異形仿生換熱器殼側(cè)對(duì)流換熱的高效低阻特性研究

劉辰玥，鄭通，劉淵博，溫榮福，陳凱，馬學(xué)虎

（1 遼寧省化工資源清潔利用重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，大連理工大學(xué)化學(xué)工程研究所，遼寧大連 116024；2 武漢第二船舶設(shè)計(jì)研究所，湖北武漢 430205）

引言

海洋船舶工業(yè)技術(shù)升級(jí)是我國(guó)實(shí)現(xiàn)“海洋強(qiáng)國(guó)夢(mèng)”和建設(shè)“21 世紀(jì)海上絲綢之路”的重要保證。隨著海洋船舶工業(yè)從無(wú)到有、跨越發(fā)展到如今的探索超越這三大階段，能量動(dòng)力系統(tǒng)升級(jí)是其更新?lián)Q代的主要驅(qū)動(dòng)力。據(jù)了解，我國(guó)現(xiàn)有船舶的功率密度比美國(guó)和俄羅斯等國(guó)低20%以上。因此，研制高效的動(dòng)力換熱系統(tǒng)，提高海洋船舶工業(yè)的經(jīng)濟(jì)性、環(huán)保性等核心性能是各國(guó)追求的共同目標(biāo)。除此之外，對(duì)于石油鉆井平臺(tái)等領(lǐng)域的發(fā)展也具有重要意義。

近年來(lái)，國(guó)內(nèi)外學(xué)者提出了管殼式換熱器綜合性能的提升策略，開(kāi)發(fā)出了螺旋折流板[1-10]、分區(qū)擋板[11-15]、類(lèi)梯形折流板[16-20]等，探究了殼程折流板形式與設(shè)計(jì)參數(shù)對(duì)于換熱器綜合性能的影響。其中，螺旋折流板可以避免弓形折流板換熱器內(nèi)部形成的鋸齒狀流動(dòng)，近似理想螺旋流形態(tài)體現(xiàn)了場(chǎng)協(xié)同性，其單位壓降傳熱系數(shù)約為弓形折流板的1.3～1.5 倍[21]；花擋板結(jié)構(gòu)同樣可以在殼程產(chǎn)生近似螺旋流，減少殼側(cè)內(nèi)部流動(dòng)的停滯區(qū)[22]。在相同條件下，花狀折流板換熱器的綜合效率比弓形折流板換熱器高20%～30%[13]。上述研究對(duì)象均為傳統(tǒng)的圓柱體型管殼式換熱器，占地空間較大，換熱系統(tǒng)的集成性較低，對(duì)于空間有限的海洋船舶和海上平臺(tái)等并不適用。同時(shí)，為了進(jìn)一步降低換熱系統(tǒng)的能源消耗，相關(guān)學(xué)者研究了采用自流循環(huán)系統(tǒng)為換熱器提供冷卻水，即利用船體航行時(shí)與海水相對(duì)運(yùn)動(dòng)產(chǎn)生的壓力差來(lái)抽吸海水，使海水以一種“自流”的形式流過(guò)換熱器殼程[23]。由于“自流式”流體的壓力有限，對(duì)換熱器的殼程壓降提出了更高的要求。

綜上，目前對(duì)于高效低阻換熱器的開(kāi)發(fā)設(shè)計(jì)仍存在挑戰(zhàn)，主要困難在于提高換熱效率的同時(shí)實(shí)現(xiàn)減阻。因此，本文針對(duì)受限空間內(nèi)的換熱器進(jìn)行異形結(jié)構(gòu)化設(shè)計(jì)，探究殼側(cè)高效換熱和低流阻特性，并通過(guò)優(yōu)化折流板類(lèi)型提出增效減阻方案，系統(tǒng)考察結(jié)構(gòu)和操作條件對(duì)換熱器性能的影響規(guī)律。

