一種雙扭轉流換熱器殼程傳熱性能與機理分析

古新，宋帥，張大波，方運閣，陳衛杰，王永慶

（1 鄭州大學河南省過程傳熱與節能重點實驗室，河南鄭州450002； 2 中國煙草總公司鄭州煙草研究所，河南鄭州450002）

引 言

我國的換熱器產業起步晚，近年來得到了較快的發展，開發出不同管束支撐結構管殼式換熱器。隨著我國經濟社會的不斷發展,人們對美好生活的日益向往,我國的換熱器企業將迎來廣闊的發展前景[1-5]。換熱器是使能量從熱流體傳遞到冷流體，來滿足規定工藝的裝置[6]。管殼式換熱器作為關鍵換熱設備，結構簡單而緊湊、設計靈活、制造方便，使用后很容易進行除垢作業，并且能承受高溫高壓和不同種類流體介質的工作環境，換熱效率較高[7]。基于以上種種優點，管殼式換熱器廣泛應用于化工、石油化工、電力、食品、制藥等工業領域[8-10]。綜合考慮能源與污染的問題，優化換熱器的設計參數、提高傳熱效率、減少能耗在工程領域中有重大意義[11]。

為提高管殼式換熱器綜合綜合性能，許多學者對殼側擋板結構進行改進和優化，以增強傳熱和降低流阻。例如，使用折流桿擋板[12]、整圓形折流板[13]、斜百葉片折流板[14]、簾式折流片[15-17]、弓形折流板[18-21]等來改變殼程流體流向。螺旋折流板支撐結構[22-24]使流體在殼程形成“柱塞流”的形態，增大傳熱溫差;整體旋轉流動可產生破壞換熱管壁邊界層的渦，減小邊界層厚度。當前應用和研究較多的是非連續螺旋折流板結構，采用扇形或橢圓形平面板搭接而成，形成近似螺旋面的結構，搭接方式可分為連續搭接、交錯搭接和周向重疊搭接。古新等[25]結合換熱器殼程流體橫向流和縱向流的各自優點，提出管殼式換熱器殼程流體斜向流動，并研發出類梯形折流片管束支撐結構。采用類梯形傾斜折流板作為換熱器殼程導流板，每組可以布置多塊折流板，相鄰兩組類梯形傾斜折流板呈正交布置，構成一個周期。殼程流體流經相鄰兩組類梯形傾斜折流板呈扭轉變向，呈現出周期性的“扭轉流”流動形態。Gu 等[26]研究了類梯形折流板傾角、寬度、間距和數量等結構參數對扭轉流換熱器傳熱性能的影響規律。研究表明，類梯形折流板的傾角和間距對傳熱性能有顯著影響，折流板寬度的影響次之，折流板數量的影響作用最小。熊曉朝[27]與王通通[28]研究扭轉流換熱器與弓形折流板換熱器、螺旋折流板換熱器傳熱性能，結果表明：與弓形折流板換熱器相比，在同樣流速下，扭轉流換熱器傳熱系數提高12.43%～24.33%，綜合性能提高5.85%～9.06%。與螺旋流換熱器相比，在同樣流速下，扭轉流換熱器傳熱系數比螺旋流換熱器高49%～78%，而阻力因子較螺旋流換熱器高88%～94%，同等泵功下扭轉流換熱器殼程綜合性能較螺旋流換熱器提高約22%～44%。

為對殼程傳熱進一步強化同時降低流動阻力，本文提出采用傾斜正交布置的類直角梯形折流板代替常規折流板，以殼程流體雙扭轉流動代替單扭轉流動，研究其殼程的換熱和流體流動性能，進而獲得新型換熱器的綜合性能，揭示該新型管殼式換熱器殼程傳熱強化與降阻機理。

1 數值研究與計算

1.1 物理模型

雙扭轉流換熱器殼側的幾何結構沿著流體流動方向是周期性的。殼體側的整個流動區可分為入口段、充分發展的周期段和出口段[29]。一般情況下，流動換熱區大多屬于完全發展的周期段，流動換熱性能基本上代表殼側的整體性能。充分發展的周期段經常被選擇作為研究對象[30]。通過對殼側幾何結構的適當簡化，利用solidworks軟件建立物理模型，扭轉流換熱器如圖1（a）所示，管束支撐結構為類梯形的折流板組合，類梯形折流板在殼程的正交分布，誘導流體呈現扭轉流的流動形態。雙扭轉流換熱器如圖1（b）所示，殼程折流板兩兩正交排布，誘導流體呈現兩股扭轉的流動。本文計算模型包括雙扭轉流換熱器、扭轉流換熱器。換熱器換熱管束采用三角形布管方式，折流板、折流片等間距排布，兩種換熱器周期全截面模型和管束支撐和流體擾流元件結構示意圖如圖2所示。模型結構參數列于表1。

