哈雷釬焊板式換熱器
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                折流板切口方向對管殼式換熱器傳熱性能影響

                點擊:1906 日期:[ 2014-04-26 21:13:55 ]
                                折流板切口方向對管殼式換熱器傳熱性能影響                     文宏剛,周幗彥,朱冬生,覃新川     (華東理工大學機械與動力工程學院承壓系統與安全教育部重點實驗室,上海200237)     摘要:為了研究單弓形折流板的切口方向對管殼式換熱器傳熱與流動性能的影響,文中通過建立3個不同折流板切口方向的管殼式換熱器簡化實體模型,運用CFD軟件Fluent對管殼式換熱器殼程傳熱與流動狀態進行了三維數值模擬。以水為殼程流體介質,在不斷改變殼程進口流速,使得殼程進口雷諾數Re在10 000到70 000范圍內變化時,得到了不同狀態下的殼程流場與溫度場。根據數值模擬結果,以總傳熱系數α,殼程總壓降Δp以及單位壓降下的傳熱系數α/Δp作為綜合衡量標準,分析不同折流板切口方向時的管殼式換熱器殼程流場與溫度場。數值模擬分析結果表明:折流板為垂直切口方向時,管殼式換熱器總傳熱系數最大,壓降最小,綜合性能最好,另外2種折流板切口方向的管殼式換熱器綜合性能差不多。     關鍵詞:管殼式換熱器;數值模擬;傳熱系數;壓降     中圖分類號:TK 172文獻標識碼:A文章編號:1005-9954(2012)04-0023-04     換熱器是一種把熱量從一種介質傳給另一種介質的設備,廣泛應用于化工、能源、機械、交通、制冷、空調以及航空航天等領域,其中管殼式換熱器以具有制造簡單、維護方便、適應性強、處理量大、工作可靠、能適應高溫高壓等眾多優點,已成為目前國內外換熱設備的主要結構形式[1-3]。長期以來,國內外學者對管殼式換熱器做了大量研究,分析了影響管殼式換熱器性能的各種幾何結構因素[4-7],如管板間隙[4]、管孔間隙[4]、折流板間距[5]、折流板開口率[5]、換熱管排列方式[6]等,然而很少考慮折流板切口方向對換熱器傳熱及壓降的影響。折流板可以改變殼程流體流動方向,使其垂直于管束流動,并提高流速,從而增加流體流動的湍流程度,獲得很好的傳熱效果,但是不同的開口方向,對換熱器性能的影響也各不相同[8]。     本文對于廣泛應用的弓形折流板管殼式換熱器,運用CFD軟件Fluent,在進口雷諾數在10 000到70 000范圍內變化的條件下,對不同折流板切口方向的管殼式換熱器模型進行合理的數值模擬,得到了管殼式換熱器殼程流體流場與溫度場。根據數值模擬計算結果,以殼程壓力損失Δp,殼程傳熱系數α,以及單位壓降下的傳熱系數α/Δp作為綜合衡量標準,分析不同折流板切口方向時的管殼式換熱器殼程流場與溫度場,定量了解了不同折流板方向對管殼式換熱器傳熱與壓降的影響關系。     1·控制方程     本文依據計算流體力學的基本理論,建立方程對管殼式換熱器模型進行數值模擬[9]。     另外為了驗證數值模擬結果是否正確,需要對換熱器模型進行驗證,主要驗證方法是根據經典的管殼式換熱器設計方法,計算得到出口溫度與壓降來驗證數值模擬結果是否正確。目前常用的管殼式換熱器設計方法是Bell-Delaware方法,該方法在大量數據基礎上取得的,其核心思想是假定全部殼程流體都是以純錯流的方式通過理想管束,即沒有漏流、旁流的影響,得到的理想管束的計算公式,然后再通過幾個小型的實驗,對泄漏和旁流的影響進行研究,引入一些修正因子而得到的方法,該方法的基本傳熱系數與壓降計算公式為[2]     αs=hiJcJlJbJr(1)     Δps=(Nb-1)Δpc+NbΔpw+Δps,i+Δps,o(2)     式中:αs為殼程傳熱系數;hi為理想傳熱系數;Jc為折流板修正系數;Jl為泄漏修正系數;Jb為旁流修正系數;Jr為低雷諾數修正系數;Δps為殼程總壓降;Δpc為錯流區壓降;Δpw為窗口區壓降;Δps,i為殼程進口接管壓降;Δps,o為殼程出口接管壓降。     