螺旋曲面通道內組合渦發生器的強化傳熱及優化研究*

張亞龍，劉升學，卿德藩，王翠芳

(南華大學 機械工程學院，湖南 衡陽 421001)

1 引 言

工業上普遍采用的換熱器是一種典型的流體設備，研究換熱器內流體流動及其對傳熱性能的影響具有很高的應用價值。此外在換熱器內設置渦發生器改變流體流動方向，促進傳熱，長期以來一直是人們研究的重點。

由于換熱器內渦發生器的幾何形狀、尺寸與布置方式不同時，其換熱能力就會有較大差異。如呂靜[1]認為三角翼的換熱性能優于矩形翼。JoardarA[2]發現，與順排的渦發生器相比，叉排渦發生器的傳熱效果較好，而壓力損失卻減小。Kwak KM[3]比較了三排三角翼順流排列與逆流排列時的流動與換熱特性。發現三角翼順逆流是傳熱效果明顯增強。一些研究者對柱狀(例如圓柱、橢圓柱等)渦流發生器進行了試驗研究,均取得了良好的效果[4]。

上述學者分別研究了三角翼或者柱狀渦發生器的阻力特性和強化傳熱性能,但差別較大。因此，本文在前人研究的基礎之上，以螺旋曲面通道內設置三角翼和橢圓柱兩種組合形式的渦發生器進行研究，從

數值模擬和實驗兩方面探究渦發生器流動控制機理的特性。從而，分析不同渦發生器產生的渦旋特性及其發展機理，研究強化傳熱和流動特性的影響規律。

2 通道結構與物理模型設計

選擇型號為16T120-1.2/1400-10的螺旋板式換熱器為計算模型，原始結構參數為：通道寬度d=10 mm，壁面厚度δ=2 mm，通道高度D=1.17 m，初始半徑Ri=145 mm，通道圈數N=40[5]。對于三角翼的大小，由于受螺旋通道間距的限制，翼高不超過10 mm，根據模型實際需求，在實驗雷諾數范圍下取三角形H1=6mm，L=8 mm[5]。對于橢圓柱，由于具有抗壓作用，取高度為10 mm，2a=12 mm，2b=3 mm。

此項研究采用組合縱向渦發生器(CLVG)由如圖1所示的直角三角翼和橢圓柱兩種形狀組合而成，放置在螺旋板式換熱器通道管壁上。研究組合間距s、三角翼攻角α、橢圓柱攻角β對換熱影響。

3 計算模型選取及模擬結果

3.1 計算區域的選取

計算模型如圖2所示。

由于換熱器結構復雜，為了加快收斂速度，考慮到結構的對稱性，選取圖2中組合區域300 mm×200 mm為計算區域。入口段距邊界延長1.5倍通道間距，保證入口流速均勻，出口延長2.5倍的通道間距，防止回流。螺旋面為換熱表面，材質為2 mm的不銹鋼板，不考慮自身導熱，流道的兩側和上下面均對稱，表面為光滑的絕熱材料，渦發生器材質與螺旋板相同。

圖1 渦發生器結構示意圖

圖2 計算模型

3.2 相關控制方程及邊界條件設置

計算時控制方程的離散多采用控制容積積分法，擴散項采用中心差分格式，對流項離散采用Second Order Upwind格式，壓力和速度的藕合采用SIMPLEC算法，該算法相對于SIMPLE算法更易于收斂且通常能夠得到更好的結果，而對于PISO算法則會節省每個迭代步驟中所要花費的CPU時間[5]。

文中采用超松弛迭代法對計算的控制微分方程進行迭代，迭代收斂性判據如下：

‖ui-ui-1‖/‖ui‖≤εu

(1)

‖R(ui)‖/‖R(u0)‖≤εp

(2)

其中：║·║表示范數；ui為經i次迭代收斂后矢量；εu、εp為允許誤差；R為殘余矢量。

一般當收斂同時滿足這兩個判據時，動量和能量方程的相對余量均小于10-8，迭代收斂。

熱流介質為water-vapor [H2O],冷流介質為空氣，其相應物性參數如密度、黏度等均按默認值。

計算區域邊界條件設置如下:

