導流板旋向對螺旋銅管換熱器傳熱性能的影響

季家東, 倪旭旺, 張經緯, 李飛揚, 陳清華

(1.安徽理工大學 機械工程學院,安徽 淮南 232001;2.安徽理工大學 人工智能學院,安徽 淮南 232001)

用于提高換熱器換熱效率的強化傳熱技術細分為有源強化技術、無源強化技術和復合強化技術[1-2]。流體誘導振動強化傳熱[3-5]不需要消耗額外的能量,是一種典型的無源強化傳熱技術,也是換熱設備實現強化傳熱常用的典型手段。螺旋銅管(helical copper tube,HCT)換熱器[6]基于流體誘導振動實現強化傳熱的技術理念,將內部傳熱元件從傳統鋼管置換為HCT,充分利用流體沖擊HCT引發的振動實現強化傳熱。由于內部HCT和殼、管程進出口布置的局限性,使流體在殼程流域的流動規律性較差,導致換熱器的綜合傳統性能不高。通過在殼程流域內安裝螺旋導流板(spiral deflector,SD)可有效改善流體流徑[7],進而實現對換熱器綜合傳熱性能的提高。因此,探究不同安裝方式的SD對換熱器內HCT振動和傳熱性能的影響,實現SD的最優布置規劃,具有重要的理論和工程意義。

換熱器內銅制傳熱元件流體誘導振動和振動強化傳熱方面。Ji等[8-11]對傳統平面盤狀銅管傳熱元件在殼程誘導下的振動強化傳熱機理進行了系列研究,研究發現:平面盤狀銅管在殼/管程流體的誘導下呈現出小幅低頻振動的特性,且陣型主要呈現為面外振動;殼程流體是引起傳熱元件振動的主導因素。姜波等[12]提出了一種新型平面盤狀銅管傳熱元件,并對其在殼、管程流體耦合誘導下的傳熱特性進行了試驗和數值研究,研究表明:平面盤狀銅管的換熱主要集中于內側管束,且小配重塊側的傳熱性能優于大配重塊側。Duan等[13-14]基于場協同機理對傳統平面盤狀銅管傳熱元件的強化傳熱性能進行了分析,分析提出:場協同效應及振蕩相對速度是產生強化傳熱的關鍵,且流速的增大會引起強化傳熱性能的降低。HCT換熱器方面,Wang等[15]分析了結構參數對HCT熱應力和傳熱性能的影響,分析指出:熱應力在管束應力分布中占主導地位,通過結構優化使換熱器的平均綜合性能提高了57.64%。

通過在換熱器內安裝折流板或導流板,可明顯提高換熱器的綜合傳熱性能。Bayram等[16-17]研究了折流板間距對一種小型管殼式換熱器傳熱性能的影響,研究發現:不同折流板間距方案下殼程流場的溫度分布和傳熱速率具有明顯的差別?；诰哂胁煌瑑A角的SD,Chen等[18]對一種油-水換熱器的傳熱性能進行了數值分析,分析表明:當SD傾角為12°時,傳熱系數和綜合指數分別比具有相同壓降的分段折流板高出47%和51%。Arani等[19]研究了組合類型折流板對換熱器傳熱性能和壓降的影響,研究表明:具有組合型折流板的換熱器的壓降較傳統單一折流板換熱器的壓降有所增加,但傳熱性能有很大的提高。

為獲得具有更高綜合傳熱性能的HCT換熱設備,基于兩種導流方案的換熱器:SD、HCT同旋向換熱器(記為:SSD-HCT換熱器)和SD、HCT反旋向換熱器(記為:OSD-HCT換熱器),采用雙向-流固耦合(fluid solid interaction,FSI)計算法,研究了SD旋向對HCT振動強化傳熱性能和換熱器綜合傳熱性能的影響。

