換熱管纏繞角參數(shù)對管殼式換熱器殼程流場的影響

張超　汪世益

摘 要 以家用采暖爐具的換熱器為研究對象，通過三維建模軟件建模，應(yīng)用CFD數(shù)值模擬分析在不同入口流速的工況下，換熱管纏繞角度對殼側(cè)流體流動和傳熱性能的影響。仿真分析結(jié)果表明：隨著入口流速的增加，殼程流體混合程度更均勻，流體受到的阻力逐漸減小；在換熱器高度一定時，相對于直管式換熱器，繞管式換熱器換熱面積更大，換熱性能更好。

關(guān)鍵詞 管殼式換熱器 強(qiáng)化傳熱 數(shù)值模擬 換熱性能評價

中圖分類號 TQ051.5? ?文獻(xiàn)標(biāo)識碼 A? ?文章編號 0254?6094（2023）02?0187?06

近年來，農(nóng)村清潔取暖行業(yè)獲得了越來越多的關(guān)注，采暖爐具發(fā)展迅猛。因此本課題以某公司生產(chǎn)的家用采暖爐具為例，對采暖爐中換熱器部分進(jìn)行分析研究。采暖爐換熱器是管殼式換熱器中的一類，國內(nèi)外學(xué)者對換熱器內(nèi)流體的流動和傳熱機(jī)理進(jìn)行了大量的實(shí)驗(yàn)和數(shù)值模擬研究，其中強(qiáng)化傳熱一直是研究的主要目標(biāo)。強(qiáng)化傳熱即為通過改進(jìn)換熱器的結(jié)構(gòu)和利用強(qiáng)化傳熱元件的方式來提高傳熱效率［1］，常用的強(qiáng)化傳熱方式有處理表面、粗糙表面及擴(kuò)展表面等［2，3］。改變換熱管的纏繞角度不僅可以增大其換熱面的面積，而且由于換熱管的螺旋環(huán)繞結(jié)構(gòu)，殼程流體在流動的過程中產(chǎn)生離心力，進(jìn)而出現(xiàn)垂直于主流方向的二次環(huán)流［4］，強(qiáng)化流體傳熱。陽大清和周紅桃采用計算流體力學(xué)的方法，研究發(fā)現(xiàn)繞管式換熱器的殼程流體在流動時流線呈彎曲狀［5］；王斯民等研究發(fā)現(xiàn)換熱管對流體的導(dǎo)流現(xiàn)象隨著纏繞角的增大而更明顯，極限情況下會出現(xiàn)流體沿?fù)Q熱管順流的情況，不利于流體傳熱［6］。PAWAR S S和SUNNAPWAR V K通過數(shù)值模擬結(jié)合實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證的方法，研究了不同曲率的3種纏繞管內(nèi)流體流動的規(guī)律，擬合流體層流狀態(tài)下的努塞爾數(shù)關(guān)系式［7］。

筆者利用幾何建模和數(shù)值模擬的方法，研究了不同換熱管纏繞角度下，殼程流體的壓力場、溫度場及湍動能分布等，并對計算結(jié)果進(jìn)行對比分析，為設(shè)計新型采暖爐換熱器提供技術(shù)支撐。

1 數(shù)值計算方法

1.1 換熱器模型的建立

合理簡化后的換熱器模型如圖1所示，圖1a為纏繞角θ=0°的直管式換熱器，圖1b為纏繞角θ=72°的繞管式換熱器。換熱器尺寸如圖2所示。

建模時保證換熱器高度H，殼體內(nèi)壁直徑D，纏繞直徑D，殼體外壁直徑D，換熱管直徑d不變，設(shè)置了換熱管纏繞角θ分別為0、38、57、67、72°共5種換熱器模型分別對應(yīng)繞管圈數(shù)為0.00、0.25、0.50、0.75、1.00的換熱管結(jié)構(gòu)，模型的主要物理參數(shù)如下：

換熱器高度H 400 mm

殼體內(nèi)壁直徑D 340 mm

纏繞直徑D 400 mm

殼體外壁直徑D 460 mm

換熱管直徑d 20 mm

換熱管根數(shù)s 12

纏繞角度θ 0、38、57、67、72°

其基本方程有連續(xù)性方程、動量方程和能量方程，具體如下：

式中 c——定壓比熱容；

p——壓力；

t——溫度；

u——速度矢量；

ρ——流體密度；

λ——導(dǎo)熱系數(shù)。

1.2 網(wǎng)格無關(guān)性檢驗(yàn)

