哈雷釬焊板式換熱器
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                螺旋肋片自支撐換熱器殼程性能數值分析

                點擊:1756 日期:[ 2014-04-26 22:14:08 ]
                                            螺旋肋片自支撐換熱器殼程性能數值分析                               吳金星  朱登亮  魏新利  王海峰                          (鄭州大學節能技術研究中心.鄭州450001)     摘要:采用FI UENT軟件分別對套管換熱器和管束換熱器的流場及傳熱和壓力降特性進行數值模擬與分析,并與試驗數據進行比較。結果表明,螺旋肋片強化傳熱的主要機理是螺旋肋片引起的螺旋流動使流體流速提高并產生二次流,減薄了速度邊界層,促進了主流流體和邊界層流體的摻混;換熱管之間螺旋流動的相互影響進一步提高了換熱器的傳熱系數;螺旋肋片的螺旋角和流體雷諾數對殼程努塞爾數和壓降產生顯著影響,應將螺旋角和雷諾數限制在一定的范圍內。數值模擬結果與試驗數據吻合較好。     關鍵詞:換熱器   螺旋肋片   傳熱   模型     1 前 言     換熱器作為節能降耗的主要設備在石油化學工業及能源動力工程中得到廣泛應用。為了提高換熱器傳熱效率并降低殼程流動阻力,長期以來??萍既藛T開展了廣泛管程強化和殼程強化傳熱研究,取得了一定成果 I。換熱器殼程結構一般比較復雜,不僅與換熱管布置方式有關,還與管束支撐結構有關。因而殼程綜合性能往往是換熱器研究的重點,主要研究目標是改進殼程管束支撐結構,改善殼程流體流動狀況,提高殼程對流傳熱系數并降低殼程流動阻力。     近年來國內外開發出使換熱器殼程流體產生螺旋流動的螺旋折流板 。從結構和綜合性能上看,用螺旋折流板支撐管束克服了傳統的弓形折流板支撐管束時阻力大、死角多、易積垢、易誘發管束振動等缺陷;從強化傳熱機理看,螺旋流動使流體主體呈現軸向流動的同時,還產生周向旋轉流動,兩種流動的疊加可產生連續不斷的渦流,在離心作用的影響下,使主流流體與管壁邊界層流體充分混合,減薄了流體邊界層,從而達到強化傳熱的目的。因而螺旋形折流板換熱器受到人們的高度重視,目前已開發出整體式和分片式等多種螺旋折流板形式,但各種螺旋形折流板換熱器結構都比較復雜,尤其是制造和安裝難度較大,相應的制造成本提高,限制了其推廣應用。     本課題在螺旋折流板換熱器結構的基礎上提出了一種螺旋肋片自支撐管殼式換熱器(以下簡稱螺旋肋片換熱器),對螺旋肋片換熱器殼程流場及其傳熱和壓降特性進行數值分析。     2 螺旋肋片換熱管結構     螺旋肋片換熱器管束支撐結構采取“化整為零”的思想。將螺旋折流板簡化為纏繞于每根管子之上的螺旋肋片,其結構示意見圖1。單根管子類似于傳統的螺旋翅片管。其高度遠小于傳統翅片,而螺距則遠大于傳統翅片。因此稱為肋片。在螺旋肋片換熱器中。螺旋肋片取代折流板。具有三種作用:一是增加換熱面積;二是誘導殼程流體做螺旋流動;三是支撐管束和保持管間距。                         3 計算模型與模擬方法     采用CFD軟件FLUENT對螺旋肋片管套管換熱器和螺旋肋片換熱器管束進行數值模擬與分析。數值模擬采用的管束模型與試驗模型的結構及尺寸相對應,模型所取長度為螺旋肋片的一個幾何周期,分別選取不同螺旋角。為簡化計算,對模擬換熱器內流體工況作如下假設:①流體的熱物性參數如流體密度(1D)、粘度等不隨溫度和時間(t)變化;② 流體為不可壓縮,即Dp/Dt一0,且流動為穩態,即3/3t=0;③模擬段流體流動達到充分發展;④ 管壁溫度恒定.忽略重力影響。在換熱器內流體流動和傳熱問題中.