1 異形仿生換熱器的數(shù)值模擬

本文受鯊魚(yú)鰓裂結(jié)構(gòu)啟發(fā)[24]，通過(guò)在換熱器殼程添加與鯊魚(yú)鰓結(jié)構(gòu)相似的折流板，減小邊界層內(nèi)的速度梯度，設(shè)計(jì)了異形仿生換熱器，如圖1 所示。將換熱器嵌入船體，可以大幅釋放空間，提高換熱器的集成性。同時(shí)，在換熱器殼程添加了不同類(lèi)型的折流板，模擬分析了換熱器殼側(cè)流場(chǎng)、壓力場(chǎng)和溫度場(chǎng)的變化，提出了增效減阻設(shè)計(jì)方法，為實(shí)際應(yīng)用和設(shè)計(jì)分析提供指導(dǎo)。

圖1 異形仿生換熱器設(shè)計(jì)思路Fig.1 Design structure of special-shaped heat exchanger with bionic structures

1.1 物理模型

本文選取異形仿生換熱器的一個(gè)特征單元進(jìn)行數(shù)值模擬，異形仿生交錯(cuò)類(lèi)折流板換熱器和隔板類(lèi)換熱器結(jié)構(gòu)如圖2所示。在弓形折流板和交錯(cuò)類(lèi)折流板換熱器中，流體從y軸正方向進(jìn)入，流向y軸負(fù)方向，從x軸負(fù)方向流出。其中，流體分別流經(jīng)圖2(b)、(c)中折流板②與④時(shí)，從z軸負(fù)方向上和正方向上的缺口處即圖中綠色區(qū)域流過(guò)。在隔板式換熱器中設(shè)置有進(jìn)口和出口集水箱，流體從z軸正方向進(jìn)入，流向z軸負(fù)方向，從x軸負(fù)方向流出。在數(shù)值研究中，對(duì)換熱器物理模型進(jìn)行如下簡(jiǎn)化：忽略管板厚度、管箱等換熱器其他部件，僅保留換熱管束、折流板等與換熱器殼程流動(dòng)和傳熱相關(guān)的部件。異形仿生換熱器設(shè)計(jì)參數(shù)、交錯(cuò)折流板換熱器內(nèi)部設(shè)計(jì)參數(shù)以及隔板換熱器設(shè)計(jì)參數(shù)如表1～表3所示。同時(shí)，換熱管排布方式和進(jìn)口間隙結(jié)構(gòu)如圖3所示，沿圓弧法線方向叉排，排與排之間相差5°。其中，圖2(c)中折流板①為進(jìn)口間隙折流板，根據(jù)《GB/T 151—2014 熱交換器》中關(guān)于流體誘發(fā)振動(dòng)和換熱管固定等章節(jié)[25]，通過(guò)計(jì)算證明了進(jìn)口間隙這一結(jié)構(gòu)不會(huì)使得換熱管束產(chǎn)生振動(dòng)等現(xiàn)象。圖2(d)、(e)中的隔板結(jié)構(gòu)與鯊魚(yú)鰓絲結(jié)構(gòu)相似，受內(nèi)置隔板作用，異形仿生隔板類(lèi)換熱器內(nèi)部被拆分為四個(gè)換熱模塊。隔板的存在不僅解決了管板的承壓固定和振蕩問(wèn)題，同時(shí)改變了流體在殼程內(nèi)的流動(dòng)形式，促使殼程流體全部以橫掠管束流動(dòng)的形式流過(guò)殼程內(nèi)的各個(gè)流道，與換熱器殼壁結(jié)構(gòu)融合。

圖3 異形仿生換熱器中換熱管排布和進(jìn)口間隙示意圖Fig.3 Arrangement of heat exchange tubes and inlet clearance in special-shaped heat exchanger with bionic structures

表1 異形仿生換熱器外殼與換熱管設(shè)計(jì)參數(shù)Table 1 Tube and shell design parameters of special-shaped heat exchanger with bionic structures

表2 異形仿生弓形折流板、交錯(cuò)折流板和進(jìn)口間隙交錯(cuò)折流板換熱器內(nèi)部設(shè)計(jì)參數(shù)Table 2 Internal design parameters of SSBHX-SG，SSBHX-ST and SSBHX-CST

表3 異形仿生扇形隔板和階梯式隔板換熱器設(shè)計(jì)參數(shù)Table 3 Design parameters of SSBHX-FA and SSBHX-LA