由于換熱器模型劃分網(wǎng)格的數(shù)量直接影響數(shù)值模擬計算結(jié)果的準(zhǔn)確性，因此對網(wǎng)格進(jìn)行無關(guān)性檢驗(yàn)。計算區(qū)域采用Meshing軟件劃分網(wǎng)格，如圖3所示。此處以直管式換熱器為例，在進(jìn)口流速u=1 m/s時，選用其中5套網(wǎng)格進(jìn)行數(shù)值計算，努塞爾數(shù)隨網(wǎng)格數(shù)量的變化趨勢如圖4所示。由圖4可知，在網(wǎng)格數(shù)目超過4 580 308后，換熱器殼程努塞爾數(shù)的變化趨于穩(wěn)定，綜合考慮模擬計算的效率和精度，采用將網(wǎng)格單元數(shù)量控制在800萬左右的劃分方法最為合適。

1.3 計算方法與邊界條件

利用FLUENT 19.0軟件進(jìn)行流體流動和耦合換熱的數(shù)值模擬，采用Realizable k?ε湍流模型進(jìn)行數(shù)值模擬。數(shù)值計算時邊界條件設(shè)置如下：殼程設(shè)定為速度入口，壓力出口。入口流速為0.4～1.2 m/s，殼程冷卻介質(zhì)為20 ℃的水，管程為200 ℃的空氣［4］。由于殼體中心為煤炭燃燒區(qū)域，故將殼體內(nèi)壁面溫度設(shè)定為恒壁溫，溫度為300 ℃，殼體外壁面設(shè)置為絕熱壁面。采用SIMPLEC算法分析速度與壓力耦合。動量、湍動能和耗散率均采用一階迎風(fēng)差分格式［8］。除了能量方程為10-6，其余各項(xiàng)變量的收斂殘差均為10-5。

為驗(yàn)證數(shù)值模擬方法和結(jié)果的可靠性，將直管式換熱器殼程出口溫度模擬結(jié)果與實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行比較，結(jié)果列于表1。經(jīng)計算得知，殼程出口溫度的模擬計算值和實(shí)驗(yàn)值的誤差在20%以內(nèi)，說明筆者采用的計算模型和計算方法可行。

2 結(jié)果與討論

2.1 壓力場分析

圖5為殼程入口流速為1.0 m/s時的壓力分布云圖。由圖5可知，冷流體在殼程內(nèi)的壓力自下而上呈逐漸降低的趨勢。圖6為殼程入口流速的變化對不同換熱器壓降的影響。由圖6可知，換熱器殼程壓降隨入口流速的增加而增大。這是由于流速增大，殼程冷流體對繞管造成的沖刷作用更加劇烈，流體的湍流程度增加，壓降增大；繞管的壓降隨著纏繞角的增大呈先減小后增大的趨勢。

2.2 速度場分析

圖7為殼程入口流速u=1.0 m/s時的速度分布云圖，可以看出，換熱管的螺旋環(huán)繞結(jié)構(gòu)有利于湍流的發(fā)展，容易形成二次流；殼體兩側(cè)由于換熱管和上下壁面的存在使流體的流道變窄，形成節(jié)流效應(yīng)，在殼體底部存在高速區(qū)，換熱器殼程內(nèi)產(chǎn)生較大的速度梯度。圖8為殼程流體的最大流速隨纏繞角的變化趨勢，可以看出，殼程內(nèi)最大流速隨著換熱管纏繞角的增大而增大，但增長幅度漸緩，繞管纏繞角θ=72°的換熱器殼程最大流速比直管高了15.37%。

2.3 溫度場分析

圖9、10為入口流速u=1.0 m/s時的溫度分布云圖，可以看出，在相同的入口流速下，隨著纏繞角的增大，殼程內(nèi)溫度變大，這是因?yàn)閾Q熱管纏繞角增大，導(dǎo)致?lián)Q熱面積變大，提高了換熱效率。由圖10可知，直管在殼程溫度分布相對繞管更均勻，這是因?yàn)橹惫軐こ塘黧w的擾流作用更強(qiáng)，提高了流體的湍流程度，使流體的混合程度更好；在纏繞角θ=72°的換熱器殼程內(nèi)出現(xiàn)了面積較大的高溫區(qū)和低溫區(qū)。

2.4 湍動能分析

圖11為入口流速u=1.0 m/s時的湍動能分布云圖。圖12為平均湍動能隨纏繞角的變化趨勢。從圖11中可以看出，直管式換熱器殼程內(nèi)低湍動能區(qū)較多，隨著換熱管纏繞角的增加，殼程內(nèi)流體的湍動能越大也更為均勻，這是因?yàn)殡S著換熱管纏繞角的增加，管間距變小，導(dǎo)致流道內(nèi)的寬窄變化范圍較大，使得殼程流體的湍流程度變得更加劇烈。由圖12可知，以入口流速u=1.0 m/s為例，換熱管纏繞角θ=72°的換熱器殼程平均湍動能要比直管式換熱器高52.9%。

2.5 換熱器性能評價指標(biāo)

