帶孔擾流片核廢液濃縮器強化換熱數值研究*

郭俊飛,卿德藩,倪 浪,白建軍,向立平

(1.南華大學 機械工程學院,湖南 衡陽 421001; 2.南華大學 核科學技術學院,湖南 衡陽 421001)

0 引 言

為應對全球氣候變化問題并體現大國責任與擔當,習近平總書記提出了“碳達峰,碳中和”的戰略目標,也稱“雙碳”目標。我國能源系統要在“雙碳”目標下,實現向清潔低碳的轉變和發展。因此,必須盡快達到能源消耗高峰,以加快清潔能源取締化石能源的步伐[1]。

核能作為低碳清潔能源,因其能量密度高、清潔環保、占地面積小、受國際經濟情況影響小等優點而被廣泛應用在核能發電、核能制氫、區域供熱、海水淡化等領域。但是工業上熱能轉化為電能的效率一般只有33%左右。提高熱電轉化率在人均能源極度匱乏的中國有巨大的實際意義[2-3]。

隨著我國核工業的發展,如何有效處理核工業中產生的大量放射性廢水成為一大難題。這一問題不僅關乎核工業的可持續發展,而且對環境保護和維護公眾健康都具有重大意義[4]。

螺旋板式換熱器具有結構簡單、熱性能好、不易結垢等優勢,是常見的放射性廢液蒸發濃縮設備。其主要換熱結構為兩塊相互呈螺旋形卷制焊接在一起的金屬板和板間的環形通道[5-7]。擾流片作為常見的擾流元件,不僅起到了支撐作用,還影響著換熱器的傳熱效率。在國內外的研究中,通過合理改進換熱器通道內擾流元件的結構和型式來強化換熱效果已經變得非常常見[8]。

目前眾多學者對換熱器的結構改進和強化傳熱作了研究。甘劉意等[9-10]利用數值模擬軟件得到了不同Re下新型高效縮放板式換熱器和普通的螺旋板式換熱器性能參數的比較。李闖等[11-12]研究了多個結構參數下換熱器換熱性能隨結構參數的變化,并通過編程得到了最小熵產下的多目標結構優化。程友良等[13]在周期流模型下,研究了不同曲率的螺旋形擾流體對流道強化傳熱的影響。Taher等[14-16]用實驗設計結合數值仿真,分析了管殼式換熱器殼程流動換熱性能受不同折流板結構形式的影響。可拆式螺旋板換熱器換熱效率不及一般的螺板換熱器,換熱效率極大地限制了其在工業中的應用。

筆者基于螺旋折流板強化傳熱的結構展開研究。采用帶孔擾流片代替普通螺旋板式換熱器定距柱的支撐結構。通過FLUENT軟件模擬,得到不同結構參數下帶孔擾流片流道模型內傳熱性能因子和綜合性能評價系數隨Re的變化規律,從而得到最優的換熱結構。為螺板換熱強化傳熱技術及其結構優化提供一定參考。

1 相關參數的計算及定義

流道的當量直徑de定義為:

(1)

式中:A為環形流道截面面積,m2;C為環形流道截面周長,m。

取入口速度u為特征速度。入口處雷諾數計算式為:

(2)

式中:ν為流體的運動黏度,m2/s。

通道努塞爾數Nu計算式為:

(3)

式中:λ為流體導熱系數,W/m2K;Δtm為進出口溫度的對數平均溫度,K;q為熱流密度W/m2。

無量綱努塞爾數Nue定義為:

(4)

式中:Nu0為普通螺旋板流道的努塞爾數。

流道阻力因子f計算式為:

(5)

式中:H為流道長度,m;ΔP為進出口壓差,Pa;ρ為流體密度,kg/m3。

定義無量綱阻力因子fe計算式為:

(6)

式中:f0為普通螺旋板流道的阻力因子。

定義無量綱長度le計算式為:

(7)

式中:L為擾流片長度,m;D為擾流片間距,m。

2 物理與數學模型

2.1 物理模型

忽略帶孔擾流片蒸發器進出段的影響。當主流方向的擾流片超過一定的數目之后,流道內流體的運動形式不斷地周期性重復。流體的運動進入周期性充分發展階段。因此,模擬采用周期流模型,選擇螺板換熱器中的一段環形通道作為研究對象。根據相似理論,以該段流道的流動和傳熱特性代表整個換熱通道的特征。建模區域示意圖如圖1所示,虛線內為流道建模區域。圖中,L為擾流片長度,D為間距,R為孔徑,具體結構參數如表1所列。

