螺旋扁管換熱器流動與強化換熱性能數值分析

王尚峰，張成松，袁佳新，馬興華，龔 斌

（1.沈陽鼓風機集團輔機成套工程有限公司，遼寧 沈陽 110027；2.沈陽化工大學機械與動力工程學院，遼寧 沈陽 110142； 3.本鋼板材股份有限公司，遼寧 本溪 117000）

換熱器作為兩種不同溫度介質之間熱量傳遞的能量傳輸設備，提高了能源利用率，實現了能源可持續發展[1-3]。目前，換熱管結構的優化設計是提高換熱器傳熱系數的有效方法[4-8]。Hu等[9]采用實驗和數值模擬方法對采用橫向波紋管、光滑波紋管和螺旋波紋管的三種換熱器進行研究，得出橫向波紋管產生最大Nu數，比光滑管高60%左右，螺旋波紋管綜合性能最好,性能評價標準約為 1.09。Nakhchi等[10]研究了湍流狀態下安裝多孔圓管換熱器的管內強化傳熱，得出當穿孔指數從0.08增加到0.24時，流動阻力可降低至86.2%。Ali等[11]對三種不同扭距橢圓截面換熱管的換熱器性能進行研究，得出縮短扭矩對總體性能有很大改善作用，在雷諾數Re=26 000時，觀察到最大性能增強因子達到1.9。Yan等[12]研究了在均勻熱流密度下，寬度為6、8和10 mm的交叉扭帶換熱管傳熱和摩擦因子特性，結果表明，努塞爾數Nu和范寧摩擦系數f隨著管口寬度增加先減小后增大；與光管相比，含寬度為6 mm交叉扭帶的換熱管Nu和f分別提高了 93%~120%和883%~1 042%。螺旋扁管屬于異形換熱管，由于螺旋扁管在換熱器殼體內排列緊湊，可有效增加流體局域湍流和破壞管壁熱邊界層，達到管外管內同時強化的高效換熱目標[13-16]。因此，換熱管的優化設計能有效提高換熱器強化傳熱效果，在設備加工和使用前有必要了解換熱器的強化傳熱性能。

為了提高換熱器的換熱性能，有效縮小設備體積，設計了一臺單殼程四管程U型管式換熱器，換熱管采用螺旋扁管。為了解換熱器的換熱性能，校企雙方決定采用數值模擬方法對兩臺具有相同結構尺寸的光滑直管換熱器和螺旋扁管換熱器進行傳熱研究。本文探究了相同工況下兩種換熱器的壓力、速度、溫度分布對比情況，并對冷卻水流量與殼程介質進出口流體平均溫差的關系進行分析，了解新型螺旋扁管換熱器在傳熱節能方面的優勢。

1 換熱器參數

數值模擬螺旋扁管換熱器為公稱直徑 DN500的單殼程四管程U型管式換熱器，主體結構參照換熱器設備裝配簡圖進行建模，具體計算域尺寸如圖1所示。數值模擬螺旋扁管換熱器殼程介質如表1所示，管程介質如表2所示，設備主材如表3所示。光滑直管換熱器主要設計參數與螺旋扁管換熱器主要設計參數相同。

表1 殼程介質參數

表2 管程介質參數

表3 設備材質

圖1 DN500單殼程四管程U型管式換熱器裝配簡圖

2 數值模擬

數值模擬采用Gambit軟件將圖2所示模型進行網格劃分，采用Fluent 16.2軟件進行流場和傳熱數值計算。

2.1 數值計算物理模型

基于螺旋扁管換熱器結構特性以及研究目標，對換熱器模型進行了合理簡化，并忽略熱損耗、污垢熱阻和拉桿的影響。螺旋扁管換熱器數值模擬計算的物理模型如圖2所示，螺旋扁管換熱管如圖3所示，采用正三角形排列，公稱長度為2 100 mm，壁厚為2 mm。光滑直管換熱器的換熱管尺寸為Φ25× 2 mm，排列方式與螺旋扁管一致。

圖2 螺旋扁管換熱器數值模擬計算物理模型

圖3 數值模擬計算物理模型設計尺寸

2.2 網格劃分

螺旋扁管換熱器數值模擬計算物理模型的網格分布如圖4a所示。圖4b、c分別為螺旋扁管和光滑直管換熱器管板截面上網格分布。其中，螺旋扁管和光滑直管換熱器體網格數量分別為3 728 102 和3 802 590，網格尺寸均為10 mm。

圖4 網格分布示意圖

2.3 湍流模型

湍流模型選用Standardk-ε模型。該模型是工程流場計算的主要工具，具有適用范圍廣、經濟、合理的精度，在工業流場和熱交換模擬中有廣泛的應用。Standardk-ε模型是雙方程模型，需要求解湍流動能和湍流耗散率兩個變量，其半經驗公式從實驗現象中總結而來。壁面選用標準壁面函數，Fluent中的標準壁面方程被廣泛用于工業中的流動分析。壓力和速度耦合采用SIMPLEC方法，壓力離散采用Standard形式，動量和能量方程的離散運用二階迎風格式。

2.4 邊界條件

模擬流動介質殼程為氣體，管程為液體，密度、黏度、導熱系數、熱容等物性參數均按照表1和表2提供的數據采用分段線性函數（piecewise-linear）定義。殼程氣體和管程液體均設定為質量流量入口，出口為壓力出口。壁面為光滑無滑移壁面。管箱外壁面、管板、隔板為絕熱壁面。換熱管材質為Steel，壁厚2.0 mm，換熱管壁面耦合，管壁自身導熱。收斂極限設置為10-4。

