插入物對新型換熱器傳熱性能的影響

焦 鳳，鄧先和，宋鵬云

(1. 昆明理工大學 化學工程學院，云南 昆明 650500；2. 華南理工大學 化學與化工學院，廣東 廣州 510640)

插入物對新型換熱器傳熱性能的影響

焦 鳳1，鄧先和2，宋鵬云1

(1. 昆明理工大學 化學工程學院，云南 昆明 650500；2. 華南理工大學 化學與化工學院，廣東 廣州 510640)

在新型換熱器——自支撐矩形縮放管換熱器的基礎上，利用Fluent數值模擬方法，研究了在其殼程內分別插入傳統插入物(旋流片)和新型插入物(折板)后傳熱性能與流動特性的變化，研究的雷諾數(Re)變化范圍為27900～41900。結果表明，與空管縮放管換熱器相比，插入旋流片和折板的換熱器殼程的傳熱系數隨Re的增大分別增加了31.07%～33.08%和38.01%～46.74%；插入物在提高傳熱系數的同時也引起了通道內壓降的增大，插入旋流片和折板時通道內壓降分別增加了69.32%～77.42% 和 68.49%～87.16%；插入折板后殼程通道內的綜合傳熱性能最好，其次是插入旋流片的，無插入物時則最差。提高換熱器傳熱性能的關鍵是要改善通道兩側縮放管處的傳熱性能，減小速度場與溫度場間的協同角是增強換熱器傳熱性能的一項重要措施。

自支撐；縮放管；強化傳熱；插入物

換熱器在石油和化工行業中廣泛應用，其中應用最廣泛的是管殼式換熱器和板式換熱器兩種。前者[1]雖然機械密封性好、承壓能力強，但其管壁較厚、金屬耗量大，設備成本高；后者[2]雖然板材薄，但密封性差、易泄漏，其使用范圍受到限制。為解決兩者的缺點，鄧先和等[3]提出了采用旋流片支撐的矩形縮放管管束換熱器及其強化傳熱方法。該換熱器雖然可以較好地克服上述兩類換熱器的缺點，但當管外壓力較大時，矩形縮放管的板面容易產生形變。為此，鄧先和等[4]又提出自支撐的矩形縮放管管束換熱器，以改善其板面支撐強度。

近幾年，對于在換熱器換熱通道內加入插入物以提高其傳熱性能的研究頗多，而旋流片作為一種傳統的插入物，其研究更是廣泛。何兆紅等[5]研究了在縮放平行板間插入旋流片后的流動及傳熱性能的改變。Eiamsa-ard等[6]則對套管換熱器內插入旋流片后的傳熱及流阻進行了研究，進而又研究鋸齒狀旋流片[7]、開三角形翼、矩形翼及梯形翼等[8]不同開口的旋流片對換熱器傳熱性能的影響。Mazumder等[9]則研究了在矩形通道內插入旋流片后傳熱性能的改變。Lin等[10]研究了在圓管內插入連續的旋流片后傳熱性能的改變。Ahamed等[11]研究了在旋流片上開圓孔后對換熱器傳熱性能的影響，并提出了相應的關聯式。

鑒于此，筆者在自支撐矩形縮放管換熱器的基礎上，利用數值模擬方法研究傳統插入物旋流片(RSTT)和新型插入物折板(BP)對換熱器傳熱性能的影響，以探索該新型換熱器的強化傳熱方法。

1 新型換熱器模型簡介及計算方法

自支撐矩形縮放管換熱器的結構尺寸如圖1所示，流體沿x軸方向流動。由于換熱器殼程在z軸方向呈對稱性分布，因此可取圖1(a)中的陰影部分進行計算。在工業應用換熱器中，其整體結構尺寸都較大，流體在管內及管間均處于傳熱和流動的充分發展狀態。由圖1(b)可以看出，矩形縮放管換熱器的管程和殼程均由多個縮放元素組成，如粗實線所示，二者的結構在流動方向上呈周期性變化。因此，對于自支撐矩形縮放管殼程通道的計算可在流動方向上取一個縮放段進行，流體的進出口設為周期性邊界。兩種插入物的結構及其插入位置如圖2所示。從圖2可以看出，旋流片結構在x方向上也呈周期性變化，其周期長度即為旋流片間的間距Lp；而折板的長度l與縮放段長度一致，如圖2(a)所示。故對于殼程的兩種不同插入物，其結構也在流動方向上呈周期性變化，也可用周期性邊界進行計算。兩種插入物均放置在通道陰影部分的中心位置處，如圖2(b)所示。