1.2 網(wǎng)格劃分與無(wú)關(guān)性驗(yàn)證

該異形仿生換熱器結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，若采用結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格，易使部分網(wǎng)格扭曲度過(guò)大，影響計(jì)算準(zhǔn)確度，本文利用CFD 前處理軟件ICEM CFD，采用非結(jié)構(gòu)化的Tet/Hybrid（四面體/混合）網(wǎng)格單元對(duì)計(jì)算域進(jìn)行網(wǎng)格劃分。為了提高換熱管附近區(qū)域的網(wǎng)格精度，對(duì)換熱管附近的網(wǎng)格加密，以提高網(wǎng)格質(zhì)量及計(jì)算精度。圖4是異形仿生換熱器殼程側(cè)的局部網(wǎng)格結(jié)果和加密結(jié)果。網(wǎng)格無(wú)關(guān)性驗(yàn)證確定網(wǎng)格數(shù)在900 萬(wàn)～1100 萬(wàn)之間。同時(shí)，以隔板式換熱器為例，參考文獻(xiàn)中所利用的茹卡烏斯卡斯公式計(jì)算換熱器殼程傳熱系數(shù)[26-27]，將數(shù)值模擬與理論計(jì)算結(jié)果進(jìn)行對(duì)比，不同流速下，二者之間誤差僅約為4%，證明了數(shù)值模擬所用的模型和方法的正確性，進(jìn)而計(jì)算結(jié)果可靠。

圖4 異形仿生換熱器網(wǎng)格劃分及邊界層加密示意圖Fig.4 Mesh generation and boundary layer of special-shaped heat exchanger with bionic structures

1.3 數(shù)學(xué)模型和邊界條件設(shè)定

本文采用CFD商用軟件FLUENT 16.1進(jìn)行數(shù)值模擬。在模擬過(guò)程中，選用SIMPLE 算法進(jìn)行求解，模型中各參數(shù)均采用FLUENT中的默認(rèn)值。進(jìn)口溫度為298.15 K，管壁恒溫為311.15 K，其余絕熱；選擇適用于湍流流動(dòng)的標(biāo)準(zhǔn)k-ε模型進(jìn)行計(jì)算；邊界條件設(shè)定中，殼程流體進(jìn)口采用速度進(jìn)口，出口選用壓力出口；殼側(cè)流體為海水，采用上進(jìn)下出的方式；由于流體采用自流式流入，因此流速參考我國(guó)船艦通用航速及海水靜流速[23]，分別按照0.5、0.8、1.1、1.4、1.7 和2 m/s 進(jìn)行設(shè)置。動(dòng)量、能量、湍流動(dòng)能和湍流耗散率離散采用二階迎風(fēng)格式，求解器使用FLUENT 雙精度求解器以提高計(jì)算精度。表4 是模擬工質(zhì)海水在305 K的物性參數(shù)[28]。

表4 殼側(cè)流體的熱物性參數(shù)Table 4 Thermophysical parameters of shell side fluid

1.4 換熱器性能評(píng)價(jià)指標(biāo)

本文選擇五個(gè)參數(shù)來(lái)評(píng)價(jià)換熱器的性能，分別是換熱器效能ε、傳熱系數(shù)h、殼程進(jìn)出口壓降Δp、單位壓降傳熱系數(shù)η以及綜合性能評(píng)價(jià)指標(biāo)PEC，具體計(jì)算式如下。

（1）換熱器效能[29]

（2）傳熱系數(shù)

（3）殼程進(jìn)出口壓降

（4）單位壓降傳熱系數(shù)

（5）綜合性能評(píng)價(jià)指標(biāo)[30]

其中，Nusselt數(shù)

摩擦因子

Reynolds數(shù)

PEC（performance evaluation criteria）是參照多數(shù)工況下輸送功率同速度的三次方成正比原則，無(wú)量綱化后所提出來(lái)的綜合性能評(píng)價(jià)指標(biāo)，具體是指在相同的Reynolds 數(shù)下，當(dāng)流體的物理性質(zhì)和換熱面積不變，基于相同泵功率消耗下對(duì)所傳遞的熱量進(jìn)行比較，PEC 的臨界值為1。PEC 數(shù)值越大，表明強(qiáng)化傳熱效果越好。

