立式管殼式換熱器封頭內部氣相數值模擬研究

祁東彬，張 健，史品佳

（1.江蘇井神鹽化股份有限公司淮安堿廠，江蘇 淮安 223200；2.淮安信息職業技術學院，江蘇 淮安 223003）

在純堿生產過程中，碳化工序所需的反應物之一——窯氣，在進入碳化塔之前經過壓縮機壓縮后溫度較高，為了能夠滿足碳化工序的生產工藝要求，通常利用立式的管殼式換熱器對窯氣進行冷卻。

管殼式換熱器具有適應性強、處理能力大、易制造、耐高溫、高壓等優點［1］，但其內部流場是一個不規則的三維流場，特別是進氣封頭內部氣相流場最為復雜，因為封頭進口下端設有一塊防沖板，防沖板主要起到防止氣體對進口下端換熱器的沖蝕和分布氣流的作用［2，3］，其對流場分布的影響較大，數學理論及實驗研究很難對其進行表述。近幾年來，計算流體動力學（CFD）技術在流場的數值模擬方面發展迅速［4］，能夠較為全面地對復雜流場進行模擬研究［5－7］，為設備在結構上的優化設計提供了一定的指導依據。因此，本文采用CFD技術中的FLUENT軟件對立式管殼式換熱器進氣封頭內部含二氧化碳濃度為42%窯氣流場進行數值模擬分析。

1 模型建立

1.1 湍流模型

FLUENT軟件對于湍流的求解模型主要有標準的k－ε模型、RNG k－ε模型、RSM模型。其中RSM模型主要用于處理旋流場，而且計算量較大［8］；k－ε模型是從實驗現象中總結出來的，其中ε方程由經驗公式導出的，易用于處理簡單的湍流場［9］；RNG k－ε模型是在k－ε模型的基礎上進行了優化，并可用于低雷諾數流動的情況［10］。管殼式換熱器進氣封頭內部氣相流場屬于復雜的湍流場，但并不屬于復雜的氣旋場，所以本文選擇RNG kε湍流模型。連續相氣體的流動過程可以用連續性方程和Navier－Stokes方程來表述：

連續性方程：

式中：ui，uj（i，j，＝1，2，3）為各時均速度分量；xi（i＝1，2，3）代表各坐標分量；p 為流體的時均壓力；μ是流體的動力粘性系數；ρ是流體密度。

1.2 物理模型

本文選用φ1000管束的立式管殼式換熱器作為研究對象［11］，其整體結構示意圖如圖1（a）所示，管殼式換熱器中換熱管束上平面A－A分布圖及進氣口下端的防沖板的分布示意圖如圖1（b）所示。圖1（a）中換熱器截面B－B以上部分的氣相流場將作為本次數值模擬研究所需建立的三維實體模型，其中B－B截面與A－A截面的軸向距離為100mm。

對于模型的建立，首先根據管殼式換熱器的結構尺寸（包括防沖板的設計尺寸、換熱管的結構分布及尺寸），使用三維建模軟件UG對圖1中界面BB以上的氣相流場進行建模，再將建好的模型導入ICEM CFD軟件進行非結構化網格劃分，劃分好的網格圖形如圖2所示。

圖1 立式管殼式換熱器整體結構及局部分布示意圖

圖2 網格模型

2 數值算法及邊界條件設置

將劃分好的網格模型導入到FLUENT軟件中進行求解，由于模型較大，空間離散化選項中壓力類型選為PRESTO，求解器為壓力耦合求解器，采用SIMPLEC算法處理壓力－速度耦合，壁面的邊界網格采用無滑移網格，換熱器進口使用流速入口的邊界條件，流速為55.29m／s（參照實際流量為25 000m3／h）。

3 結果與討論

本文對管殼式換熱器進氣封頭建立三維模型時，將三維參考坐標系原點（X＝Y＝Z＝0）設立在換熱管束的上表面A－A截面中心處，坐標系中Z軸與立式管殼式換熱器中心軸共線，坐標系各軸線方向見圖1。在模擬結果分析過程中，將從模型中提取一個截面和兩條直線，截面：Y－Z截面，兩條直線：Y－Z截面與Z＝－50截面的交線（以下簡稱交線line＝－50）、Y－Z截面與Z＝－100截面的交線（以下簡稱交線line＝－100），通過以上兩個截面和交線上的壓力和速度分布情況對氣相流場進行分析研究。