評價換熱器熱工性能的指標(biāo)有努塞爾數(shù)Nu、阻力系數(shù)f和PEC準(zhǔn)則數(shù)［9］等。

圖13所示為努塞爾數(shù)隨纏繞角的變化趨勢。由圖13可知，隨著入口流速的增加，努塞爾數(shù)逐漸增大，說明增大入口流速能使殼程內(nèi)流體湍流程度增大，流體混合程度更均勻，有利于熱量傳遞，進(jìn)而提高其傳熱性能。努塞爾數(shù)隨著纏繞角的增大而增大，但增大的趨勢漸緩，在換熱管纏繞角度大于67°后，努塞爾數(shù)隨換熱管圈數(shù)的變化逐漸趨于定值。說明纏繞角的變化對努塞爾數(shù)的影響是有限的。

圖14所示為不同纏繞角下阻力系數(shù)f的變化趨勢。殼程阻力系數(shù)隨著入口流速的增大而減小。在流速較低時，阻力系數(shù)受纏繞角的影響，波動幅度較大，在入口流速為1.2 m/s時，殼程內(nèi)流體流動所受阻力受纏繞角的變化影響很小。

換熱器的PEC準(zhǔn)則數(shù)可通過努塞爾數(shù)和阻力系數(shù)計算獲得。如圖15所示，在相同纏繞角的情況下，隨著入口流速的增大，換熱器殼程的PEC準(zhǔn)則數(shù)變化并不明顯，說明PEC準(zhǔn)則數(shù)對入口流速的變化不敏感。相比于直管式換熱器，繞管式換熱器的PEC準(zhǔn)則數(shù)均大于1，且隨纏繞角的增加，PEC準(zhǔn)則數(shù)呈先增大后減小的趨勢。在換熱管纏繞角θ小于57°時，入口流速的變化對其影響較小，PEC準(zhǔn)則數(shù)的拐點(diǎn)出現(xiàn)在θ=67°處，此時換熱器的換熱性能最優(yōu)。

3 結(jié)論

3.1 隨著入口流速的增加，殼程內(nèi)流體湍流程度增大，殼程阻力系數(shù)逐漸減小，努塞爾數(shù)隨之增大。

3.2 在入口流速一定時，隨著纏繞角的增大，殼程內(nèi)溫度升高，湍動能分布更均勻。壓降呈先減小后增大的趨勢；努塞爾數(shù)隨著換熱管纏繞角的增加而增大；PEC準(zhǔn)則數(shù)隨纏繞角的增加，呈先增大后減小的趨勢。

3.3 在換熱器高度一定時，繞管式換熱器相對于直管式換熱器，換熱面積增大，流動死區(qū)減少，換熱性能更好；其等泵功條件下纏繞角度θ=67°（繞管圈數(shù)n=0.75圈）的繞管式換熱器的綜合傳熱性能最好。

參 考 文 獻(xiàn)

［1］ 劉琪.大小孔折流板波紋管換熱器的研究［D］.北京：北京化工大學(xué)，2018.

［2］ 陳曉彥，黃云云，張朱武，等.模擬分析殼程結(jié)構(gòu)參數(shù)對纏繞管式換熱器綜合性能的影響［J］.福州大學(xué)學(xué)報（自然科學(xué)版），2020，48（1）：110-115.

［3］? DING C，HU H，DING G，et al.Influences of tube pitches on heat transfer and pressure drop characteristics of two?phase propane flow boiling in shell side of LNG spiral wound heat exchanger［J］.Applied Thermal Engineering，2018，131（5）：270-283.

［4］ 田楊，陳光輝，李建隆.水滴型纏繞管換熱器殼程流動與傳熱研究［J］.化工設(shè)計通訊，2017，43（7）：147-149；151.

［5］ 陽大清，周紅桃.繞管式換熱器殼側(cè)流場流動與傳熱的數(shù)值模擬研究［J］.壓力容器，2015，32（11）：40-46.

［6］ 王斯民，簡冠平，肖娟，等.纏繞管式換熱器結(jié)構(gòu)參數(shù)多目標(biāo)優(yōu)化數(shù)值模擬研究［J］.西安交通大學(xué)學(xué)報，2017，51（5）：9-15.

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［8］ 田楊，范軍領(lǐng)，李升大，等.纏繞管排列方式對纏繞管式換熱器內(nèi)殼程流場影響的數(shù)值模擬［J］.青島科技大學(xué)學(xué)報（自然科學(xué)版），2018，39（4）：98-104.

［9］ 王新婷.管殼式換熱器殼側(cè)的強(qiáng)化傳熱與優(yōu)化設(shè)計［D］.武漢：華中科技大學(xué)，2020.

（收稿日期：2022-05-21，修回日期：2023-03-16）

作者簡介：張超（1997-），碩士研究生，從事流體流動與強(qiáng)化傳熱的研究。

通訊作者：汪世益（1963-），教授，從事機(jī)電一體化的研究，agdwsy@163.com。

引用本文：張超，汪世益.換熱管纏繞角參數(shù)對管殼式換熱器殼程流場的影響［J］.化工機(jī)械，2023，50（2）：187-191；243.