2 模擬結(jié)果分析與討論

2.1 換熱器殼側(cè)流場(chǎng)對(duì)比分析

圖5給出的是弓形折流板與交錯(cuò)折流板換熱器殼側(cè)的三維流場(chǎng)。可以發(fā)現(xiàn)，交錯(cuò)折流板換熱器殼程流體的流速比弓形折流板換熱器低，即殼體內(nèi)部的流動(dòng)性下降；在仿生換熱器較大的高寬比流動(dòng)限制及交錯(cuò)折流板導(dǎo)流效應(yīng)共同作用下，交錯(cuò)折流板換熱器在折流板①與③背后存在一定的流動(dòng)死區(qū)（圖5 中橢圓標(biāo)注框），而流體流向折流板②與④背后則產(chǎn)生縱向旋渦現(xiàn)象，較弓形折流板形成較強(qiáng)的冷熱流體混合和湍動(dòng)效果，流體在該區(qū)域充分換熱。進(jìn)一步將異形仿生換熱器內(nèi)部的宏觀流動(dòng)形態(tài)分為兩類(lèi)：弓形折流板換熱器內(nèi)的典型鋸齒流動(dòng)形態(tài)[31]和交錯(cuò)類(lèi)折流板換熱器形成的徑向螺旋流動(dòng)形態(tài)。

圖5 弓形折流板換熱器與交錯(cuò)折流板換熱器殼側(cè)的三維流場(chǎng)示意圖（v=2.0 m/s）Fig.5 3D streamlines of shell side of SSBHX-SG and SSBHX-ST(v=2.0 m/s)

為進(jìn)一步優(yōu)化流場(chǎng)分布，采用進(jìn)口間隙折流板消除折流板①后死區(qū)，通過(guò)比較交錯(cuò)折流板與進(jìn)口間隙交錯(cuò)折流板換熱器進(jìn)口段流場(chǎng)的變化，得出了速度矢量疊加壓力云圖，見(jiàn)圖6。發(fā)現(xiàn)由于進(jìn)口折流板與換熱管之間間隙的存在，部分流體通過(guò)間隙流向折流板背后，剩余流體對(duì)于換熱管的沖擊減小，促使進(jìn)口處剩余流體的流速會(huì)有所降低，進(jìn)口段阻力下降。由此產(chǎn)生的“間隙流”改善了折流板兩側(cè)流體的流場(chǎng)分布，同時(shí)這種流動(dòng)形式和交錯(cuò)折流板換熱器內(nèi)形成的徑向螺旋流動(dòng)相結(jié)合，進(jìn)一步降低了換熱器殼側(cè)壓力損失。

圖6 異形仿生交錯(cuò)折流板和進(jìn)口間隙折流板換熱器殼側(cè)某一截面速度分布與速度矢量疊加壓力云圖（v=2.0 m/s）Fig.6 Shell side velocity distribution and vector superimposed pressure drop on a section of SSBHX-ST and SSBHX-CST (v=2.0 m/s)

圖7給出了異形仿生隔板換熱器殼側(cè)三維流場(chǎng)的具體結(jié)果。在圖7(a)中，流體流入換熱器內(nèi)，在集水箱內(nèi)出現(xiàn)明顯分流，在扇形折流板的限制作用下，流體在折流板間形成的流道內(nèi)平行流動(dòng)，但很難保證流道內(nèi)的均勻分布，形成外側(cè)兩流道流速較高、內(nèi)側(cè)流道流速較低的流動(dòng)方式。較低流速無(wú)法形成高效熱量交換，因此，造成整個(gè)換熱器內(nèi)換熱不均勻。通過(guò)將內(nèi)部扇形隔板設(shè)計(jì)為階梯式隔板，降低進(jìn)口區(qū)域下方扇形折流板的高度[圖7(b)]，流體順利流經(jīng)進(jìn)口段下方區(qū)域，有效地改善下方流動(dòng)區(qū)域內(nèi)流體的流動(dòng)遲緩現(xiàn)象，保證各流道內(nèi)流動(dòng)均勻，提高內(nèi)側(cè)流道流速，減低對(duì)流傳熱阻力，提高管外的換熱效率。