1 模型和方法

1.1 HCT換熱器

SSD-HCT換熱器和OSD-HCT換熱器的示意圖,如圖1所示。為便于標注,將換熱器從中間截斷。

圖1 SSD-HCT換熱器和OSD-HCT換熱器示意圖

對于SSD-HCT換熱器,4個SD和4根HCT等螺距同向螺旋。對于OSD-HCT換熱器,4個SD和4根HCT等螺距反向螺旋,為了不影響HCT的振動性能,在SD上設置多組開孔,使HCT與SD間隙配合。HCT均布安裝在左、右管板上,SD與換熱器殼體和中空管無縫連接。殼程流體由右側殼程入口流入,通過殼程入口管直接流入換熱器殼體,經SD的導流作用螺旋前進,沖刷HCT后從左側殼程出口流出。管程流體從底部管程入口流入左側封頭,通過管板上設置的開孔流入HCT,經右側管板上設置的開孔流入右側封頭,最后從頂部管程出口流出。

1.2 計算域及網格

流體域方面,殼程流體是引起傳熱元件振動的主導因素,本文流體域僅保留殼程,如圖2(a)所示。結構域方面,除HCT材料為紫銅外,其余部分材料均為不銹鋼,因鋼制材料在流體誘導下的振動十分微弱,結構域僅保留4根HCT,如圖2(b)所示。

(a) 流體域

圖2(a)中:Ls為殼程流體域長度;Ds為流體域直徑;Din、Dout分別為流體域入口和出口直徑。4根HCT沿逆時針方向依次編號為I、II、III、IV。流體域內與HCT接觸的壁面為FSI交界面。

圖2(b)中:LT、LH分別為HCT總長度和螺旋部分長度;DH為HCT螺旋直徑;DT、δ分別為HCT的外徑和壁厚。為分析HCT的振動響應,設置監測點PI、PII、PIII和PIV,其與HCT端面距離為LM。HCT的物性參數標識為:密度ρ、彈性模量E、泊松比ν。結構參數和物性參數取值如表1所示。

表1 結構參數和物性參數的取值

結構域和流體域網格,如圖3所示。網格劃分采用ANSYS Workbench平臺的Meshing網格劃分模塊完成。

圖3 結構域和流體域網格

結構域采用六面體網格,單元數為12 800,節點數為89 760。流體域采用四面體網格,并在靠近FSI交界面處設置了6層邊界層網格,SSD-HCT換熱器流體域的單元數和節點數分別為7 982 008和1 490 193;OSD-HCT換熱器流體域的單元數和節點數分別為8 079 896和1 509 596。經驗證,這種網格劃分策略滿足網格無關性的要求,具體驗證過程參見“1.6網格獨立性及計算方法論證”。

1.3 計算方法

計算采用粗算&精算策略,計算模塊選擇Workbench平臺的CFX模塊(執行流體域計算)和Transient Structural模塊(執行結構域計算)。具體計算流程如圖4所示。粗算:基于初始邊界條件,采用CFX模塊執行流體域計算;精算:基于流體域的粗算結果數據和結構域的初始邊界條件,執行雙向-FSI計算。精算時,CFX模塊和Transient Structural模塊交替運行,通過FSI交界面傳遞壓力和位移數據。

圖4 粗算&精算計算流程

基于流體域的邊界條件設置(參見“1.4 邊界條件”),計算選擇標準k-ε湍流模型,迭代殘差設為10-5,具體控制方程參見文獻[9]。計算過程中,設置粗算時間為300 s,時間步長為0.2 s;精算時間為1.2 s,時間步長為0.001 s,結構域和流體域的計算時間和時間步長一致。

1.4 邊界條件

結構域:HCT端面均設為固定約束;HCT外表面設為FSI交界面;重力方向設為“-y”,設置重力加速度值為9.81 m/s2。

流體域:流體介質設為水;入口設為速度入口“Inlet”,設置入口流體速度(uin=0.05 m/s,0.20 m/s,…,0.65 m/s)和恒溫度(Tin=293.15 K);出口設為壓力出口“Outlet”,設置出口壓力(Pout=0)。與HCT接觸的壁面設為FSI交界面,參見圖2(a),設置壁面溫度(TF=333.15 K);其余壁面均設為非滑移絕熱壁面。