圖1 自支撐矩形縮放管換熱器管束橫截面圖

圖2 傳統插入物旋流片(RSTT)和新型插入物折板(BP)示意圖及其在換熱器的插入位置

兩種插入物的尺寸列于表1。計算時設定的邊界條件為，空氣入口溫度303 K，管壁為壁面邊界條件，壁溫為常壁溫邊界條件，取壁溫Tw=353 K，進出口設為周期性邊界條件，采用三維雙精度解法器進行計算，湍流模型均采用RNGκ-ε雙方程模型，速度與壓力耦合為SIMPLEC算法，動量、湍動能、湍動能耗散率及動能的離散均為二階迎風格式。數值模擬的控制方程詳見文獻[12]。

表1 換熱器插入物的結構尺寸

2 新型換熱器模型數據處理方法

換熱器殼程的傳熱系數h由式(1)計算。

h=Q/(A·ΔT)

(1)

式(1)中，Q表示傳熱量，W；A表示傳熱面積，m2；ΔT表示對數平均溫差，K。其中，Q可由式(2)計算，ΔT可由式(3)計算。

Q=mcp(Tout-Tin)

(2)

(3)

式(2)、(3)中，m表示質量流量，kg/s；cp表示比熱容，J/(kg·K)；T表示溫度，K；下標w、in、out分別表示管壁、空氣入口和出口。

殼程的雷諾數Re、努塞爾數Nu及阻力系數f[13]定義分別如式(4)～(6)所示。

(4)

(5)

(6)

式(4)～(6)中，ρ表示空氣的密度，kg/m3；umax表示最小截面處空氣的速度，m/s；de表示通道的當量直徑，m；μ表示空氣的動力黏度，Pa·s；λ表示空氣的導熱系數，W/(m·k)；Δp表示通道內的壓力變化，Pa；l表示通道的長度，m。

采用性能評價準則PEC[14-15]評價換熱器的強化傳熱性能，如式(7)所示。

(7)

式(7)中，Nu′、f′分別表示插入插入物后的努塞爾數和阻力系數；Nub、fb分別表示縮放管空管(即無插入物，簡稱Baseline case)時的努塞爾數和阻力系數。當η>1時，說明在通道內有插入物后可以達到強化傳熱的效果；反之，表明縮放管空管時傳熱性能好。

3 結果與討論

3.1 新型換熱器模型模擬結果驗證

對模型采用六面體網格進行劃分，由于近壁面處的溫度變化劇烈，因此在劃分網格時對模型的近壁面處進行加密處理，其近壁面網格節點的距壁無量綱距離y+控制在5以下。

在進行模擬之前，應對各個模型進行網格獨立性檢驗。當不同網格數下得到的結果誤差小于2%時，則認為結果可取。圖3為換熱器無插入物時的網格獨立性檢驗結果。由圖3可以看出，網格數在第5組與第6組下得到的結果滿足要求。綜合考慮計算機的配置情況，對于縮放管空管采用的網格數為101500。對于內插旋流片及折板換熱器的模擬也要進行網格獨立性檢驗，在此不再一一詳述。

圖3 換熱器無插入物時的網格獨立性檢驗

為了驗證上述數值模擬計算方法的準確性，以矩形縮放管內插旋流片為例，按上述方法進行模擬，并將其模擬結果與實驗結果[16]相比較，結果如圖4所示。由圖4可以看出，通過模擬方法得到的Nu值與實驗值之間的誤差小于10%，而二者阻力系數間的誤差則小于5%，說明數值模擬計算方法可行。

圖4 新型換熱器模型模擬結果與實驗結果[16]的比較

3.2 換熱器流道內速度分布

圖5是Re=27900時，換熱器流道中心截面上的速度分布。由圖5可以看出，通道內部無插入物時，流體在中心區域的速度最大；插入旋流片后，中心區域的速度有所降低，兩側的速度增大；而插入折板后，由于折板在中間阻礙流體從中心位置流過，所以中心區域的速度基本為零，但同時由于折板對流體的導向作用，使流體向兩側流去，致使兩側的流速在3種情況下均為最大。由通道內的速度分布可知，若其內無插入物，則流體多數會從中心區域流過，而在插入旋流片及折板后，由于兩種插入物對流體有一定的引導作用，使得流體會向兩側流去，但折板對流體向兩側的引導作用要比旋流片顯著。