圖7 異形仿生扇形隔板和階梯式隔板換熱器殼側(cè)三維流場(chǎng)變化（v=0.5 m/s）Fig.7 3D streamlines of shell side of SSBHX-FA and SSBHX-LA(v=0.5 m/s)

2.2 換熱器殼側(cè)壓力場(chǎng)對(duì)比分析

將異形仿生弓形折流板和交錯(cuò)折流板換熱器殼側(cè)的壓力分布情況進(jìn)行對(duì)比分析，結(jié)果如圖8 所示。發(fā)現(xiàn)與弓形折流板換熱器相比，交錯(cuò)折流板換熱器入口處壓力較低，由入口擴(kuò)縮及換熱管阻礙形成的入口效應(yīng)較弱，沿流動(dòng)方向壓降變化較小，無(wú)明顯的壓力突變過(guò)程，整個(gè)過(guò)程流動(dòng)阻力較?。辉诹魉贋?.5 m/s 的情況下，交錯(cuò)折流板換熱器殼側(cè)的進(jìn)出口壓降約為580 Pa，與弓形折流板換熱器相比，降低了48%，說(shuō)明交錯(cuò)折流板換熱器中折流板缺口位置的改變可達(dá)到殼側(cè)低阻這一特性，節(jié)約能耗。

圖8 異形仿生弓形折流板和交錯(cuò)折流板換熱器殼側(cè)壓力分布云圖（v=0.5 m/s）Fig.8 Shell side pressure contour of SSBHX-SG and SSBHX-ST(v=0.5 m/s)

由于入口效應(yīng)造成換熱器進(jìn)口段壓降損失最大，因此在進(jìn)口處的折流板與換熱管之間加入間隙結(jié)構(gòu)，對(duì)比交錯(cuò)折流板和進(jìn)口間隙交錯(cuò)折流板換熱器殼側(cè)的壓力變化，如圖9 所示。由于間隙結(jié)構(gòu)的引入，使得在換熱管與折流板之間形成局部低壓區(qū)，流體在進(jìn)口處可沿間隙進(jìn)行流動(dòng)，造成主體流動(dòng)的局部泄漏效果，主動(dòng)泄漏流的存在顯著降低了進(jìn)口處的阻力。結(jié)合數(shù)據(jù)分析，三種換熱器的殼側(cè)壓力變化曲線如圖10所示，交錯(cuò)類(lèi)折流板換熱器的壓降變化比弓形折流板換熱器更為均勻，且進(jìn)口間隙交錯(cuò)折流板的殼側(cè)阻力損失較交錯(cuò)折流板換熱器降低了約12%。

圖9 異形仿生交錯(cuò)折流板和進(jìn)口間隙交錯(cuò)折流板換熱器殼側(cè)壓力分布云圖（v=0.5 m/s）Fig.9 Shell side pressure contour of SSBHX-ST and SSBHX-CST(v=0.5 m/s)

圖10 異形仿生弓形折流板、交錯(cuò)折流板和進(jìn)口間隙交錯(cuò)折流板換熱器殼側(cè)壓力變化曲線（v=0.5 m/s）Fig.10 Shell side pressure curve of SSBHX-SG,SSBHX-ST and SSBHX-CST(v=0.5 m/s)

圖11 給出的是異形仿生隔板類(lèi)換熱器殼側(cè)的壓力分布云圖，發(fā)現(xiàn)兩種換熱器的進(jìn)出口壓降變化較小，平均為200 Pa 左右，與弓形折流板和交錯(cuò)類(lèi)折流板換熱器相比，在進(jìn)口流速為0.5 m/s 時(shí)，壓降分別下降了約82%和65%，這是由于隔板換熱器殼側(cè)流體在流動(dòng)過(guò)程中所產(chǎn)生的阻力損失只包含橫掠管束流動(dòng)阻力和流體流經(jīng)隔板所形成的沿程阻力，并沒(méi)有弓形折流板和交錯(cuò)類(lèi)折流板換熱器中折流板缺口處對(duì)流動(dòng)所造成的阻力損失。由此可見(jiàn)，隔板換熱器在減阻方面具有明顯優(yōu)勢(shì)。對(duì)比分析兩種隔板換熱器，整體壓力分布差異并不明顯，但是由于階梯式隔板的引入，使得流體沿流動(dòng)方向更早地達(dá)到壓力分布均勻（圖11中標(biāo)注框）。