1.5 數據處理

HCT的傳熱性能通過努塞爾數Nu表征,表達式如下

Nu=hDT/k

(1)

式中:k為導熱系數;h為面均傳熱系數,其表達式如下

h=q/ΔT

(2)

式中:q為熱流量;ΔT為對數平均溫差,其表達式如下

(3)

式中,Tin、Tout、TF分別為入口流體溫度、出口流體溫度和FSI交界面溫度。

4根HCT的平均傳熱性能通過平均努塞爾數Num表征,其表達式如下

(4)

式中,下標i為HCT編號,i=I、II、III、IV。

換熱器單位壓降的傳熱性能通過單位壓降下的平均努塞爾數Nus表征,其表達式如下

Nus=Num/ΔP

(5)

式中,ΔP為流體壓降,其表達式如下

ΔP=Pin-Pout

(6)

式中,Pin、Pout分別為流體入口壓力和出口壓力。

換熱器的綜合振動強化傳熱性能通過綜合傳熱性能評估因子ζPEC表征[20],其表達式如下

(7)

式中:下標v表示振動條件下的相關參數;f為阻力系數,其表達式如下

(8)

式中,um為平均流速。

1.6 網格獨立性及計算方法論證

網格獨立性分析基于SSD-HCT換熱器開展,如表2所示。計算采用上述計算方法,入口速度uin=0.35 m/s,對比數據選擇4根HCT的平均面均傳熱系數hm。

表2 網格獨立性分析

從表2可知,方案II的網格為“1.2 計算域和網格”所介紹的網格(參見圖3),方案I和III劃分策略一致,分別在方案II的基礎上減小/增加單元尺寸和邊界層數得到,單元數為流體域和結構域的單元數之和。

由表2可知:當單元數降低時(方案I),hm和計算耗時均降低,hm的與編號II網格計算結果的相對誤差為3.93%;當單元數增加時(方案III),hm和計算耗時均升高,hm的與方案II網格計算結果的相對誤差為0.46%?；谟嬎憔群陀嬎阈实木C合考慮,選擇方案II可滿足需求。

文獻[21]試驗測試了換熱器內單管HCT的殼程努塞爾數Nu,并得到其經驗公式如下

Nu=19.64Re0.513Pr0.129γ0.938

(9)

因文獻[21]中HCT換熱器的結構和材料與本文的一致,故計算方法論證基于文獻[21]開展。本文計算方法的計算結果與經驗公式結果的對比,如圖5所示。

圖5 計算結果與經驗公式結果的對比

從圖5可知,兩者結果基本一致,最大誤差僅為5.90%,說明本文計算方法得到的結果是可靠的。

2 結果分析

2.1 流場和溫度場分析

SSD-HCT換熱器和OSD-HCT換熱器殼程流場的流線分布,如圖6所示。其中uin=0.35 m/s。

圖6 兩種換熱器殼程流場流線分布

從圖6可知:

(1) 由于SD的導流作用,殼程流體在換熱器殼程流域內螺旋流動,且OSD-HCT換熱器內顯示流線的流速較SSD-HCT換熱器內顯示流線的流速高。

(2) SSD-HCT換熱器內,殼程流體縱掠HCT;OSD-HCT換熱器內,殼程流體橫掠HCT。從流體沖擊的角度方面分析,流體橫掠HCT時將會產生邊界層分離現象,故OSD-HCT換熱器內的HCT將會有更佳的傳熱性能。

兩換熱器殼程流場的截面溫度分布云圖,如圖7所示。其中uin=0.35 m/s,截面為y-z面。

圖7 兩種換熱器殼程流場的溫度云圖

從圖7可知:兩換熱器內的殼程流體從入口至出口均逐漸升高,且OSD-HCT換熱器內殼程流體出口溫度(298.13 K)明顯高于SSD-HCT換熱器內殼程流體的出口溫度(296.51 K),說明OSD-HCT換熱器內HCT具有更好的傳熱性能,這與前面從流體沖擊角度的分析結論一致。

