螺旋扁管换热器流动与强化换热性能数值分析
时间：2023-06-02 10:00:19 来源：雅意学习网 本文已影响 人 
王尚峰，张成松，袁佳新，马兴华，龚 斌
（1.沈阳鼓风机集团辅机成套工程有限公司，辽宁 沈阳 110027；
2.沈阳化工大学机械与动力工程学院，辽宁 沈阳 110142；
3.本钢板材股份有限公司，辽宁 本溪 117000）
换热器作为两种不同温度介质之间热量传递的能量传输设备，提高了能源利用率，实现了能源可持续发展[1-3]。目前，换热管结构的优化设计是提高换热器传热系数的有效方法[4-8]。Hu等[9]采用实验和数值模拟方法对采用横向波纹管、光滑波纹管和螺旋波纹管的三种换热器进行研究，得出横向波纹管产生最大Nu数，比光滑管高60%左右，螺旋波纹管综合性能最好,性能评价标准约为 1.09。Nakhchi等[10]研究了湍流状态下安装多孔圆管换热器的管内强化传热，得出当穿孔指数从0.08增加到0.24时，流动阻力可降低至86.2%。Ali等[11]对三种不同扭距椭圆截面换热管的换热器性能进行研究，得出缩短扭矩对总体性能有很大改善作用，在雷诺数Re=26 000时，观察到最大性能增强因子达到1.9。Yan等[12]研究了在均匀热流密度下，宽度为6、8和10 mm的交叉扭带换热管传热和摩擦因子特性，结果表明，努塞尔数Nu和范宁摩擦系数f随着管口宽度增加先减小后增大；
与光管相比，含宽度为6 mm交叉扭带的换热管Nu和f分别提高了 93%~120%和883%~1 042%。螺旋扁管属于异形换热管，由于螺旋扁管在换热器壳体内排列紧凑，可有效增加流体局域湍流和破坏管壁热边界层，达到管外管内同时强化的高效换热目标[13-16]。因此，换热管的优化设计能有效提高换热器强化传热效果，在设备加工和使用前有必要了解换热器的强化传热性能。
为了提高换热器的换热性能，有效缩小设备体积，设计了一台单壳程四管程U型管式换热器，换热管采用螺旋扁管。为了解换热器的换热性能，校企双方决定采用数值模拟方法对两台具有相同结构尺寸的光滑直管换热器和螺旋扁管换热器进行传热研究。本文探究了相同工况下两种换热器的压力、速度、温度分布对比情况，并对冷却水流量与壳程介质进出口流体平均温差的关系进行分析，了解新型螺旋扁管换热器在传热节能方面的优势。
数值模拟螺旋扁管换热器为公称直径 DN500的单壳程四管程U型管式换热器，主体结构参照换热器设备装配简图进行建模，具体计算域尺寸如图1所示。数值模拟螺旋扁管换热器壳程介质如表1所示，管程介质如表2所示，设备主材如表3所示。光滑直管换热器主要设计参数与螺旋扁管换热器主要设计参数相同。
表1 壳程介质参数
表2 管程介质参数
表3 设备材质
图1 DN500单壳程四管程U型管式换热器装配简图
数值模拟采用Gambit软件将图2所示模型进行网格划分，采用Fluent 16.2软件进行流场和传热数值计算。
2.1 数值计算物理模型
基于螺旋扁管换热器结构特性以及研究目标，对换热器模型进行了合理简化，并忽略热损耗、污垢热阻和拉杆的影响。螺旋扁管换热器数值模拟计算的物理模型如图2所示，螺旋扁管换热管如图3所示，采用正三角形排列，公称长度为2 100 mm，壁厚为2 mm。光滑直管换热器的换热管尺寸为Φ25× 2 mm，排列方式与螺旋扁管一致。
图2 螺旋扁管换热器数值模拟计算物理模型
图3 数值模拟计算物理模型设计尺寸
2.2 网格划分
螺旋扁管换热器数值模拟计算物理模型的网格分布如图4a所示。图4b、c分别为螺旋扁管和光滑直管换热器管板截面上网格分布。其中，螺旋扁管和光滑直管换热器体网格数量分别为3 728 102 和3 802 590，网格尺寸均为10 mm。
图4 网格分布示意图
2.3 湍流模型
湍流模型选用Standardk-ε模型。该模型是工程流场计算的主要工具，具有适用范围广、经济、合理的精度，在工业流场和热交换模拟中有广泛的应用。Standardk-ε模型是双方程模型，需要求解湍流动能和湍流耗散率两个变量，其半经验公式从实验现象中总结而来。壁面选用标准壁面函数，Fluent中的标准壁面方程被广泛用于工业中的流动分析。压力和速度耦合采用SIMPLEC方法，压力离散采用Standard形式，动量和能量方程的离散运用二阶迎风格式。
2.4 边界条件
模拟流动介质壳程为气体，管程为液体，密度、黏度、导热系数、热容等物性参数均按照表1和表2提供的数据采用分段线性函数（piecewise-linear）定义。壳程气体和管程液体均设定为质量流量入口，出口为压力出口。壁面为光滑无滑移壁面。管箱外壁面、管板、隔板为绝热壁面。换热管材质为Steel，壁厚2.0 mm，换热管壁面耦合，管壁自身导热。收敛极限设置为10-4。