表1 流道結構參數

圖1 建模區域示意圖

根據表1的流道結構參數,利用三維建模軟件建立2種流道模型,其幾何模型如圖2所示。

圖2 流道模型

2.2 物理模型的簡化

由于帶孔擾流片的阻礙作用,流道內流動換熱過程十分復雜。因此,對模擬過程中的幾何模型和流場特性作如下簡化假設。

(1) 假設流道中的介質為均勻、連續、不發生相變的不可壓縮流體。

(2) 假設流體本身的物性參數(密度、比熱容、導熱系數)是常數。

(3) 忽略由密度差引起的浮升力、重力、污垢熱阻、換熱壁面與擾流片之間的接觸熱阻、流體流動時黏性耗散作用所產生的熱效應。

(4) 假設環形通道進口處的速度和溫度分布均勻。

2.3 基本控制方程

通道內的流動換熱過程滿足質量守恒方程、動量守恒方程和能量守恒方程三個基本控制方程,方程表達如下。

(1) 質量守恒方程

(8)

(2) 動量守恒方程

(9)

(10)

(11)

(3) 能量守恒方程

(12)

2.4 邊界條件

流體選用某工廠放射廢液;進口處設定為速度入口,給定溫度300 K;設置換熱壁面、擾流片表面為無滑移壁面,恒定壁溫370 K;出口處設置為outflow;兩側為周期邊界條件,如圖3所示。

圖3 邊界條件

2.5 數值方法設置

在fluent meshing中對該流道模型劃分非結構化網格,并按圖3設置邊界條件。利用FLUENT軟件進行求解。選擇收斂速度更快的SIMPLEC算法進行壓力速度的耦合。該算法求解復雜流場問題時有比較好的效果。湍流模型選擇適用性更廣泛的realizable k-ε模型[17],該模型能夠較好地計算旋轉流場。壁面處采用增強壁面。控制方程都采用二階迎風格式[18-19],殘差收斂精度設定為10-6。

2.6 網格劃分及其獨立性分析

為檢驗模型的網格無關性,建立四種不同網格數量的幾何模型。其網格數量分別為95 萬、176 萬、275 萬和403 萬。用Nu作為不同網格數下流道的評價標準。

模擬結果如圖4所示。275 萬和403 萬網格的計算結果誤差僅相差1.7%。因此,在確保模擬結果可靠的基礎上充分利用計算機的計算資源,選擇模型網格數為275 萬。

圖4 網格獨立性分析

2.7 模型及算法正確性驗證

為檢驗文章模型及算法選擇的準確性,采用文中的算法對文獻[20]中的可拆式螺旋板式換熱器模型進行數值模擬。

驗證模型的結構參數如下:定距柱排列方式為正三角形排列,定距柱間隔120 mm,換熱板厚3 mm,換熱器通道總長400 mm,流道寬15 mm。

由文獻[20]的實驗研究可知,可拆式螺板換熱器在水-水系統下做湍流運動時,通道對流換熱系數計算如下所列:

(13)

將式(13)計算的對流傳熱系數與數值模擬結果進行對比,如圖5所示。

圖5 模擬值與實驗值對比

由圖5可知,采用realizablek-ε模型、增強壁面函數法計算出來的對流傳熱系數與實驗擬合公式(13)中得出的對流換熱系數誤差在合理范圍內。最大誤差為11.7%,說明文章選擇的模型和算法是可行的。

3 模擬結果及分析

3.1 流場分析

入口速度為1 m/s,L=60 mm,D=100 mm,分別取R=0 mm和R=10 mm的環形通道為研究對象。該結構參數下流線的軌跡如圖6所示。

圖6 流線圖

從圖中可以看到,擾流片結構對流體的流動方向和速度大小都產生了影響。擾流片周圍產生的渦流將流體邊界層沖刷得更薄,強化了對流換熱效果。而且流體的沖刷作用使通道內流體的流動情況變得更加復雜,增大了流體流動的紊亂程度,亦提高了流道的傳熱系數。開孔對流動的影響主要是改變了流體的流動形式[21]。

3.2 擾流片結構參數對傳熱性能因子的影響

3.2.1 長度和間距對傳熱性能因子的影響

常用的換熱器換熱性能評價方法有單一性能評價法、基于熱力學第二定律的性能評價法、綜合性能評價法等。單一性能評價法用流道內壓降或換熱系數等作為評價指標對換熱器性能進行評價。由于單一性能評價法簡單易懂,因此在工程中應用較為廣泛。而以熱力學第二定律為基礎的評價法因其計算式十分復雜,而且得到的結果無明確物理意義、難以分析而在工程上應用較少。

基于強化換熱技術的結構優化通常都是以增大泵功為代價達到的,并且泵功增大的程度一般大于換熱系數的增幅。因此,選擇同時考慮了壓力損失和換熱系數的綜合性能評價系數較為合理。

文章綜合性能評價系數采用等泵功約束評價準則計算,其計算式為:

(14)