基于場協同理論,當流速和溫度梯度一定時,場協同角(流速和溫度梯度夾角)越小,傳熱元件傳熱性能越佳。

兩種類型換熱器管壁附近場協同情況如圖8所示。由圖8可知,對于SSD-HCT換熱器,SD和HCT同向螺旋,場協同角(α)接近90°,故HCT傳熱性能不佳,致使出口溫度較低;對于OSD-HCT換熱器,SD和HCT反向螺旋,迎流面的場協同角α接近0°,故HCT傳熱性能較佳,出口溫度較高。

圖8 兩種換熱器管束壁面附近的場協同角

2.2 HCT傳熱性能分析

SSD-HCT換熱器和OSD-HCT換熱器內各編號HCT在不同流速下的Nu和Nuv,如圖9所示。其中,振動數據為FSI計算的結果,非振動數據為不考慮FSI時的流場計算結果。

(a) SSD-HCT換熱器

從圖9可知:

(1) 對于不同類型的換熱器,高流速(uin=0.50 m/s)下HCT的Nu和Nuv均高于低流速(uin=0.20 m/s)下HCT的Nu和Nuv,說明流速的增加有助于HCT傳熱性能的提高,這與文獻[4,6,9]的結論一致。

(2) 不同類型的換熱器和不同的流速條件下,Nuv均大于Nu,說明振動有助于HCT傳熱性能的提高,即實現了振動強化傳熱。另外,SSD-HCT換熱器Nuv的增幅更大,這是因為在相同入口流速條件下SSD-HCT換熱器中的HCT在流體誘導下的振動強度更大所致,如表3所示。

表3 監測點的振幅和頻率(uin=0.20 m/s)

(3) OSD-HCT換熱器內HCT的Nuv和Nu均大于SSD-HCT換熱器內HCT的Nuv和Nu,說明SD和HCT反旋向布置時,換熱器內HCT的傳熱性能較好。這是由于SSD-HCT換熱器內殼程流體縱掠HCT,而OSD-HCT換熱器內殼程流體橫掠HCT所致,這也與前面從流體沖擊角度分析的結論一致。

為進一步分析SD旋向對HCT傳熱性能的影響,基于兩種類型的換熱器,對不同uin時振動條件下的Num進行了計算,如圖10所示。

圖10 兩種換熱器內Num隨uin的變化

從圖10可知:

(1) 兩種類型換熱器內HCT的Num均隨uin的增加而增加,且增幅隨uin的增加逐漸降低。

(2) 不同uin條件下,OSD-HCT換熱器內HCT的Num均高于SSD-HCT換熱器內HCT的Num,且在本文計算參數范圍內的最小增幅為56.45%。這也進一步說明了SD和HCT反旋向布置時換熱器內HCT的傳熱性能較好。

2.3 換熱器單位壓降傳熱性能分析

SD旋向或uin的改變會不可避免地導致流動阻力的變化,兩種類型換熱器在不同uin下的壓降變化,如表4所示。此處僅對非振動條件下的壓降進行分析。

表4 兩種換熱器在不同流速下的壓降對比

從表4可知:

(1) 對于不同類型的換熱器,ΔP均隨uin的增加而增加,說明當uin增加時,殼程流體的流動阻力增大。

(2) 當uin一定時,OSD-HCT換熱器內的ΔP均高于SSD-HCT換熱器內的ΔP,說明當SD和HCT反旋向布置時殼程流體的流動阻力較大。

從上面的分析可知,當SD和HCT反旋向布置時,換熱器內的HCT具有較好的傳熱性能,但殼程流體的流動阻力較大。

據此,為評判換熱器單位壓降的傳熱性能,對非振動條件下兩種類型的換熱器在不同uin下的Nus進行了計算,如表5所示。

表5 兩種換熱器在不同流速下的Nus對比

從表5可知:

(1) 對于不同類型的換熱器,Nus均隨uin的增加而降低,說明當uin增加時,換熱器單位壓降下的傳熱性能降低。

(2) 當uin一定時,OSD-HCT換熱器內的Nus均高于SSD-HCT換熱器內的Nus,說明當SD和HCT反旋向布置時換熱器單位壓降下的傳熱性能較好,這進一步說明了OSD-HCT換熱器的優勢。