2·數值模擬     2.1幾何模型     由于主要研究折流板方向對殼程流場與溫度場的影響,文中的模型需要進行簡化處理,不考慮管板間隙、管孔間隙、內部導流筒以及旁路擋板等結構形式。     本文所取的計算模型主要結構尺寸為:筒體內徑為150 mm,筒體長度為500 mm,采用正方形布管,管子外徑為19 mm,管間距為25 mm,折流板間距為100 mm,折流板數目為4個,折流板高為100 mm,厚度為3 mm。3個模型如圖1所示,其中模型a為水平切口方向折流板,模型b為垂直切口方向折流板,模型c為轉角45°切口方向折流板。                   2.2網格劃分     本文中的模型是弓形折流板管殼式換熱器模型,固定管板與弓形折流板將換熱器分成若干區域,而且殼程中存在管束,導致結構比較復雜,不能實現結構化網格劃分,而如果全部采用非結構化網格劃分,就需要將網格尺寸設置得足夠小才可以提高網格質量,但是這樣做會增加網格數目,導致計算速度緩慢。因此根據殼程結構,將其劃分成多個區域,進出口接管部分采用結構化網格劃分,其余區域采用非結構化網格。最終得到模型a的單元數為1 233 615,節點數為249 263;模型b的單元數為1 048 594,節點數為217 236;模型c的單元數為1 232 774,節點數為249 134。     2.3邊界條件     設置殼程流體介質為水,介質物性采用依據溫度線性插值得到。進口采用速度進口,初始溫度為283 K,進口速度保證進口雷諾數在10 000—70 000范圍;管壁設為恒壁溫323 K;殼體壁面、進出口接管壁面、各折流板面、2側管板均設為絕熱面邊界條件;出口邊界條件為outflow。本文計算模型的流體流動均在湍流狀態下,因此在Fluent計算過程中采用離散求解器和k-ε湍流模型,壓力和速度耦合采用SIM-PLE算法,動量和能量方程離散采用二階迎風差分格式。采用標準化殘差的形式來判斷計算方程的收斂性。對具體模型來說,通過試算確定本模型的殘差精度分別取:連續性方程的殘差為10-5,動量方程及k,ε方程殘差均為10-3,能量方程殘差為10-6。     2.4模型驗證     由于目前常用的Bell-Delaware方法,只適用于水平方向折流板的管殼式換熱器設計。因此按照模型a的結構進行計算,將得到的計算結果與模型a數值模擬得到的結果進行對比,驗證模擬方法的正確性,對比結果如表1所示。     由表1可知,運用經驗公式計算結果與數值模擬結果相比,傳熱系數誤差在15%左右,壓降計算誤差在20%左右。導致這些誤差的主要原因是:數值模擬分析的是理想狀態下的管殼式換熱器,與實際計算的換熱器模型不是完全相同;經驗公式計算結果也存在一定誤差,因此根據以上分析結果,計算誤差基本滿足要求,該模型的數值模擬是正確的[8]。     3·分析與討論   根據實際運行當中管殼式換熱器進口流速的范圍,確定進口雷諾數在10 000—70 000范圍內變化,通過調整進口邊界條件,進行多次數值模擬計算,得到了不同進口雷諾數Re時的殼程流體流動與傳熱狀態。如圖2所示,進口雷諾數分別為10 000,30000,50 000時模型a對稱面YZ面上的溫度矢量圖。     從圖2中3個溫度矢量圖可以看出,截面上的流速分布很不均勻,折流板將殼程流道分成了5個錯流區。在錯流區內,由于折流板的阻擋作用,殼程流體流動方向在遇到折流板時發生改變,橫向沖刷換熱管束,正是在這一區域的流體產生圍繞管束的運動,導致流速增大,增強了流體湍動程度,強化了傳熱效果。但是在每個折流板的背面,流速較低,形成了所謂的“死區”,導致傳熱效果不佳,這也是折流板結構存在的弊端[10]。                 比較圖2中3個圖可以發現,隨著進口速度逐漸增加,折流板后高溫區域減少,殼程流體湍動程度增大,死區面積減小,提高了總傳熱系數。為了便于直觀地分析比較3個模型傳熱效果與壓降變化規律,根據數值模擬結果,做出3個模型隨進口雷諾數變化時的殼程傳熱系數曲線圖,如圖3所示,并做3個模型總壓降隨進口雷諾數變化的曲線圖,如圖4所示。                   圖3為3個不同折流板切口方向的管殼式換熱器模型在不同進口流速下,總傳熱系數的變化趨勢。結果表明,3個模型殼程傳熱系數隨著進口流速增加而增加。