圖1 兩種換熱器殼程結構簡圖Fig.1 Schematic diagram of the shell side structure of the heat exchanger

圖2 換熱器周期全截面計算模型和內部結構參數Fig.2 The calculation model and internal structural parameters of the heat exchanger cycle full section

1.2 控制方程

計算域內質量、動量、能量和湍流動能及損失的控制方程如下:

質量守恒方程（連續性方程）

表1 換熱器模型基本結構參數Table 1 Basic structure parameters of the heat exchanger model

動量守恒方程

能量守恒方程

式中，E為流體微團總能，keff為有效熱導率，Jj為對應組分的擴散通量，Sh為體積熱源項。

1.3 網格劃分

圖3 網格劃分示意圖Fig.3 Schematic diagram of meshing

圖4 獨立性驗證Fig.4 Independence verification

計算模型進行非結構化網格劃分，對于零部件多、結構復雜的雙扭轉流換熱器三維立體模型，宜采用正四面體非結構化網格，針對折流板、筒壁、管壁等邊界層影響較大的區域設置加密網格。計算模型網格如圖3 所示。采用5 種不同的網格數進行獨立性驗證，如圖4 所示，在網格數為3914797 個時傳熱系數基本穩定，與網格數為4254825 個的傳熱系數相比，誤差在1.5%內，考慮模擬計算的時間及空間復雜度，在允許誤差范圍內最終選用3914797網格數。

1.4 邊界條件和計算方法

采用SIMPLE 算法對壓力和速度進行耦合，差分格式采用二階迎風格式對動量、能量、湍動能和湍流耗散率進行離散，湍流計算模型采用RNG k-ε模型，在該模型的推導過程中，Re 在5000～15000 之間，流動是完全湍流的。與雷諾應力模型和大渦模擬模型相比，該模型計算時間短，內存占用少。此外，該模型還能較準確地預測近壁面區域，對計算傳熱具有重要意義。收斂準則對連續性和速度分量曲線殘差達到10-5，能量殘差曲線到達10-7。由于新型雙扭轉流換熱器數值計算模型為周期性全截面模型，其管內和殼程進出口截面均設為周期性邊界條件。如圖5 所示,以雙扭轉流換熱器為例，設置平移周期邊界條件，殼程流體為水，Side a 采用質量流量，溫度設置為293.15 K，換熱管壁溫恒定為393.15 K。

圖5 邊界條件示意圖Fig.5 Schematic diagram of boundary conditions

2 計算結果與討論

2.1 殼程傳熱系數、壓降、綜合性能分析

傳熱系數和壓降隨著質量流量的變化如圖6、圖7 所示，兩種換熱器的傳熱系數與壓降都隨著進口質量流量的增加而增大，在相同的質量流量下雙扭轉流換熱器的傳熱系數略低于扭轉流換熱器，而扭轉流換熱器的壓降比雙扭轉流換熱器大很多。從數值模擬計算結果來看，雙扭轉流換熱器的傳熱系數相比扭轉流換熱器降低24.4%～27.9%，而壓降比扭轉流換熱器降低63.3%～71.0%，相比來說，雙扭轉流換熱器的壓降降低明顯，是因為雙扭轉換熱器殼程流體流動被分為兩股螺旋的流動，降低了流動阻力。

為了更準確地反映強化傳熱性能，從相同輸送功率熱量傳遞大小的觀點出發，提出了PEC 準則[31]，相關表達式如下：

圖6 傳熱系數隨質量流量的變化Fig.6 Changes of heat transfer coefficient with mass flow

圖7 壓降隨質量流量的變化Fig.7 Changes of pressure drop with mass flow

式中，Nu 為Nusselt 數；f 為摩擦因子；d0為換熱管直徑，m；λ 為熱導率，W·(m?K)-1；de為當量直徑，m；l 為殼體長度，m；ρ 為流體密度，kg·m-3；u 為流體特征流速，m·s-1。如圖8所示，雙扭轉流換熱器相較于扭轉流換熱器綜合性能提高1.2%～4.1%。在質量流量較大時，雙扭轉流換熱器綜合性能提高明顯。