3 結果與討論

為便于兩種換熱器的壓力、速度、溫度分布對比，選取了四個分析截面，具體如圖5所示。其中，Y= 0 mm和Z= 0 mm兩個截面針對殼程氣體，Y=94 mm和Z= 30 mm兩個截面針對管程液體。在殼程氣體流量 4 550 kg·h-1、管程液體流量 16 480 kg·h-1的工況下兩種換熱器的特性參數進行對比。

圖5 分析截面示意圖

3.1 壓力分布

圖6a，b對螺旋扁管和光滑直管為換熱管的換熱器殼程壓力進行比較。從總體可以看出，螺旋扁管換熱器的內部壓力略高于光滑軟管換熱器。在Y=0 mm截面上，U型管換熱器中間區域無換熱管，氣體由入口直接到達換熱器底部，在入口垂直方向上，形成局域高壓區。而出口局域低壓區范圍很小。在螺旋扁管換熱器殼程入口處，壓力在Z軸方向上形成周期性分布，由6組高低間隔分布狀態，而光滑直管換熱器僅在入口和底部形成高壓狀態。

圖6c，d對螺旋扁管和光滑直管為換熱管的換熱器管程壓力進行比較。從總體可以看出，螺旋扁管內壓力高于光滑軟管內。在Y= 94 mm分析截面上，入口管箱內整體壓力較高，在入口沖擊的分層隔板附近壓力有最高值。出口局域低壓區僅在出口接管附近范圍。

圖6 兩種換熱器壓力分布對比（單位：Pa）

3.2 速度分布

圖7a，b分別為螺旋扁管和光滑直管換熱器的殼程速度場，7c，d分別為螺旋扁管和光滑直管換熱器的管程速度場。可以看出，螺旋扁管換熱器和光滑直管換熱器的殼程和管程速度場類似，螺旋扁管換熱器殼程最底部和管板附近流體的流動速度均大于光滑直管換熱器，使得換熱器的殼程換熱性能更均勻。螺旋扁管換熱器換熱管內流體流動速度高于光滑直管換熱器，相反，螺旋扁管換熱器管箱內流體的流動速度低于光滑直管換熱器，說明螺旋扁管流動阻力高于光滑直管。

圖7 兩種換熱器速度矢量分布對比（單位：m·s-1）

3.3 溫度分布

圖8對螺旋扁管和光滑直管為換熱管的換熱器殼程溫度進行比較。可以看出，在Y= 0 mm截面上，螺旋扁管換熱器殼程溫度分布更均勻，在U型管的彎管區域溫度高于光滑直管換熱器。在Z= 0 mm截面以下，光滑直管換熱器殼程介質溫度分布非常不均勻，冷熱區域分塊明顯，而螺旋扁管在殼程底部溫度較高，分布均勻。在螺旋扁管換熱器殼程入口處，溫度在Z軸方向上形成周期性分布，與壓力分布類似，同樣形成6組高低間隔分布狀態。在Z=0 mm截面上可以明顯看出，螺旋扁管換熱器有效提高了殼程管板附近流體的溫度。圖9對螺旋扁管和光滑直管為換熱管的換熱器管程溫度進行比較，可以看出，螺旋扁管換熱管內流體溫度整體高于光滑軟管換熱管。

圖8 兩種換熱器殼程介質溫度分布對比（單位：K）

圖9 兩種換熱器管程介質溫度分布對比（單位：K）

3.4 傳熱節能分析

由壓力、速度、溫度分布對比情況可以看出，具有相同結構參數的螺旋扁管換熱器在同樣流體參數情況下傳熱效果要優于光滑直管換熱器。為進一步明確螺旋扁管換熱器相對光滑直管換熱器的節能效果，在不改變殼程氣體流量4 550 kg·h-1的前提下，對冷卻水流量分別為 12 600 kg·h-1，14 400 kg·h-1，18 000 kg·h-1三種工況下兩種換熱器換熱情況進行數值模擬，得到冷卻水流量與殼程介質進出口流體平均溫差的關系如圖10所示。

圖10 換熱器進出口溫差與冷卻水流量關系

從圖10中可以看出，在相同的殼程介質流量和殼程介質進出口流體平均溫差情況下，冷卻水入口溫度相同時，螺旋扁管換熱器所需的冷卻水流量（管程介質流量）明顯低于光滑直管換熱器；當殼程介質進出口流體平均溫差為23.81 K時，螺旋扁管換熱器與光滑直管換熱器所需的冷卻水流量分別為13 334 kg·h-1和 16 480 kg·h-1；殼程介質進出口流體平均溫差為24.56 K時，螺旋扁管換熱器與光滑直管換熱器所需的冷卻水流量分別為14 420 kg·h-1和18 000 kg·h-1。可見，在模擬的換熱工況下，螺旋扁管換熱器在相同條件下比光滑直管換熱器單位時間內節省冷卻水約為20%左右。

4 結 論

本文采用數值模擬方法，研究了光滑直管換熱器和螺旋扁管換熱器的壓力、速度、溫度分布情況和三種冷卻水流量工況下與殼程介質進出口流體平均溫差的關系，得出以下結論：

1）具有相同結構參數和流體參數情況下，螺旋扁管換熱器的壓力、速度、溫度分布情況均優于光滑直管換熱器。

2）在螺旋扁管換熱器殼程入口處，由于螺旋扁管強化換熱，導致殼程壓力和溫度在Z軸方向上形成6組高低間隔的周期性分布狀態。

3）在管板附近和 U型管彎管區域，螺旋扁管換熱器殼程內流體的速度和溫度均高出光滑直管換熱器殼程內流體的速度和溫度。

4）在模擬的換熱工況下，螺旋扁管換熱器在相同條件下比光滑直管換熱器單位時間內節省冷卻水約為20%左右。