为便于两种换热器的压力、速度、温度分布对比，选取了四个分析截面，具体如图5所示。其中，Y= 0 mm和Z= 0 mm两个截面针对壳程气体，Y=94 mm和Z= 30 mm两个截面针对管程液体。在壳程气体流量 4 550 kg·h-1、管程液体流量 16 480 kg·h-1的工况下两种换热器的特性参数进行对比。
图5 分析截面示意图
3.1 压力分布
图6a，b对螺旋扁管和光滑直管为换热管的换热器壳程压力进行比较。从总体可以看出，螺旋扁管换热器的内部压力略高于光滑软管换热器。在Y=0 mm截面上，U型管换热器中间区域无换热管，气体由入口直接到达换热器底部，在入口垂直方向上，形成局域高压区。而出口局域低压区范围很小。在螺旋扁管换热器壳程入口处，压力在Z轴方向上形成周期性分布，由6组高低间隔分布状态，而光滑直管换热器仅在入口和底部形成高压状态。
图6c，d对螺旋扁管和光滑直管为换热管的换热器管程压力进行比较。从总体可以看出，螺旋扁管内压力高于光滑软管内。在Y= 94 mm分析截面上，入口管箱内整体压力较高，在入口冲击的分层隔板附近压力有最高值。出口局域低压区仅在出口接管附近范围。
图6 两种换热器压力分布对比（单位：Pa）
3.2 速度分布
图7a，b分别为螺旋扁管和光滑直管换热器的壳程速度场，7c，d分别为螺旋扁管和光滑直管换热器的管程速度场。可以看出，螺旋扁管换热器和光滑直管换热器的壳程和管程速度场类似，螺旋扁管换热器壳程最底部和管板附近流体的流动速度均大于光滑直管换热器，使得换热器的壳程换热性能更均匀。螺旋扁管换热器换热管内流体流动速度高于光滑直管换热器，相反，螺旋扁管换热器管箱内流体的流动速度低于光滑直管换热器，说明螺旋扁管流动阻力高于光滑直管。
图7 两种换热器速度矢量分布对比（单位：m·s-1）
3.3 温度分布
图8对螺旋扁管和光滑直管为换热管的换热器壳程温度进行比较。可以看出，在Y= 0 mm截面上，螺旋扁管换热器壳程温度分布更均匀，在U型管的弯管区域温度高于光滑直管换热器。在Z= 0 mm截面以下，光滑直管换热器壳程介质温度分布非常不均匀，冷热区域分块明显，而螺旋扁管在壳程底部温度较高，分布均匀。在螺旋扁管换热器壳程入口处，温度在Z轴方向上形成周期性分布，与压力分布类似，同样形成6组高低间隔分布状态。在Z=0 mm截面上可以明显看出，螺旋扁管换热器有效提高了壳程管板附近流体的温度。图9对螺旋扁管和光滑直管为换热管的换热器管程温度进行比较，可以看出，螺旋扁管换热管内流体温度整体高于光滑软管换热管。
图8 两种换热器壳程介质温度分布对比（单位：K）
图9 两种换热器管程介质温度分布对比（单位：K）
3.4 传热节能分析
由压力、速度、温度分布对比情况可以看出，具有相同结构参数的螺旋扁管换热器在同样流体参数情况下传热效果要优于光滑直管换热器。为进一步明确螺旋扁管换热器相对光滑直管换热器的节能效果，在不改变壳程气体流量4 550 kg·h-1的前提下，对冷却水流量分别为 12 600 kg·h-1，14 400 kg·h-1，18 000 kg·h-1三种工况下两种换热器换热情况进行数值模拟，得到冷却水流量与壳程介质进出口流体平均温差的关系如图10所示。
图10 换热器进出口温差与冷却水流量关系
从图10中可以看出，在相同的壳程介质流量和壳程介质进出口流体平均温差情况下，冷却水入口温度相同时，螺旋扁管换热器所需的冷却水流量（管程介质流量）明显低于光滑直管换热器；
当壳程介质进出口流体平均温差为23.81 K时，螺旋扁管换热器与光滑直管换热器所需的冷却水流量分别为13 334 kg·h-1和 16 480 kg·h-1；
壳程介质进出口流体平均温差为24.56 K时，螺旋扁管换热器与光滑直管换热器所需的冷却水流量分别为14 420 kg·h-1和18 000 kg·h-1。可见，在模拟的换热工况下，螺旋扁管换热器在相同条件下比光滑直管换热器单位时间内节省冷却水约为20%左右。
本文采用数值模拟方法，研究了光滑直管换热器和螺旋扁管换热器的压力、速度、温度分布情况和三种冷却水流量工况下与壳程介质进出口流体平均温差的关系，得出以下结论：
1）具有相同结构参数和流体参数情况下，螺旋扁管换热器的压力、速度、温度分布情况均优于光滑直管换热器。
2）在螺旋扁管换热器壳程入口处，由于螺旋扁管强化换热，导致壳程压力和温度在Z轴方向上形成6组高低间隔的周期性分布状态。
3）在管板附近和 U型管弯管区域，螺旋扁管换热器壳程内流体的速度和温度均高出光滑直管换热器壳程内流体的速度和温度。
4）在模拟的换热工况下，螺旋扁管换热器在相同条件下比光滑直管换热器单位时间内节省冷却水约为20%左右。
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