2.4 換熱器綜合振動強化傳熱性能分析

基于圖9的分析,振動有助于HCT傳熱性能的提高,但這種單純對Nu的分析具有很大的局限性,其同樣忽略了流動阻力的影響。據此,為評判換熱器的綜合振動強化傳熱性能,需基于ζPEC進行綜合評判。

兩種類型換熱器在不同uin條件下的ζPEC對比情況,如圖11所示。其中,uin=0.20 m/s、0.35 m/s和0.50 m/s。

圖11 兩種換熱器的ζPEC對比

從圖11可知:

(1) 各種條件下ζPEC的計算結果均大于1,說明兩種類型的換熱器在不同條件下均實現了振動強化傳熱。然而,同一uin條件下SSD-HCT換熱器的ζPEC明顯高于OSD-HCT換熱器的ζPEC,這說明SSD-HCT換熱器內HCT的振動強化傳熱效果明顯較高。

(2) 對于不同類型的換熱器,ζPEC均隨uin的增加而降低,且降幅逐漸減低,其中SSD-HCT換熱器的ζPEC受uin的影響更明顯,當流速增高時兩者的綜合振動強化傳熱性能逐漸接近。這說明,當uin增加時換熱器的綜合振動強化傳熱能力逐漸降低。

結合前面對流場、場協同和單位壓降的傳熱性能分析,可知:當SD和HCT同旋向布置時,場協同角較大,HCT的傳熱能力較低,但其振動強化傳熱的能力較高;反之,當SD和HCT反旋向布置時,場協同角較小,HCT的傳熱能力較高,但其振動強化傳熱的能力較低。需要說明的是,這些結論尚未在公開發表的文獻中發現。

結合上述研究結論,要想獲得具有更高綜合傳熱能力SSD-HCT換熱器,可充分利用流體誘導的振動實現HCT的強化傳熱,但要付出管束疲勞壽命降低的代價;而對于OSD-HCT換熱器,避免或減低流體誘導的振動即可獲得具有較高綜合傳熱性能的換熱設備,同時延長設備的使用壽命,這具有重要的工程價值。理論研究方面,可結合本文的研究結論把傳統振動強化傳熱理論與場協同理論進行有機結合,為場協同理論的深入研究提供依據,進而有望開展流向-振動-場協同理論方面的耦合探究。

3 結 論

為了獲得具有更高綜合傳熱性能的HCT換熱設備,基于兩種導流方案的換熱器:SSD-HCT換熱器和OSD-HCT換熱器,采用雙向-FSI計算法,研究了SD旋向對HCT振動強化傳熱性能和換熱器綜合傳熱性能的影響。主要結論如下:

(1) 由于SD的導流作用,殼程流體在換熱器殼程流域內螺旋流動,對于SSD-HCT換熱器,殼程流體縱掠HCT,場協同角接近90°,HCT傳熱性能不佳,殼程流體出口溫度較低;對于OSD-HCT換熱器,殼程流體橫掠HCT,場協同角較小,HCT傳熱性能較佳,殼程流體出口溫度較高。

(2) 流速的增加和/或HCT的振動有助于元件傳熱性能的提高;SD和HCT同旋向布置時,換熱器內HCT的傳熱性能較差,但HCT振動強化傳熱的效果明顯;SD和HCT反旋向布置時,換熱器內HCT的傳熱性能較好,但HCT振動強化傳熱的效果不明顯。

(3) 隨著uin的增加,殼程流體的流動阻力增大,換熱器單位壓降下的傳熱性能降低;SD和HCT反旋向布置時,殼程流體的流動阻力較大,但換熱器單位壓降下的傳熱性能較好。

(4) 兩種類型的換熱器在不同條件下均實現了振動強化傳熱,同一uin條件下SSD-HCT換熱器的ζPEC明顯高于OSD-HCT換熱器的ζPEC;當uin增加時換熱器的綜合振動強化傳熱能力逐漸降低,其中SSD-HCT換熱器的ζPEC受uin的影響更明顯。