圖7給出了D=100 mm且未開孔時,不同擾流片長度下Nu數隨Re的變化關系。

圖7 不同擾流片長度下Nu隨Re變化

圖8為無量綱長度le=0.6且未開孔時,不同擾流片間距下Nu數隨Re的變化關系。

圖8 不同擾流片間距下Nu隨Re變化

由圖7～8可知,在不同擾流片長度和間距下,流道內的Nu均隨著Re的增大而增加。在相同Re下,Nu隨擾流片長度的增加而增大,且其變化的程度先急后緩。L值在40～60 mm的范圍內變化最為劇烈,平均變化率為6%,L值在80～100 mm的范圍間變化最小,平均變化率僅為1.2%。Nu隨擾流片間距的增加而減小,且其變化的程度先劇烈后平緩,D值80～100 mm的范圍內變化最為劇烈,平均變化率為5%。

不同擾流片長度時阻力因子隨Re的變化關系和不同擾流片間距下f隨Re的變化關系如圖9～10所示。

圖9 不同擾流片長度下f隨Re變化

圖10 不同擾流片間距下f隨Re變化

從圖9、10可以看出,在不同擾流板結構參數下,阻力因子均隨Re的增大有下降的趨勢,其下降的趨勢由快到慢。

在同一Re下,f隨著擾流片長度的增加逐漸增加,其平均增長率為11%;f隨著擾流片間距的增大而逐漸降低,在擾流片間距增大的過程中,阻力因子的變化先快后慢,其最大變化率為27.5%。由此可見,采取增加擾流片長度來強化換熱雖然在一定程度上增加了換熱效率,但是壓降也幾乎呈直線增加。增加擾流片的間距會減小Nu數,也會降低換熱過程的壓降。

3.2.2 孔徑對傳熱性能因子的影響

圖11為L=60 mm、D=100 mm時,Nu、f在不同孔徑下隨Re的變化。

圖11 不同開孔直徑下Nu、f隨Re的變化

從圖中可以看出,隨著孔徑的增大,流道內的Nu、f都呈現先增后減的趨勢,R值為0～14 mm,Nu和f的平均變化率分別為8.1%和27.3%。這是因為增大開孔會使通道內流體由近似螺旋流轉變為直線流動,減小換熱系數。開孔又會一定程度上增加流體的紊亂程度,增大換熱系數。小孔徑通道內流體流速降低,會增大動壓的損失。當孔徑增大引起的流動阻力減小大于其影響流速導致的阻力增加時,通道內總體的f開始降低。

3.3 綜合性能分析

不同擾流片結構參數下的綜合性能評價系數如圖12～13所示。

圖12 不同擾流片長度下E隨Re變化

圖13 不同擾流片間距下E隨Re變化

從圖12～13中可以看出,當D=100 mm時,E隨Re的增加呈線性增長,并且隨著擾流板長度的增加先增后減。這是由于當流道內Re較大時,擾流片長度的增加不再是決定強化傳熱效果的主要因素,進口處流速的增大使通道內流體紊亂程度更大。流速引起的換熱系數增幅要大于擾流片長度的增幅,且長度增加又會引起阻力損失的增大。所以當Re較大時擾流片長度短的模型綜合性能系數更高。

當le=0.6,擾流片間距小于80 mm時,E隨Re的增加而增大,當擾流片間距再增大時,E隨Re的增大先增后減。這是因為擾流片間距增大時,會引起壓降和換熱系數的降低,但是壓降減小的幅度更大。

不同孔徑下綜合性能評價系數的變化如圖14所示。

圖14 不同開孔直徑下E隨Re的變化

開孔結構下,隨著Re的提高,E有降低的趨勢。隨著孔徑增大,綜合性能系數的變化呈先減后增的趨勢,這是由于開孔引起的壓降和換熱系數共同變化導致的。在L=60 mm、D=100 mm時,Re在33 238～49 858的范圍內開孔13 mm的綜合性能更好,Re大于49 858時,未開孔擾流片的綜合性能更佳。

4 結 論

文中重點采用周期流邊界條件研究不同結構參數的帶孔擾流板對螺板換熱壓降和換熱性能的影響。得到了最大綜合性能評價系數下的最優結構參數,所得結論如下。

(1) 采用周期流模型可以較準確地計算帶孔擾流片流道內的流動和傳熱問題,得到的模擬結果與基于實驗獲得的對流傳熱擬合公式的計算值吻合良好,最大誤差為11.7%。

(2)Nu隨著擾流片長度的增加依次遞增,隨著間距的增加遞減。阻力因子也隨擾流片長度的增加逐漸增大,隨著間距的增加而減小。大孔徑能較大地降低通道內的阻力損失,增大綜合性能評價系數。

(3)Re小于66 477時,開孔直徑大的擾流片綜合性能系數大,Re再增大時,未開孔的綜合性能系數更大。研究不同Re數下的最優結構參數有利于之后該優化結構下的多目標優化問題的研究,可為螺板換熱器強化換熱及其工業應用提供參考和借鑒。