圖11 異形仿生扇形隔板和階梯式隔板換熱器多截面組合殼側(cè)壓力分布云圖（v=0.5 m/s）Fig.11 Shell side pressure contour of SSBHX-FA and SSBHX-LA(v=0.5 m/s)

2.3 換熱器殼側(cè)溫度場(chǎng)對(duì)比分析

異形仿生弓形折流板和交錯(cuò)折流板換熱器殼側(cè)溫度分布情況如圖12 所示。可以發(fā)現(xiàn)靠近入口段，殼側(cè)流體的溫度變化情況較為類(lèi)似，而隨著第二塊折流板缺口位置的改變，在交錯(cuò)折流板換熱器中，流體在流經(jīng)后續(xù)區(qū)域的過(guò)程中，流速的降低使得流體的溫度上升趨勢(shì)不如弓形折流板換熱器，結(jié)合三種換熱器的殼側(cè)等溫分布結(jié)果（圖13），殼程進(jìn)出口溫差分別約為10、9 和8 K，換熱器效能分別為0.78、0.70 和0.69，表明交錯(cuò)折流板換熱器的傳熱效率略低于弓形折流板換熱器。對(duì)比交錯(cuò)折流板和進(jìn)口間隙交錯(cuò)折流板換熱器的等溫分布情況與效能高低，表明間隙流這一流動(dòng)形式對(duì)于整體的傳熱影響不大。

圖12 異形仿生弓形折流板和交錯(cuò)折流板換熱器殼側(cè)溫度分布云圖（v=0.5 m/s）Fig.12 Shell side temperature contour of SSBHX-SG and SSBHX-ST(v=0.5 m/s)

圖13 異形仿生弓形折流板、交錯(cuò)折流板和進(jìn)口間隙交錯(cuò)折流板換熱器特定截面殼側(cè)等溫圖（v=0.5 m/s）Fig.13 Temperature contour of multi section combined shell side of SSBHX-SG,SSBHX-ST and SSBHX-CST(v=0.5 m/s)

進(jìn)一步分析，取兩個(gè)折流板中間處截面的平均溫度值，繪出殼程各區(qū)域平均溫度變化曲線，如圖14 所示。發(fā)現(xiàn)三種換熱器的進(jìn)口折流板前后區(qū)域溫差變化均較大，而在交錯(cuò)類(lèi)折流板換熱器中，第一塊折流板之后的流體流動(dòng)區(qū)域間溫差變化比弓形折流板換熱器的溫差變化更為均勻，這一現(xiàn)象表明殼程流體流向的改變可以使得溫差均勻性程度增加；同時(shí)，在進(jìn)口間隙流的作用下，流體在流經(jīng)第一塊折流板之后區(qū)域的平均溫度值明顯降低（圖14中標(biāo)注框），對(duì)整體的傳熱性能有一定的影響。

圖14 異形仿生弓形折流板、交錯(cuò)折流板和進(jìn)口間隙交錯(cuò)折流板換熱器殼程各區(qū)域平均溫度變化曲線（v=0.5 m/s）Fig.14 Shell side average temperature curve of SSBHX-SG,SSBHX-ST and SSBHX-CST(v=0.5 m/s)

隔板類(lèi)換熱器殼側(cè)溫度分布情況如圖15所示。隔板高度降低后，階梯式隔板換熱器進(jìn)口位置下方流體沿橫掠管束流動(dòng)方向流動(dòng)，并與換熱管壁之間充分換熱，該流道內(nèi)換熱情況明顯好于扇形隔板換熱器（圖15中紅色區(qū)域）。結(jié)合具體數(shù)據(jù)進(jìn)行分析，在流速為0.5 m/s 的情況下，扇形隔板換熱器和階梯式隔板換熱器的效能分別為0.47 和0.49，相較交錯(cuò)折流板換熱器，隔板類(lèi)換熱器的傳熱效能略低，但其在減阻降低流動(dòng)損失方面具有很大的優(yōu)勢(shì)。