所求解的主要變量即速度和溫度的控制方程可表示成如下通用形式 ]:                        式中,Φ為通用變量,可代表速度分量“U,V ,W和溫度T;U為速度矢量; U為廣義擴散系數;FΦ為廣義擴散源項。對連續方程而言.Φ=1;對于穩態流動,通式中第一項為零。數值模擬時采用RealizableK-ε兩方程模型,近壁采用增強壁面處理,壓力場與速度場的耦合采用SIMPLE算法。換熱管取 恒定壁溫(377 K).流道進出口采用周期性邊界條件,流體介質為空氣,給定質量流量,初始溫度為301 K。     3.1 套管換熱器幾何模型     鑒于螺旋肋片管束結構復雜且管子之間互相影響,因此首先分析單根螺旋肋片管的套管換熱器殼程流體的流動和傳熱性能。螺旋肋片管套管換熱器示意見圖2,其中套管內徑(D)為35 mm,換熱管外徑( )為19 mm。按照GB1 51管殼式換熱器設計要求。直徑為19 mm 的換熱管相鄰管子的中心距為25 mm,由于螺旋肋片在管問起支撐和保持管間距的作用,所以取螺旋肋片寬度(h)為6 mm。定義螺旋肋片的螺旋角(a)為螺旋肋片根部(即換熱管表面)的螺旋線與換熱管軸線的夾角,即a—arctan(丌 /H),其中H 為螺旋肋片繞換熱管旋轉36O。即一個周期的長度。模型所取長度為螺旋肋片的一個周期,螺旋角分別取1 5。,2O。,30。,40。50。                         3.2 換熱器管束幾何模型     對于大型螺旋肋片換熱器,為了充分利用螺旋肋片的擾流作用,同時為便于螺旋肋片的加工,換熱管全部采用旋向相同的螺旋肋片管。螺旋肋片換熱器管束示意見圖3。結合實驗室現有條件,螺旋肋片換熱器管束模型設置如下:換熱管外徑19 mm,21根換熱管呈正方形排列,相鄰管子中距25 mm,殼體內徑148 mm,模型所取長度為螺旋肋片的一個幾何周期,螺旋角分別取15。,2O。,25。, 30。,40。。                    4 模擬結果與分析     4.1 套管換熱器     螺旋角為30。、雷諾數(尺P)為4 000時套管換熱器殼程內流體跡線見圖4。從圖4可見,流體跡線呈明顯的螺旋狀,總體上殼程流體在做軸向運動與旋轉運動的合運動。這正是由于螺旋肋片的存在使殼程變為螺旋形流道,殼程流體受螺旋形流道的影響而表現出螺旋流動,所以螺旋肋片的結構參數決定了殼程流體的流動狀況。相對于無螺旋肋片套管換熱器殼程流道,加裝螺旋肋片后流體流動發生以下變化:① 流體的有效流程增長,在相同的質量流量下,流體的流速提高,壁面附近的剪應力增大,邊界層減薄,傳熱得以強化;②螺旋流動導致渦旋和二次流(流體的徑向流動造成的雙螺旋運動),促進了主流流體和壁面邊界層流體充分混合,并減薄了邊界層,提高了傳熱系數。                       不同螺旋角時殼程努塞爾數(Nu)隨Re的變化曲線見圖5。從圖5可見,對于任一螺旋角,殼程Nu隨著Re的提高而增大;在尺P相同的情況下,Nu也隨螺旋角的增大而增大。由于大螺旋角的螺旋肋片使流體有更長的流程,因此在Re相同時,大螺旋角的螺旋肋片使流體的流速更大,流速增大一方面使邊界層減薄,另一方面導致更強的渦旋和二次流,更有利于提高傳熱系數。殼程壓力降與Re的關系見圖6。從圖6可以看出,殼程壓力降隨Re的提高而迅速增大,并且螺旋角越大,曲線的斜率變化越快,壓力降隨Re的提高而增大的趨勢越顯著。                    從圖5、圖6綜合來看,大螺旋角雖然可提高傳熱系數,但壓力降也快速增加;相反,小的螺旋角雖然可使壓降減小,但是對應的傳熱系數也減小。因此,螺旋肋片螺旋角的選取應根據實際情況綜合考慮,不宜過大或過小。     4.2 換熱器管束     對于螺旋肋片換熱器管束,由于螺旋肋片換熱管之間相互影響,其殼程流體流動和傳熱狀況更加復雜。