(1) 入口邊界：選擇速度入口，流速分布均勻。水蒸汽溫度為400 K，空氣入口溫度為293 K。湍流強度I=0.16(ReDH)-1/8，其中DH表水力直徑。

(2) 出口邊界：選擇壓力出口，由Fluent得出出口其余條件值。

(3) 壁面邊界：選擇速度無滑移邊界u=0。

(4) 其余條件：根據模型大小及網格劃分情況，預先設定迭代次數為200,三角翼和橢圓柱壁面為速度無滑移固體面，溫度由換熱器耦合計算得出[6-8]。

3.3 數值模擬結果

使用Fluent軟件進行數值模擬，橢圓柱a/b=4與組合渦發生器壓力圖如圖3所示。

圖3 渦發生器壓力圖

由圖3(a) 、(b)看出：組合渦發生器改變壓力分布，說明在螺旋通道內流體速度發生劇烈變化，產生的縱向渦旋帶動卷吸壁面滯流區流體旋轉沖刷壁面，破壞了熱邊界層，也增大了湍流強度；橢圓柱a/b=4的渦發生器壓力分布區域較大且不明顯。因此，組合渦發生器的強化傳熱效果優于單獨布置橢圓柱渦發生器。

3.4 三角翼攻角α對換熱的影響

研究三角翼攻角對螺旋通道換熱和流體流動的影響，固定其它參數(β=45°，s=80 mm)，取α=30°、45°、60°三種情況進行數值模擬。圖4、圖5不同攻角α時平均Nu、阻力系數f隨Re變化圖。

圖4 不同攻角α時平均Nu數隨Re變化

圖5 不同攻角α時阻力系數f隨Re變化圖

可以看出不同攻角情況下，表面平均Nu數均隨Re數增加而增大，而阻力系數f則隨Re數增加而減小。同時在同一工況Re=4 750之后，α=45°變化最大，之后趨于平穩增長。此時，α=60°時的Nu數最大，說明換熱效果最好，α=60°平均Nu數分別比α=45°高23.4%，比α=30°高45.1%。圖5表明阻力系數f在α=60°時最大即阻力最大，能量耗損最大，顯然不利于換熱。同樣，在工況Re=4 750下，各阻力系數均呈現穩定下降趨勢，在Re=5 250之后，α=45°與α=30°的阻力相差不大。因此，三角翼攻角α=45°時綜合傳熱性能較好。

3.5 橢圓柱攻角β對換熱的影響

分析橢圓柱的攻角對螺旋通道換熱和流體流動性能的影響規律，固定參數(α=45°，s=80 mm)，在橢圓柱迎流攻角β=30°、45°、60°時分別進行數值模擬研究。圖6、圖7為不同攻角β時平均Nu、阻力系數f隨Re變化圖。

圖6 不同攻角β時平均Nu數隨Re變化圖

圖7 不同攻角β時阻力系數f隨Re變化圖

三者平均Nu數均隨著Re數增加而增大，阻力系數f則減小。當Re在4 750與6 250之間變化時，β=60°的努塞爾數Nu小于45°和30°的情況，說明在這一流速范圍內，攻角β=60°工況下，產生橫向渦個數多于縱向渦，總體熱交換強度就弱。對比圖7可看出，相同雷諾數Re下，β=45°的阻力系數最低。綜合考慮，β=45°時強化傳熱效果最好。

3.6 組合間距s對換熱的影響

固定其它參數(α=45°，β=45°)，只改變間距進行數值模擬，渦發生器的間距分別取80 mm、90 mm、100 mm 。圖8、圖9為不同間距s時平均Nu數、阻力系數f隨雷諾數Re變化圖。

圖8 不同間距s時平均Nu數隨雷諾數Re變化圖

圖9 不同間距s時阻力系數f隨雷諾數Re變化圖

可以看出布置多排渦發生器時排列間距對換熱與阻力特性的影響比較明顯。總體來觀察兩個圖的數據變化，平均Nu數均隨雷諾數Re增大而增大，大小順序依次為：s=90 mm最大，其次是s=80 mm，s=100 mm最小，而阻力系數s=100 mm最小，s=80 mm最大。所以綜合考慮s=90 mm時，效果較好。