圖3（a）和圖3（b）分別顯示的是Y－Z截面上的壓力分布云圖及軸向速度矢量分布圖。從兩幅圖中可以直觀的看出，封頭內氣相流場具有較好的對稱性，這與防沖板布置的對稱性具有一定的關系。從圖3（a）壓力分布云圖中能夠發現，封頭內壓力最大的區域位于防沖板的上部中心處，該區域的平均壓力在0.347MPa左右；壓力最小的區域集中在防沖板的下部靠近封頭器壁處，該區域在封頭內是個環形區域，壓力數值在0.31MPa左右。其實，壓力較小環形區域的形成主要是由于該位置存在較大的渦流，這一點能夠從圖3（b）中得到應證，這個渦流圍繞中心軸具有很好的對稱性，渦流的旋轉方向是由內向外。這個較大渦流的存在對氣流場具有一定的破壞性，使氣流在流動中增加能量損耗，也就是所謂的渦流損耗，最終導致壓降增大。

圖3 Y－Z截面壓力及速度分布圖

圖4展現的是局部區域軸向速度矢量分布散點圖，從圖中能夠很清晰地觀察出，在這部分換熱管入口下部區域存在一定強度的渦流，這些渦流的形成主要是由于封頭內部大渦流場在局部換熱管入口處形成的負壓。而這些受到負壓影響的換熱管，其氣體流量肯定會受到一定的影響，這部分換熱管的大概分布位置將在圖5中得到分析闡述。

圖5（a）和圖5（b）分別顯示的是交線line＝－50和交線line＝－100上的軸向速度分布散點圖。在圖5（a）中，能夠看到有部分速度矢量大于零的散點，這說明部分氣體的流向是沿軸線向上的，該結果與圖4所闡述的局部換熱管入口下部形成渦流的現象是一致的。同時，通過圖5（a）能夠確定入口下端形成渦流的換熱管主要分布在徑向半徑為240mm至400mm的環形區域內，而在圖5（b）中并未發現速度矢量大于零的散點存在，這也就說明這些渦流存在的軸向范圍在0～100mm內。

圖4 局部軸向速度矢量分布散點圖

從圖5（a）和圖5（b）中還能發現，軸向速度（氣體流量）最大的換熱管位于徑向半徑為100mm左右的區域內，軸向速度（氣體流量）最小的的換熱管位于徑向半徑為300mm左右的區域內，這兩個區域的軸向速度差隨著軸向距離的增大而增大。

4 結 論

通過對設有防沖板的立式管殼式換熱器封頭內部氣體流場的數值模擬研究，得出以下幾點結論：

1）封頭內壓力最大的區域位于防沖板的上部中心處，該區域的壓力平均值在0.347MPa左右；壓力最小的區域集中在防沖板的下部靠近封頭器壁處，壓力數值在0.31MPa左右。

2）防沖板下部氣相流場形成了一個較大環形的漩渦流場，這個較大渦流的存在對氣流場具有一定的破壞性，使氣流在流動中加大能量損耗，也就是所謂的渦流損耗，最終導致壓降增大。對此，可以從防沖板的結構形式進行改進，使得封頭內部的氣相流場更加平穩。

3）徑向半徑在240mm至400mm的環形區域內分布的換熱管入口下端形成了一定強度的渦流，且渦流的軸向范圍在100mm以內，這些渦流的存在影響了換熱管內的氣體流量。

4）換熱器換熱管束中，軸向速度最大的換熱管位于徑向半徑為100mm左右的區域內，軸向速度最小的的換熱管位于徑向半徑為300mm左右的區域內，這兩個區域的軸向速度差隨著軸向距離的增大而增大。

圖5 直線上的速度分布散點圖

［1］ 王萌萌，李彩霞，許世峰，等.管殼式換熱器的設計［J］.化工機械，2014，41（6）：754－756

［2］ Krishna P.Singh.防沖板在管殼式換熱器內的合理布置［J］.化工煉油機械，1975，4：93－95

［3］ 劉月芹.淺談換熱器防沖板［J］.化工設備與管道，2002，39（5）：20－25

［4］ 張師帥.計算流體力學及其應用—CFD軟件的原理與應用［M］.武漢：華中科技大學出版社，2011

［5］ 劉磊，宋天民，管建軍.基于FLUENT的管殼式換熱器殼程流場數值模擬與分析［J］.輕工機械，2002，30（1）：18－21

［6］ M.V.Ghori ＆ R.K.Kirar.Numerical Analysis of Tube－Fin Heat Exchanger using Fluent［J］.International Journal on Theoretical and Applied Research in Mechanical Engineering，2012，1（2）：37－44

［7］ 謝洪虎，江楠.管殼式換熱器殼程流體流動和傳熱的數值模擬［J］.化學工程，2009，37（9）：9－12

［8］ 費祥麟，等.高等流體力學［M］.陜西：西安交通大學出版社，1989

［9］ 李澤昌.旋風分離器內氣相數值模擬研究［J］.安裝，2013，（6）：62－64

［10］ V.Yakhot，S.A.Orszag.Development of Turbulence Models for Shear Flows by adouble Expansion Technique.Physics.Fluids A，1992，Vo1.4，No.7：1510－1520

［11］ 全國壓力容器標準化委員會GB151－1999管殼式換熱器［S］.北京國家質量技術監督局，1999