為30 ℃，殼程進口溫度為70 ℃，調整管程流量，分別設為1.80,4.02,6.11,8.34,10.38,12.69,14.75,16.93,19.15,21.18,23.33,26.25 m3/h。每一個工況穩定運行5 min，進行4次等時間間隔數據采集，取平均值作為本次試驗的測定值。

(4)其次設定管程流量26.26 m3/h，管程進口溫度為30 ℃，殼程進口溫度為70 ℃，調整殼程流量，分別設為0.26,0.86,1.47,2.09,2.69,3.32,3.94,4.52,5.16,5.77,6.37 m3/h。此范圍內，殼程的雷諾數Re變化為3 000～60 000。每一個工況穩定運行5 min，進行4次等時間間隔數據采集,取平均值作為本次試驗的測定值。

(5)殼程介質為32#液壓油，步驟同上。首先設定殼程入口流量為36 m3/h，調整管程入口流量，分別為1.80,4.02,6.11,8.34,10.38,12.69,14.75,16.93,19.15,21.18,23.33,26.25 m3/h；其次設定管程入口流量為26.26 m3/h，調整殼程入口流量，分別為18.15,19.60,21.70,23.64,25.40,27.12,28.60,30.20,32.70,34.12,36.25 m3/h。

1.2.2 數據處理方法

總傳熱系數:

(1)

式中,K為總傳熱系數，W/(m2·K)；Q為總換熱量，取冷熱介質熱流量的算術平均值，kW;A為換熱面積，m2;Δtm為對數平均傳熱溫差，℃。

(2)

式中,th1，th2為熱流體進、出口溫度，℃；tc1，tc2為冷流體進、出口溫度，℃。

本次試驗換熱器為雙管程，管程流體在換熱器內部作來回折流，其平均傳熱溫差需乘以溫差校正系數[1]。

1.3 試驗結果

1.3.1 總傳熱系數

錐紋管異徑孔折流板換熱器和傳統弓形折流板換熱器的總傳熱系數K隨管程入口流量和殼程入口流量的關系如圖7～10所示。

圖7 殼程入口流量恒定45 m3/h，總傳熱系數與管程入口流量的關系曲線(殼程介質為水)

圖8 管程入口流量恒定26.26 m3/h，總傳熱系數與 殼程入口流量的關系曲線(殼程介質為水)

圖9 殼程入口流量恒定36 m3/h，總傳熱系數與 管程入口流量的關系曲線(殼程介質為32#液壓油)

圖10 管程入口流量恒定26.26 m3/h，總傳熱系數與 殼程入口流量的關系(殼程介質為32#液壓油)

(1)管、殼程介質均為水。

由圖7，8中可以看出，當殼程流量恒為45 m3/h 而改變管程流量時，錐紋管異徑孔折流板換熱器的總傳熱系數與傳統弓形折流板換熱器相比，提高30%～66%；當管程流量恒為26.26 m3/h而改變殼程流量時，錐紋管異徑孔折流板換熱器的總傳熱系數比傳統弓形折流板換熱器提升9%～18%。

(2)管程介質為水，殼程介質為32#液壓油。

由圖9，10中可以看出，當殼程流量恒為36 m3/h而改變管程流量時，錐紋管異徑孔折流板換熱器的總傳熱系數比傳統弓形折流板換熱器提升8%～19%；當管程流量恒為26.26 m3/h而改變殼程流量時，錐紋管異徑孔折流板換熱器的總傳熱系數比傳統弓形折流板換熱器提升4%～9%。

1.3.2 管、殼程壓力降

錐紋管異徑孔折流板換熱器和傳統弓形折流板換熱器的管、殼程壓力降隨管程入口流量和殼程入口流量的關系如圖11～14所示。

圖11 殼程入口流量恒定45 m3/h，管程壓力降與 管程入口流量的關系曲線(殼程介質為水)

(1)管、殼程介質均為水。

由圖11，12可以看出，當殼程流量恒為45 m3/h 而改變管程流量時，錐紋管異徑孔折流板換熱器的管程壓力降與傳統弓形折流板換熱器相比，增加了12%～85%；當管程流量恒為26.26 m3/h 而改變殼程流量時，錐紋管異徑孔折流板換熱器的殼程壓力降比傳統弓形折流板換熱器降低了10%左右。

圖12 管程入口流量恒定26.26 m3/h，殼程壓力降與 殼程入口流量的關系曲線(殼程介質為水)

圖13 殼程入口流量恒定36 m3/h，管程壓力降與 管程入口流量的關系曲線(殼程介質為32#液壓油)

(2)管程介質為水，殼程介質為32#液壓油。

由圖13，14可以看出，當殼程流量恒為36 m3/h 而改變管程流量時，錐紋管異徑孔折流板換熱器的管程壓力降比傳統弓形折流板換熱器增加了32%～78%；當管程流量恒為26.26 m3/h而改變殼程流量時，錐紋管異徑孔折流板換熱器與傳統弓形折流板換熱器的殼程壓力降基本相同。

1.3.3 單位壓降下的總傳熱系數

圖15示出殼程介質為水和32#液壓油時，單位殼程壓降下總傳熱系數和殼程入口流量的關系。

(a)殼程介質為水 (b)殼程介質為32#液壓油

由圖15(a)可以看出，當管程流量恒為26.26 m3/h 且殼程流量高于14.78 m3/h時，錐紋管異徑孔折流板換熱器在單位壓降下的總傳熱系數比傳統弓形折流板換熱器提高了4.7%～30%。由圖15(b)可以看出，錐紋管異徑孔折流板換熱器在單位殼程壓降下的總傳熱系數比傳統弓形折流板換熱器增加了1.6%～10%。

