多頭螺旋套管換熱器殼程的強化換熱數值分析

張銀銀 江 濤

（珠海格力電器股份有限公司 珠海 519070）

引言

螺旋套管式換熱器作為一類高效能強化換熱器，由于其結構緊湊，換熱效率高，已廣泛用于各種機械、動力和制冷等換熱領域的核心設備。由于其殼程幾何結構復雜，流動和換熱的影響因素較多，流動形態也很復雜，因而數值研究方法無疑為經濟、安全地設計、評價換熱器提供了一種強有力的手段。國外已對其換熱作了一些數值研究[1-3]，但大多數集中于內管的研究，對于殼程的環形流道內的流體流動與換熱性能的研究卻不多。

鑒于上述現狀，在湍流狀態下，對此類換熱器殼程螺旋通道內的流動和傳熱特性的研究成為迫切需要進行的課題。本文提出在內管上加設螺旋螺紋，并利用數值模擬分析螺紋對殼程強化換熱的提升效果，最后采用綜合性能評價因子η對強化手段做科學評價，結論可為合理設計經濟可靠地此類換熱器與綜合評價其性能提供理論依據。

1 數值模型

1.1 物理模型

殼程物理模型如圖1與圖2所示，分別是截面為圓環和加有螺紋凹槽的不規則截面圓環的螺旋流道模型。主要幾何參數：螺旋體螺距H、螺旋體曲率半徑Rc、螺紋槽深h、螺紋纏繞圈數n、螺紋頭數N、內管外徑di、外管內徑Do，螺旋體統一采取右旋方式繞旋兩圈。

建立研究對象的殼程流道并分別命名為P1、P2與P3其參數見表1與表2。

采用ProE建立三維模型，導入前處理網格劃分軟件ICEM劃分計算網格，網格模型截面如圖3所示。

1.2 數學模型

本文研究的流動狀態在Re=9 000-19 000范圍內，為完全湍流狀態。采用Fluent自帶的RNGκ-ε模型，它對旋渦以及近壁的處理更適用于存在縱向渦流的螺旋形變管的殼程流體流動與傳熱的模擬。

湍動能方程：

耗散率輸送方程：

式中：

式中，Gκ是由于平均速度梯度引起的湍動能產生；Gb是由于浮力影響引起的湍動能產生；YM為可壓縮湍流脈動膨脹對總的耗散率的影響；C1ε、C2ε、C3ε為經驗常數，Fluent中默認值為C1ε=1.44、C2ε=1.9、C3ε=0.09；ακ、αε分別為湍動能和湍動耗散率對應的有效普朗特數的倒數，Fluent中默認值為ακ=1.0、αε=1.3；Prt為湍動普朗特數，默認取Prt=0.85；gi為重力加速度在i方向上的分量；β為熱膨脹系數取β=0.012；Mt湍動馬赫數；a為聲速；對于高雷諾數問題，Cμ=0.084 5。

圖1 光滑內管螺旋套管換熱器流道

圖2 螺紋強化內管螺旋套管換熱器流道

表1 光滑內管環形流道模型參數

表2 強化內管環形流道模型參數

圖3 各種螺旋套管換熱器殼程流道網格模型其截面圖

2 求解及網格無關性檢驗

2.1 邊界條件

計算以軟件自帶介質水為研究流體，其為不可壓縮流體，物性為常數；過程中忽略重力影響[3-5]。

入口：速度入口，給定按各實驗條件所取雷諾數Re計算出的速度值，并設入口溫度為300 K；

出口：定義為壓力出口，給定水力當量直徑9.17 mm；

壁面：流道外壁面定義為絕熱；內壁面定義為恒溫，取壁面溫度值340 K；所有壁面采用無滑移壁面條件，松弛因子采取系統默認值；湍流強度按I=0.16Re-1/8計算[5]；壓力和速度的解耦采SIMPLE算法，為了提高計算精度，動量和能量方程的離散均采用二階迎風格式，收斂條件為所有殘差值小于1.0×10-6。模擬工況見表3。

2.2 網格無關性檢驗

為確保仿真結果的準確性，采用不同的網格尺寸對流道內流體流動和傳熱過程進行了數值初算，選取各模型同一界面處的局部平均努賽爾數Nu和局部平均摩擦系數fm做比較，其計算誤差均在可接受范圍，這為計算優選網格數量提供了依據。具體實驗結果列于表4。

3 結果與分析

3.1 速度與溫度場分析

為研究多頭螺紋繞旋內管所起的殼程強化換熱，分析湍流充分發展的距離入口540 °位置截面的速度與溫度場，如圖4。

在相同工況下隨螺紋頭數增加，環形流道的速度矢量圖表明速度場變得愈加紊亂，流場的二次流變得愈加強烈，速度梯度也在增大。這使流體與壁面的換熱邊界層受到扯裂，尤其是隨著頭數的增加，造成的紊流更加激烈，換熱邊界層受到的破壞也越嚴重，這使換熱阻力迅速減小。對應溫度場的發展也隨之變得更加展平，整體性更好。

3.2 殼程整體換熱性能分析

為直觀的對比螺紋頭數對殼程充分發展的湍流換熱的強化作用，圖5與圖6分別展示了沿程Nu數與壁面摩擦因子fm的變化。

分析發現，沒有繞螺紋即繞螺紋頭數為零的P1模型流道換熱性能確實遠低于帶螺紋繞旋的強化內管的流道模型，且隨著繞旋螺紋頭數的增大，換熱性能在整體上都得到了提升。但也不可忽視，隨著繞旋螺紋頭數的增加，壁面摩擦系數整體上會增大。而這種摩擦系數的整體增大是非常不利于節約換熱所需的能量投入的，在增強換熱的同時如果泵功的消耗投入增大過多，將大大降低強化換熱所獲得的收益。

3.3 綜合評定強化換熱性能

表3 模擬流動工況參數表

表4 網格無關性分析參數表

圖4 模型P1、P2和P3在距離入口540 °截面處速度場矢量圖和溫度圖

圖5 沿程的努賽爾數Nu的變化

圖6 沿程的摩擦因子 fm變化

圖7 強化管P2與P3相對于光滑管的及η在沿程各截面變化

數值解與之做比值來具體量化的比較綜合性能。如圖7展示了6頭螺紋管P2與4頭螺紋管P3分別與光滑管P1的比值沿程變化。

圖7表明帶有多頭螺紋結構的流道的強化換熱性能相對于光管都有絕對的提升，這種優勢體現在整個殼程流動的換熱中，而且螺紋頭數的增加也使相對流動阻力增大；但通過對P2與P3管的綜合因子η曲線分析可以發現其值始終大于1，有力論證了螺紋頭數的增加帶來的強化換熱收益能夠絕對的彌補整個殼程因流阻增大而損失的能量，因此這種強化換熱的技術能夠獲得能量的正收益。

4 結論

1）內管上增設多頭螺紋繞旋的換熱器其殼程速度場更加紊亂，溫度場更加展平，在換熱能力大幅提升的同時流動阻力也將增大，使得換熱綜合收益受影響。

2）內管外表設計多頭螺紋可以絕對的強化傳熱，其綜合性能評價因子η都大于1，有力論證了內管加設繞旋螺紋結構可有效強化殼程的換熱性能。