圖5 Re=27900時換熱器流道中心截面上的速度分布

3.3 換熱器流道內溫度分布

圖6為Re=27900時換熱器流道中心截面上的溫度分布。由于計算時采用常壁溫的邊界條件，因此通道在3種情況下的壁面溫度相同，為343 K。由圖6可以看出，流道內插入折板時，近壁面處的溫度梯度是最大的，其次是插入旋流片的情況，而在縮放管空管時最小。溫度梯度是評判換熱器傳熱性能的一個重要因素，由此可以看出，內插折板時的傳熱效果最好，其次是內插旋流片的情況，而縮放管空管時最差。

圖6 Re=27900時換熱器流道中心截面上的溫度分布

為了對通道在插入不同插入物時的溫度有一個更直觀的認識，現將通道沿z軸分為13個小區域。區域劃分方法及命名如圖7所示，而每一個小區域在有不同插入物時的溫度如圖8所示。

圖7 換熱器通道區域劃分及編號

由圖8可以看出，換熱器在插入折板時通道內流體溫度分布更均勻，其次是插入旋流片的情況。由于插入物在通道內對流體的擾動作用，使得通道內的換熱性能得到改善，從而使通道內流體的溫度分布更均勻。溫度分布的均勻性決定了換熱器換熱效果的好壞，因此，通道內插入折板時的換熱效果優于其他兩種情況。

圖8 Re=27900時換熱器通道中心截面按通道編號的溫度分布

3.4 努塞爾數沿換熱器通道壁面的分布

圖9為Re=27900時換熱器通道壁面處的努塞爾數(Nu)的分布。由圖9可以看出，壁面處Nu數的分布大致以通道壁面中心呈對稱分布。在縮放管空管情況下，壁面處Nu數在通道的兩側位置最小，在中心區域最大，這是由于此時通道內的流體多數從中心區域流過(見圖5)。而對于插入旋流片及折板情況，二者在通道兩側區域的傳熱效果較縮放管空管時有所改善，但中心區域的傳熱效果則比縮放管空管時差。

圖9 Re=27900時換熱器通道壁面處的努塞爾數(Nu)分布

由于通道內插入物的擾動及導向作用，使得流體流向通道兩側區域，致使此區域的流體速度有所增大，相應地中心區域流過的流體則較縮放管空管時減少，速度下降，從而中心區域傳熱效果變差。插入折板時，中心區域流體流速基本為零，這就意味著此時該區域流過的流體很少，所以中心區域的傳熱效果最差；而在兩側區域，流體流速是3種情況下最大，所以傳熱效果最好。從圖9也可以看出，插入折板后兩側區域的傳熱性能相比插入旋流片時明顯改善，而由于中心區域面積較小，對整體傳熱性能的影響則沒有通道兩側區域的明顯。

3.5 換熱器的綜合傳熱效果

圖10為3種情況下的換熱器的殼程傳熱系數(h)、壓降(Δp)及綜合傳熱因子(η)隨Re的變化。從圖10可以看出，在Re為27900～41900范圍內，縮放管空管換熱器的傳熱系數最小；插入旋流片后，其傳熱系數隨Re的增大增加了31.07%～33.08%；插入折板后，其傳熱系數則相應增加了38.01%～46.74%。但插入物的加入在提高傳熱系數的同時，也增加了其流動阻力。與無插入物相比，插入旋流片和折板后，其壓降分別增加了69.32%～77.42%和68.49%～87.16%(見圖10(b))。對于三者的綜合傳熱性能則可通過綜合傳熱因子η看出(以縮放管空管為參照)，η值均大于1(見圖10(c))，說明插入旋流片和折板后均起到了強化傳熱的作用。但是，插入前者的強化傳熱效果明顯低于后者，因此，在自支撐矩形縮放管殼程內插入折板后的傳熱效果最好，其強化傳熱效果亦最為顯著。

圖10 換熱器的殼程傳熱系數(h)、壓降(Δp)及綜合傳熱因子(η)隨Re的變化

綜合前述流道內速度分布結果可發現，加入插入物后，可以增大通道兩側縮放管區域流體的流速，進而引起傳熱系數的增加，從而使得該區域的傳熱性能增強。雖然兩側區域傳熱性能增加的同時中心區域的傳熱性能有所下降，但由于中心處面積較小，其對整個換熱器的傳熱性能影響較小。由此可以看出，改善通道兩側縮放管區域的傳熱性能是強化自支撐矩形縮放管換熱器換熱的關鍵所在。