在相同進口流速下,模型b的殼程傳熱系數始終大于另外2個模型,其中模型a殼程傳熱系數總是最小。并且隨著殼程流量逐漸增加,模型b與另外2個模型的殼程傳熱系數相差越來越明顯。     圖4為3個不同折流板切口方向的管殼式換熱器模型在不同進口流速下總壓降的變化趨勢??梢钥闯?,隨著殼程進口流速的增加,3個模型的殼程壓降呈上升趨勢。在相同的殼程進口流速下,模型b的殼程總壓降總是最小,模型c的殼程總壓降總是最大,并且隨著殼程進口逐漸增加,3個模型總壓降差也越來越大。主要原因是隨著殼程流速增大,3個模型殼程流體流動的湍動效果均被加強,使得折流板阻擋造成的沿程阻力損失增加,表現為殼程總壓降增大。而折流板為水平切口和轉角45°切口的結構時,殼程流體湍動程度更大,折流板附近死區更多,導致沿程阻力損失增加,使得殼程壓降大于折流板垂直切口的管殼式換熱器模型。     傳熱系數與壓降是衡量換熱器性能的2個重要指標,但是從整體角度來看,單獨通過任意一個參量評價換熱器的性能優劣顯然是不合理的。目前國內外使用較多方法是以單位壓力損失下傳熱系數大小,即α/Δp作為衡量標準,來綜合評價換熱器的整體性能[11]。      圖5為3個不同折流板方向的模型對應的α/Δp隨殼程進口流速的變化趨勢??梢钥闯?個模型對應的α/Δp隨殼程進口流速的增加而減小,其中在相同殼程進口流速下模型b對應的α/Δp總是大于另外2個模型,而模型a與模型c對應的α/Δp相差不大。                   4·結論     (1)在以水為流體介質,3個不同折流板切口方向的管殼式換熱器模型總傳熱系數隨著殼程進口流速的增加而增加,其中折流板垂直切口的管殼式換熱器模型殼程傳熱系數始終最大,折流板水平切口的管殼式換熱器殼程傳熱系數最小;     (2)3個換熱器模型的殼程總壓降隨殼程進口流速增加而增加,其中折流板轉角45°切口的管殼式換熱器模型壓降最大,折流板垂直切口的管殼式換熱器模型的壓降最小;     (3)當以α/Δp為評價標準時,折流板垂直切口的管殼式換熱器模型綜合性能明顯優于另外2個模型,另外2個模型的綜合性能差不多。 參考文獻: [1]朱冬生,錢頌文,馬曉明,等.換熱器技術及進展[M].北京:中國石化出版社,2008. [2]袁俊朋.基于Bell法的管殼式換熱器分段計算理論研究及實驗分析[D].上海:華東理工大學,2009. [3]馬曉明,錢頌文,朱冬生,等.管殼式換熱器[M].北京:中國石化出版社,2010. [4]黃文江.弓形折流板換熱器中折流板對換熱器性能的影響[J].工程熱物理學報,2007,28(6):1022-1024. [5]劉敏珊,葉婷,董其伍.漏流對管殼式換熱器影響的數值模擬[J].石油機械,2009,37(5):27-30. [6]施金貴,張薇.管殼式換熱器殼側三維流場模擬[J].西華大學學報,2006,25(5):38-40. [7]OZDEN E,TARI I.Shell side CFD analysis of a smallshell-and-tube  heat exchanger[J].Energy Conversionand Management,2010,51(5):1004-1014. [8]MOHAMMADIA K,HEIDEMANNA W,MLLER-STEINHAGEN H.Numerical  investigation of the effectof baffle orientation on heat transfer and  pressure drop ina shell and tube heat exchanger with leakage flows [J].Heat Transfer Engineering,2009,30(14):1123-1135. [9]王福軍.計算流體動力學分析[M].北京:清華大學出版社,2004. [10]劉敏珊,董其伍,劉乾.折流板換熱器的流場數值模擬與結構優化[J].石油機械,2006,34(4):42-45. [11]張少雄,桑芝富.殼程結構對換熱器性能影響的數值研究[J].石油機械,2005,33(9):24-26.
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