圖8 綜合性能Fig.8 Comprehensive performance

2.2 殼程流動特征

圖9 殼程流線圖Fig.9 Streamline diagram of shell side

圖10 換熱器殼程縱向截面速度云圖Fig.10 The velocity cloud diagram of the longitudinal section of the shell side of the heat exchanger

圖11 換熱器殼程橫向截面速度云圖Fig.11 The velocity cloud diagram of the transverse section of the shell side of the heat exchanger

如圖9所示，在相同質量流量下，對于扭轉流換熱器，流體進入殼程區域，經過折流片,由于折流片間距變窄，使其速度增加，且折流板之間流速大于雙扭轉換熱器折流板間流速，形成漩渦尾流，下游流體的湍流度增大，呈現出流體速度“加速-減速-再加速”的過程，減薄邊界層，達到增強換熱的目的。而對于雙扭轉流換熱器，流體首先充滿入口段，經折流板導流作用流體被分散為兩股流體，在之后的流動過程中會由于折流板的布置方向而使每股流體沿45°方向斜向流動，隨后進入下一組折流板，由于相鄰兩組折流板正交排布，恰好使得流體形成類似于螺旋流的流動形態，流動相對于扭轉流換熱器穩定，降低殼程的流動阻力，以此達到綜合利用斜向流和螺旋流各自優點的目的。

圖10 為雙扭轉流換熱器和扭轉流換熱器在質量流量為3.9 kg·s-1時的速度矢量分布云圖，其截面位置處于換熱器第一組折流板中間徑向截面。從圖中可以看出雙扭轉換熱器在筒體處流速較大，不利于強化傳熱，而扭轉流換熱器換熱管處速度分布比雙扭轉流換熱器密集，從而增加了對管壁的沖刷作用，削弱了熱邊界層的厚度，使其傳熱系數相對較大，因此扭轉流換熱器傳熱系數大于雙扭轉流換熱器。圖11 為質量流量為3.9 kg·s-1時的截面速度云圖，其截面位置處于換熱器管束軸向截面。從圖中可以看出扭轉流換熱器在折流板背面處速度明顯較高，有助于提高殼側流體的擾動程度，增強傳熱能力。雙扭轉流換熱器整體速度分布比較均勻，因而扭轉流換熱器傳熱系數相對較大。兩種云圖分布都證明扭轉流換熱器傳熱系數大于雙扭轉流換熱器。

2.3 場協同分析

場協同分析認為對流傳熱性能與流場速度場和溫度場的協同性有關，協同角越小，換熱性能越優。并且場協同原理在換熱領域方面能夠得出合理的揭示，因此可以作為一種評價指標，本文利用該原理對換熱器結構傳熱進行分析。

何雅玲等[32]提出速度場與壓力場協同原理，流體速度與壓力梯度協同角β 的值越大，兩者協同性越好，流體流動阻力越低，引起的壓降就越小。據此可以認為流體壓降大小與速度與壓力梯度協同角β呈正相關的作用。其中，流體速度與溫度梯度、壓力梯度協同角α、β的計算公式分別為：

在Tecplot中對式(7)、式(8)進行編碼計算。

圖12中是殼程流量為3.9 kg·s-1時，換熱器殼程橫截面速度與溫度協同角分布，由數值模擬結果算出雙扭轉流換熱器與扭轉流換熱器速度與溫度梯度的平均協同角分別為74.13°和70.14°。扭轉流換熱器速度與溫度梯度協同角更小，故傳熱系數較大。

圖13中是殼程流量為3.9 kg·s-1時，換熱器殼程橫截面速度與壓力梯度協同角分布，由數值模擬結果算出雙扭轉流換熱器與扭轉流換熱器速度與壓力梯度平均協同角分別為73.07°和70.51°。雙扭轉流換熱器速度與壓力梯度協同角略大于扭轉流換熱器，流動阻力相對較小。