4 組合結構優化與實驗測試

4.1 組合渦發生器結果優化

通過上述研究，為了更好地得出最優結構，在上述結論的基礎上制定因素水平表，分別用A、B、C表示。由前文可知，三個因素的獨立影響較優參數分別為s=90 mm、α=45°、β=45°，因此，取Re=5 000時，本次正交試驗設計的水平在這些較優數值的周邊確定為3個的水平因素表，如表1所示。

表1 因素水平表

表2 試驗結果分析表

為了準確表示優化結構強化傳熱的程度，對數值模擬的結果利用強化傳熱判定準則作進一步計算，應用工作效應對比評價準則數G[9]，其判定公式為：

(3)

式中：Nu為強化型努塞爾數；f為阻力系數；Nu0為普通型換熱器努塞爾數。下標“0”代表無強化的情況。得出綜合評價指標G(試驗指標)隨雷諾數Re變化曲線，如圖10所示。

圖10 綜合評價指標曲線

可以看出，隨著Re值的增大，G值呈下降趨勢。與優化結構的強化傳熱基本相吻合。

4.2 實驗測試及分析

優化結構與常規結構如圖11所示。實驗測試的系統簡圖如圖12所示。

圖11 通道模型實物圖

圖12 實驗系統簡圖1.全自動電蒸汽鍋爐 2、5.閥門 3、7、11、12.熱電偶溫度計 4.蝸桿式空氣壓縮機 6.流量計 8.U型壓力計 9.螺旋板式換熱器模型 10.保溫箱

為驗證優化效果，采用實驗研究方法對上述最優結構進行實驗測試。實驗流程如圖12所示，工作過程為：全自動蒸氣鍋爐1產出蒸氣流經閥門2和熱電偶溫度計3進入實驗測試系統再經溫度計11流向蒸氣出口；蝸桿式空氣壓縮機4將空氣流經閥門5、流量計6和熱電偶溫度計7進入實驗測試系統再經溫度計12流向空氣出口，熱電偶溫度計分別測進、出口蒸汽溫度，流量計測進口端的空氣流速。其中，測試系統由保溫箱10、換熱板試件9和U型壓力計8組成，試件是用普通型和優化型進行更換測試，U型壓力計用來測量測試系統空氣進出兩側的壓差。

為了比較優化結構與常規結構換熱效果及驗證模擬結果準確性，文中根據實驗結果總結出二者在不同實驗雷諾數下總換熱系數K變化曲線及壓降ΔP的沿程曲線與模擬結果對比圖，如圖13、14所示。

圖13 換熱系數K隨Re變化曲線圖

圖14 壓降ΔP隨Re變化的沿程曲線圖

由圖13、14可看出，換熱器總換熱系數K和壓力降ΔP均隨雷諾數Re的增大而增大。壓降的增加與總換熱系數相似，二者都是在雷諾數Re=4 000之后，尤其是壓降圖幾乎呈直線上升，說明在較低雷諾數下，渦旋產生的強度及尺寸都較小，故對邊界層的擾動程度不夠明顯，壓降較小。而隨著雷諾數的增加，流體介質對換熱壁面及邊界層的擾流程度增加，渦旋產生的二次流能卷吸換熱壁面的滯流體即螺旋通道的湍流度變大，換熱效果增強。觀察圖14壓降曲線的曲率變化可知，優化結構的換熱器曲率變化較大，擾流程度明顯優于常規換熱器。同時，從圖13、14中還可得出，優化結構的實驗值與模擬值誤差均在5%～8%之間，在誤差允許范圍內兩者吻合，證明文中采用的數值模擬方法及模型與實際情況較一致。

5 結 論

(1) 數值模擬結果顯示組合渦發生器的結構參數即兩種渦發生器的攻角和組合間距對換熱通道表面的流動特性與傳熱性能影響很大，并且得出一組組合結構參數α=45°，β=45°，s=90 mm，其綜合換熱效果最優。

(2) 對優化組與常規組進行數值模擬及實驗研究對比，并計算得出優化組的換熱器換熱系數明顯高于常規組，其傳熱特性及壓降特性范圍的實驗結果與數值模擬結果較為吻合。

參考文獻：

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