2 數值模擬

2.1 幾何模型和網格模型

上述試驗結果表明，錐紋管異徑孔換熱器具有良好的傳熱性能。為了揭示其內在機理，對換熱器中的流體流動和傳熱進行了數值模擬，換熱器的幾何模型和網格模型分別如圖16，17所示。網格生成采用非結構化網格，并在邊界處進行了網格細化，網格無關性測試結果見表2，隨著網格的加密，總傳熱系數和殼程壓力降趨于穩定，相對誤差小于3%，可認為獲得了網格無關性解。數值模擬以水為介質，不考慮物性隨溫度的變化，具體參數見表3。

圖16 錐紋管異徑孔換熱器三維幾何模型

圖17 錐紋管異徑孔換熱器網格模型

表3 水的物性參數

2.2 邊界條件及模型驗證

采用雙精度和基于壓力的求解器,壓力和速度采用SIMPLEC算法耦合。除壓力項外，所有變量均采用二階迎風格式處理。湍流模型選用Realizable 模型。收斂準則為能量殘差曲線到達10-6，其余的變量為10-4。管、殼程均采用速度入口和壓力出口;殼程入口設為70 ℃，管程入口設為30 ℃。

為了驗證數值研究，將數值結果與試驗結果進行比較，如圖18所示?？倐鳠嵯禂岛蜌こ炭倝航档淖畲笃罘謩e為7.06%和10.7%，表明數值模擬與試驗吻合較好。

(a) (b)

2.3 結果和討論

2.3.1 管程對比分析

對流換熱性能不僅取決于速度場和熱流場,還取決于它們之間的夾角。學術上常用協同角大小來反映換熱強度，協同角指的是流場速率矢量和溫度梯度的夾角，按公式(3)并經絕對值處理后，其值范圍在0～90°[22]。協同角越小，換熱強度越高。

(3)

圖19為換熱管管內的協同角分布云圖，管內流體流動方向為從右到左。通過對比發現，與直管相比，錐紋管在擴張段邊界處，存在一協同角較小區域，有利于壁面傳熱。同時，錐紋管和直管在該區域的平均值分別為81.65°和87.83°，這表明了由于壁面錐紋的存在，提高了管內流場和溫度場的協同程度。同時，錐紋管管壁處流體擾動增加，加強了流體的局部湍流程度，有利于強化傳熱。

圖19 管程協同角分布云圖

2.3.2 殼程對比分析

從圖20中可以看出，傳統弓形折流板換熱器殼程流體在折流板的引導下呈Z形流動。當流體經過狹窄的折流板缺口時，流體開始加速流動。在折流板迎風側速度較大，在折流板背風側速度較小，幾乎停滯，形成流動死區，縱深約占板間距的一半。在錐紋管異徑孔折流板換熱器中，殼程流體一部分從折流板缺口處流過，此時高速流體主要集中在缺口附近，分布面積較?。涣硪徊糠至黧w從大孔與換熱管之間的環形流道通過(見圖21)，產生射流效應，有利于強化傳熱。

(a)錐紋管異徑孔折流板換熱器

(b)傳統弓形折流板換熱器

圖22示出兩種換熱器在縱截面上的協同角分布云圖。可以看出，與傳統弓形折流板換熱器相比，錐紋管異徑孔折流板換熱器的協同角在折流板的迎風面上分布均勻，有利于傳熱，但是由于孔板的分流作用，殼程流體兼具橫向流和縱向流，流體速度降低，不利于傳熱，但若綜合考慮傳熱系數和壓力降，錐紋管異徑孔折流板換熱器更具優勢。

圖21 異徑孔折流板環形流道矢量云圖

(a)錐紋管異徑孔折流板換熱器

(b)傳統弓形折流板換熱器

3 結論

本文以水和油為介質，對錐紋管異徑孔折流板換熱器和傳統弓形折流板換熱器進行試驗和數值研究，得出如下結論。

(1)在本文研究范圍內，當管、殼程以水為介質時，錐紋管異徑孔折流板換熱器的總傳熱系數比傳統弓形折流板換熱器增加了10%～66%。當管程以水，殼程以油為介質時，錐紋管異徑孔折流板換熱器的總傳熱系數比弓形折流板換熱器增加4%～20%。

(2)在研究范圍內，錐紋管異徑孔折流板換熱器的管程壓力降明顯高于弓形折流板換熱器的管程壓力降，增幅約為12%～85%。

(3)對于本文的換熱器結構，當殼程以水為介質時，錐紋管異徑孔折流板換熱器的殼程壓降略低于弓形折流板換熱器。當殼程以油為介質時，兩種換熱器殼程壓力降差別不大。

(4)和直管相比，錐紋管管內流體流動和傳熱的協同角較小，表明由于壁面錐紋的存在，提高了管內流場和溫度場的協同程度。同時，錐紋管異徑孔折流板換熱器殼程協同角在折流板的迎風面上分布均勻，有利于傳熱。

(5)本文研究表明，錐紋管和異徑孔折流板的結合能提高換熱器的傳熱性能，再考慮到異徑孔折流板換熱器能明顯降低管束振動，所以錐紋管異徑孔折流板換熱器有著較好的工程應用前景。