3 實驗研究

3.1 實驗流程

為驗證數值計算結果的準確性，采用LDV 對流體流速進行測量。實驗流程見圖14。水箱內為循環水，循環水溫度為室溫。循環水由抽水泵從儲水箱內抽出，依次經過進水閥門、轉子流量計和異形片式換熱器實驗模型。換熱器內的水通過出口流回水箱循環利用。實驗開始前，在注滿水的水箱內加入適量的示蹤粒子，并攪拌均勻。接著調節進水閥門和回水閥門，使轉子流量計顯示實驗所要求的流量值。當流量穩定時，使用激光多普勒測速儀捕捉示蹤粒子，通過Flowsizer 軟件處理，得到測量位置的速度值[33]。

實驗中所用儀表匯總于表2。

圖15為實驗過程中使用扭轉流換熱器模型，材料選用為有機玻璃，使用有機溶劑進行黏合，在外圍用長螺栓進行加固。由于激光需要順利匯聚換熱管間隙，且不能相互遮擋，因此采用正方形布管。

圖12 速度與溫度梯度分布Fig.12 Gradient distribution of speed and temperature

圖13 速度與壓力梯度分布Fig.13 Gradient distribution of velocity and pressure

圖14 實驗流程圖Fig.14 Experimental flowchart

表2 實驗用儀表匯總Table 2 Summary of experimental instruments

圖15 實驗模型Fig.15 Experimental model

實驗測量點的選取應該盡可能避開換熱器進出口及容易產生氣泡滯留的區域，同時盡量避開遮蔽物，保證激光光束可以直接到達測量點，如圖16所示。在驗證線上分別選取相鄰兩組折流板中點為測量點，測量縱向速度分量、橫向速度分量與模擬結果的速度分量。

3.2 實驗結果

垂直于換熱管方向的速度分量是橫向速度分量，平行于換熱管方向的速度分量是縱向速度分量。數值模擬與實驗結果如圖17 所示。從圖中可以看出扭轉流換熱器殼程流體存在明顯的周期性流動趨勢，驗證線橫向速度與縱向速度的實驗數據與數值模擬結果吻合較好,最大相對誤差在18%允許誤差范圍內，驗證了數值模擬結果的準確性和可靠性。造成誤差的原因是因為模型建立過程中未考慮管箱、法蘭、進出口接管結構，忽略了折流板與管束之間的縫隙等；其次模型在加工制造時進行了簡化，由于加工誤差造成實驗模型幾何尺寸與數值模擬的模型不完全一致，在實驗過程中，激光焦點的幾何位置等也會在一點程度上造成兩者結果間的誤差。

圖16 實驗模型驗證線Fig.16 Verification line of experimental model

圖17 實驗結果Fig.17 Experimental results

4 結 論

（1）對雙扭轉流換熱器流場分析，流體因導流板的正交布置方式會發生雙扭轉變向流動，產生螺旋流動，將流速較高流體分布在筒體附近，不利于沖刷管壁。扭轉流換熱器殼程流體速度與溫度梯度協同性較好，有利于強化對流換熱，殼程傳熱系數較大，因此雙扭轉流傳熱器傳熱系數相對類梯形折流板換熱器降低24.4%～27.9%。

（2）雙扭轉流換熱器速度與壓力梯度協同角與類梯形折流板換熱器相比較大，流體流動阻力相對較小，因此雙扭轉流換熱器壓降相對類梯形折流板換熱器壓降降低63.3%～71.0%。利用場協同原理揭示了雙扭轉流換熱器降低阻力的內在機理。

（3）通過實驗驗證周期模型的適用性，驗證了數值模擬方法的可靠性。

符 號 說 明

B——折流板間距，m

D——換熱器殼程內徑，m

d0——換熱管外徑，m

f——阻力因子

h——對流傳熱系數，W·m-2·K-1

L——筒體長度，m

Nu——Nusselt 數

Δp——殼程壓降，Pa·m-1

tp——管間距，m

u——特征流速，m·s-1

Va——垂直于換熱管方向的速度分量，m·s-1

Vb——平行于換熱管方向的速度分量，m·s-1

W——折流板寬度，m

Z——驗證線上測量點與原點長度，m

α——速度與溫度梯度協同角，(°)

β——速度與溫度梯度協同角，(°)

θ——導流板傾斜角度，(°)

ρ——流體密度，kg·m-3