3.6 換熱器強化傳熱的場協同分析

Guo等[17]曾提出，對流換熱的性能不僅取決于流體的速度和物性以及流體與壁面的溫差，而且還取決于流體速度場與流體熱流場間的協同程度。流體速度與溫度場之間的協同越好，在其他條件相同的情況下換熱就越強烈；而速度場與溫度場兩個矢量場的協同越好，就意味著流體速度場與溫度場間的夾角應盡可能地小。兩者應盡量平行[18]，即速度場與溫度場之間夾角余弦值的絕對值越大。此夾角即為場協同角θ，其定義如式(8)所示。

(8)

對各個模型協同角的體積平均值進行比較，其中場協同角的體積平均值θm定義如式(9)所示。

(9)

式(9)中，θi,j,k表示每個體積網格的場協同角值；Vi,j,k表示計算區域內的每個體積單元。

3種情況換熱器的場協同角的體積平均值(θm)隨Re的變化如圖11所示。從圖11可以看出，三者的θm均隨Re的增加而增大，而且無插入物時θm最大，而插入折板的則是最小，插入旋流片的居于二者之間。這也從場協同的角度驗證了3種情況中，插入折板時自支撐矩形縮放管換熱器能更好地達到強化傳熱的目的。同時，這也說明強化傳熱的手段之一就是要采取措施減小速度場與溫度場之間的協同角。

圖11 換熱器的場協同角的體積平均值(θm)隨Re的變化

4 結 論

(1) 與無插入物時相比，有插入物的換熱器，由于中心區域插入物對流體的擾動和導向作用，使得流體更多地流向兩側區域，其流速增大，相應的中心區域流速減小；流體流速的增大與減小也相應引起Nu數的增大與減小。雖然無插入物時，換熱器中心區域的Nu數最大，但由于中心區域面積較小，對提高整個換熱器的傳熱性能作用不大。由此推斷，提高新型自支撐矩形縮放管換熱器傳熱性能的關鍵是改善通道兩側縮放管區域的傳熱性能。

(2) 在新型換熱器殼程中插入折板或旋流片均能提高其傳熱性能，但同時也帶來阻力增加的不利影響。兩種插入物均能達到強化傳熱的目的，但是前者的綜合傳熱效果比后者更好。

(3) 插入折板的換熱器的場協同角最小，說明其提高換熱器傳熱性能的作用更強，同時也證明了減小速度場與溫度場之間的協同角可以起到強化換熱器傳熱的效果。

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Effect of Inserts on Heat Transfer Performance of New Heat Exchanger

JIAO Feng1，DENG Xianhe2，SONG Pengyun1

(1.FacultyofChemicalEngineering,KunmingUniversityofScienceandTechnology,Kunming650500,China；2.SchoolofChemistryandChemicalEngineering,SouthChinaUniversityandTechnology,Guangzhou510640,China)

Based on the new heat exchanger, self-support rectangle converging-diverging tube bundle heat exchanger, the turbulent heat transfer and fluid flow characteristics of the heat exchanger with different inserts were studied in the Reynolds number range of 27900 to 41900 by 3-D numerical simulations with Fluent software, and compared to that of the baseline configuration (without insert).The used inserts included regularly spaced twisted-tape (RSTT) and baffle plate (BP). The results showed that compared with the baseline case, the air-side heat transfer coefficients of the two enhanced cases were improved by 31.07%—33.08% and 38.01%—46.74%, with an associated pressure drop penalty increase of 69.32%—77.42% and 68.49%—87.16%, respectively. The BP case obtained the best overall performance, followed by the RSTT case, and the baseline case was the worst. The key point of enhancing heat transfer of shell side was to improve the heat transfer performance on converging-diverging tube. The reduction in the average intersection angle between the velocity vector and the temperature gradient was one of the essential measures to enhance heat transfer performance of heat exchanger.

self-support; converging-diverging tube bundle; heat transfer enhancement; insert

2014-01-23

云南省省級人培項目(KKSY201405055)資助

焦鳳，女，講師，博士，從事化工領域換熱器的強化傳熱研究；E-mail：jiaofeng0526@163.com

1001-8719(2015)03-0796-07

TK124

A

10.3969/j.issn.1001-8719.2015.03.027