從螺旋角為30。、Re為4 000時換熱器模型中心橫截面速度矢量的模擬結果(圖略)可知,在每根換熱管周圍,受螺旋肋片的影響,流體均呈螺旋流動;在相鄰四根換熱管圍成的流道中,流體一方面沿軸向流動,同時受周圍四根螺旋肋片的影響,流體又有一定的螺旋流動。相比于套管換熱器殼程中流體流動,螺旋肋片換熱器管束四根管子之間流體的螺旋流動互相交叉,達到充分的摻混,因而流體的速度更趨于均勻。而在管束周邊與殼壁之間的空隙處,流體受螺旋肋片的作用,速度矢量沿管壁面切線方向且相對于管束中心區域的速度較大,說明殼壁附近的泄漏流比較嚴重,因而會造成較大的動量損失,并降低換熱器整體換熱效果。     管束換熱器殼程Nu、壓力降隨Re變化的曲線分別見圖7和圖8。從圖7和圖8可以看出,殼程Nu、壓力降隨Re及螺旋角的變化規律與套管換熱器殼程基本相同,不同的是管束換熱器中螺旋角為25。,30。,40。時Nu隨Re的變化曲線基本重合,說明螺旋角大于25。時,由于螺旋肋片管之間的相互作用,殼程流體對流傳熱已達到了充分強化,N“隨螺旋角的增大已無明顯變化,但壓力降隨Re的提高卻顯著增大,并且曲線的斜率在增大。說明當螺旋角大于25。時,再通過增大螺旋角來提高殼程的綜合性能K/AP(K 為總傳熱系數,△尸為壓力降)已沒有意義。                     換熱器的綜合性能K/AP隨RP的變化見圖9。從圖9可見,在螺旋角相同的情況下,隨著Re的提高,K/AP值減小,并且曲線的斜率隨R 的提高越來越??;在RP相同的情況下,K/AP隨螺旋角的增大而減小,在螺旋角大于25。后減小的趨勢尤為顯著。                    為了驗證螺旋肋片換熱器殼程數值模擬結果的合理性,在相同工藝條件下對相同結構和尺寸的換熱器進行試驗研究。螺旋肋片換熱器的總傳熱系數K、殼程壓力降的試驗值與模擬值對比分別見圖10和圖11。從圖10可以看出,在試驗所取Re范圍內,總傳熱系數K 的模擬值大于試驗值,并且隨Re增大差值有增大的趨勢。這主要是由于數值模擬是在理想的工況下進行的,即假設螺旋肋片與管壁一樣始終保持恒定的溫度,這就使得模擬結果保持穩定的增長趨勢;而在試驗過程中隨著Re的增大,螺旋肋片從根部到端部溫度梯度變大,且肋片總體溫度不斷降低,因而使得總傳熱性能的增長速率減小,與模擬值的差值越來越大。從圖11可以看出,壓力降的模擬值與試驗值吻合很好。                   盡管傳熱性能的試驗值與模擬值之間存在一定的誤差,但傳熱和壓力降的總體變化規律基本一致,這也證實了用數值模擬方法來研究換熱器性能具有可行性。     5 結 論     基于數值模擬方法對螺旋肋片管套管換熱器和螺旋肋片管束換熱器內流場分布狀況以及傳熱和壓力降的研究表明,隨著雷諾數的提高,換熱器殼程的努塞爾數提高,但壓力降也迅速增大,換熱器的綜合性能逐漸變差。對于螺旋肋片管束換熱器,螺旋肋片的螺旋角大于25。時,殼程努塞爾數隨螺旋角的增大已無明顯變化,而壓力降卻增加很快,因此應將螺旋角和雷諾數限制在一定的范圍內。     參 考 文 獻     1 吳金星,董其伍,劉敏珊等.縱流式換熱器的結構研究進展.化工進展,2002,21(5):306~30g     2 崔海亭,彭陪英.強化傳熱新技術及其應用.北京:化學工業出版社,2006.20-85     3 吳金星,王海峰,王保東.管內強化傳熱結構及其性能分析.節能技術,2006,24(2):151~153     4 王秋旺.螺旋折流板管殼式換熱器殼程傳熱強化研究進展.西安交通大學學報,2004,38(9):881~886     5 陶文銓.數值傳熱學.第2版.西安:西安交通大學出版社,2001_207~ 230
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