圖15 異形仿生扇形隔板和階梯式隔板換熱器殼側(cè)溫度分布云圖（v=0.5 m/s）Fig.15 Shell side temperature contour of SSBHX-FA and SSBHX-LA(v=0.5 m/s)

2.4 換熱器綜合性能對(duì)比

圖16 給出了兩組共五種換熱器在不同的Reynolds數(shù)下傳熱系數(shù)和殼程壓降的變化。從圖中可明顯發(fā)現(xiàn)五種換熱器殼程傳熱系數(shù)和進(jìn)出口壓降均隨著Re的增大而增大，傳熱系數(shù)的增長(zhǎng)趨勢(shì)逐漸趨緩，而壓降的增長(zhǎng)趨勢(shì)逐漸加快。進(jìn)一步對(duì)比分析，發(fā)現(xiàn)弓形折流板換熱器的傳熱性能和殼程阻力大于其他四種換熱器，這是因?yàn)楣握哿靼褰Y(jié)構(gòu)是以犧牲阻力損失來(lái)達(dá)到較高傳熱作為設(shè)計(jì)目標(biāo)；而交錯(cuò)折流板結(jié)構(gòu)和隔板結(jié)構(gòu)均是以減小換熱器殼程阻力作為主要研究目標(biāo)，在此基礎(chǔ)上進(jìn)一步強(qiáng)化換熱。

圖16 五種換熱器殼側(cè)傳熱系數(shù)和殼程壓降隨Reynolds數(shù)的變化曲線Fig.16 Heat transfer coefficient and pressure drop curves of five heat exchangers with various Reynolds number

同時(shí)，對(duì)比分析以上五種換熱器的單位壓降傳熱系數(shù)隨Reynolds數(shù)的變化情況（圖17），發(fā)現(xiàn)階梯式隔板換熱器的單位壓降傳熱系數(shù)高于其他四種換熱器，表明其在等壓降前提下更為優(yōu)異的傳熱性能。

圖17 五種換熱器單位壓降傳熱系數(shù)隨Reynolds數(shù)的變化曲線Fig.17 Heat transfer coefficient per pressure drop curves of five heat exchangers with various Reynolds number

以弓形折流板換熱器作為評(píng)價(jià)基礎(chǔ)，將換熱器綜合性能評(píng)價(jià)圖劃分為強(qiáng)化傳熱不節(jié)能區(qū)（圖18中虛線下方區(qū)域）和強(qiáng)化傳熱節(jié)能區(qū)（圖18 中虛線上方區(qū)域）。

圖18 換熱器綜合性能隨Reynolds數(shù)的變化曲線Fig.18 Performance evaluation curves of heat exchanger with various Reynolds number

當(dāng)Reynolds 數(shù)低于15000（仍處于湍流狀態(tài)）即流速低于0.63 m/s 時(shí)，交錯(cuò)類(lèi)換熱器和隔板類(lèi)換熱器的PEC 值均低于1，表明兩組換熱器在相同泵功率消耗下所傳遞的熱量均低于弓形折流板換熱器，說(shuō)明在此工況下，應(yīng)繼續(xù)采用普通的弓形折流板換熱器；當(dāng)Reynolds 數(shù)在15000～35000 之間即流速位于0.63～1.46 m/s 時(shí)，隔板類(lèi)換熱器的PEC 值仍然小于1，依舊位于強(qiáng)化傳熱不節(jié)能區(qū)，但是交錯(cuò)類(lèi)折流板換熱器PEC 值大于1，位于強(qiáng)化傳熱節(jié)能區(qū)，且進(jìn)口間隙交錯(cuò)折流板換熱器的綜合性能比弓形折流板換熱器高出約12%，因此在此工況下，船舶工業(yè)中應(yīng)用進(jìn)口間隙交錯(cuò)折流板換熱器可達(dá)到強(qiáng)化傳熱目的的同時(shí)，減少殼側(cè)阻力的損失，降低成本，節(jié)約能耗；當(dāng)Reynolds 數(shù)大于35000 即流速高于1.46 m/s時(shí)，四種換熱器均可位于強(qiáng)化傳熱節(jié)能區(qū)，且階梯式隔板換熱器的綜合性能遞增趨勢(shì)明顯，較弓形折流板換熱器提升了約5%，相比于弓形折流板換熱器和交錯(cuò)類(lèi)折流板換熱器，階梯式隔板換熱器更加適合應(yīng)用在對(duì)于殼側(cè)壓降要求更高的環(huán)境中；而交錯(cuò)類(lèi)折流板換熱器的綜合性能隨Reynolds數(shù)的增加有趨緩的趨勢(shì)，可以發(fā)現(xiàn)其PEC 值存在一個(gè)極值點(diǎn)，即Reynolds數(shù)約為40000時(shí)（v≈1.67 m/s）。

3 結(jié)論

（1）通過(guò)在異形仿生換熱器內(nèi)設(shè)計(jì)交錯(cuò)折流板，使流體以徑向螺旋流動(dòng)形式流經(jīng)換熱器殼程內(nèi)部，促進(jìn)了流體與換熱管壁的充分接觸，同時(shí)引入“間隙流”，在保證傳熱性能的基礎(chǔ)上，減小壓降損失。當(dāng)Reynolds數(shù)在15000～35000之間，即流速在0.63～1.46 m/s時(shí)，進(jìn)口間隙交錯(cuò)折流板換熱器的高效低阻特性優(yōu)勢(shì)明顯，高出弓形折流板換熱器約12%。

（2）結(jié)合異形仿生換熱器的特殊形狀，利用隔板將換熱器內(nèi)部劃分為多個(gè)換熱模塊，保證流體在殼程內(nèi)部只存在橫掠管束的流動(dòng)方式，顯著降低換熱器殼程阻力，在流速為0.5 m/s 時(shí)，較弓形折流板和交錯(cuò)類(lèi)折流板換熱器，殼程壓降分別下降了約82%和65%。當(dāng)Reynolds 數(shù)大于35000 即流速高于1.46 m/s 時(shí)，階梯式隔板換熱器的綜合性能優(yōu)勢(shì)更明顯，比弓形折流板換熱器提升約5%，可適用于對(duì)殼程壓降要求更高的應(yīng)用環(huán)境。

（3）通過(guò)對(duì)比四種換熱器，依據(jù)實(shí)際工況條件變化，提出了異形仿生換熱器的綜合性能評(píng)價(jià)圖，并將其劃分為強(qiáng)化傳熱不節(jié)能區(qū)和強(qiáng)化傳熱節(jié)能區(qū)，為未來(lái)海洋工程和石油鉆井平臺(tái)等領(lǐng)域的實(shí)際應(yīng)用提供了指導(dǎo)。

符號(hào)說(shuō)明

A——傳熱面積，m2

cp——比熱容，J/(kg·K)

de——水力學(xué)直徑，m

f——摩擦因子

h——?dú)こ虃鳠嵯禂?shù)，kW/(m2·K)

L——換熱管長(zhǎng)度，m

Nu——Nusselt數(shù)

PEC——綜合性能評(píng)價(jià)指標(biāo)

p——壓降，Pa

Δp——進(jìn)出口壓力差，kPa

Q——傳熱速率，W

qm——質(zhì)量流量，kg/s

Re——Reynolds數(shù)

T——溫度，K

ΔTm——對(duì)數(shù)平均傳熱溫差，K

v——?dú)こ踢M(jìn)口流速，m/s

λ——熱導(dǎo)率，W/(m·K)

μ——黏度，Pa·s

ρ——密度，kg/m3

下角標(biāo)

i——換熱器殼側(cè)流體入口

l——海水

max——最大換熱量

o——換熱器殼側(cè)流體出口

real——實(shí)際換熱量

s——換熱管壁

0——異形仿生弓形折流板換熱器