联系人：刘经理   TEL:13470164164
    摘要：为了研究纵向多螺旋流管壳式换热器壳程流体湍流流动与换热的工作机理,文中利用FLUENT软件,在壳程 流体流速设定值不断改变的情况下,对纵向多螺旋流管壳式换热器壳程湍流流动与换热进行了三维数值模拟。得 到了多螺旋流管壳式换热器在不同的壳程流体流速下的温度场、速度场、质点迹线图、壳程传热膜系数分布图等。 根据模拟得到的结果,从多个方面对纵向多螺旋流管壳式换热器壳程湍流流动与强化传热进行了探讨。模拟结果 与实验结果进行了比较,二者误差约在±11%以内,吻合良好。

    关键词：螺旋扭片;纵向多螺旋流管壳式换热器;三维数值模拟

    中图分类号：TK 124　文献标识码：A　文章编号：1005-9954(2009)09-0009-04

    应用计算流体力学模拟管壳式换热器无相变壳程流场,最早是在1974年提出,但由于当时受到计算机与计算流体力学条件的限制,研究进展 缓慢[1]。20世纪80年代以来,换热器数值模拟研究才有了较快的开展。对于国内外换热器数值模 拟研究,采用二维研究的较多[2]。三维研究方面, 国内外学者也做了很多工作,特别是对复杂结构 的管壳式换热器换热性能数值模拟研究,国外较多学者采用复杂结构的换热管或者管程内插物来模拟研究其对流体流动与换热的影响,例如:螺旋 槽管、波纹管、内插螺旋纽带等。然而,国外和国 内的学者很少有人用数值模拟的方法去研究插入 物插入管壳式换热器壳程而不是管程时其对换热器综合换热性能的影响。

    壳程换热管之间插入螺旋扭片,螺旋扭片的 插入可以有效地改变壳程流体的流动形式,使壳 程流体产生多股自螺旋流的复杂流动形态[3],有 效提高换热管束壁面的流体速度,实现不同壳体 半径处流体的充分混合,从而达到强化传热的目 的。本文利用FLUENT软件对这种新型纵向多 螺旋流管壳式换热器的壳程湍流流动及换热进 行了三维数值模拟,根据模拟结果并对这种利用 螺旋扭片强化换热器壳程流体换热的机理进行 了有益的探讨。

    1　模拟模型

    模拟采用的换热器为单管程、单壳程和螺旋扭 片结构。换热器以正方形布管,图1为螺旋扭片的 Pro/e三维立体示意图。图2为换热管与螺旋扭片 之间定位关系示意图。

                    

    由于纵向多螺旋流管壳式换热器的壳程结构比 较复杂,采用四面体网格划分,管程采用六面体网格 划分。此模型中边界类型有4种:进口、出口、管壁 和壳壁[4-5]。模拟模型的数学形式建立时,主要考虑 设置管程、壳程内流体满足控制守恒的连续性方程、 质量方程、动量方程以及能量方程等。因壳程流体 处于湍流状态,进一步设置湍流k-ε模型。相关设 置完成后,进行了迭代计算,每次迭代210次左右 时,计算收敛,进行其残差曲线的分析。

    2　数值模拟的结果分析及讨论

    总共模拟了7组实验数据,模拟时壳程为热流 体,进口温度为60℃,管程为冷流体,进口温度为 20℃。管程流体流量恒定为8 m3/h,壳程的流体流 量开始为5 m3/h,然后以1 m3/h为梯度进行增加, 直到11m3/h。以下是以壳程流体流量为9m3/h进 行模拟时得到的模拟结果。

    2.1　温度矢量场图

    图3为Z=600 mm处的径向截面的温度场局 部分布图(图中纵坐标温度变化范围是290— 340 K)。由图3可看出,从壳程到管程,其温度是 依次降低的,存在着温度梯度。管程温度变化规律 是越靠近管壁温度越高。仔细观察图3中的壳程流 体可发现,由于螺旋扭片的插入,在壳程流体内部, 2 根平行插入的螺旋扭片之间也出现了温度梯度,这 个温度梯度一直延续到与换热管壁接触处,其变化 对换热的影响可从图中清晰地看到,这是普通光管管壳式换热器换热时所没有的。

                 

    2.2　轴线截面流场

    壳程流体速度矢量场图4中的纵坐标表示壳程流体速度大小,其变化范围是1.52E-02—5.4E+02m/s。 由图4可以看出,纵向多螺旋流管壳式换热器壳 程流体由于受到螺旋扭片的扰流作用,掺混比较剧烈。并且出现了很剧烈的附加螺旋流动[6],使边界层的分离作用增强,提高了壳程流体间的湍 动程度,推动了管程和壳程之间的换热。换热效率有较大提高,模拟结果很好地验证了实验研究得到的结论。

                

    2.3　轴线方向流体质点迹线图

    图5为壳程流体沿轴线方向流动时流体质点 的迹线图,图中纵坐标表示壳程流体质点速度变 化范围是0—1. 19 E+03m/s。由图5可以看出,流 体在进行轴向流动的同时,也进行附加螺旋流动。螺旋流动的形式和螺旋扭片的螺旋结构很相似,这是由于螺旋扭片具有螺旋流导向作用,壳程流体沿着螺旋扭片的表面进行流动。进一步研究发现,壳 程流体并不是作为一个整体进行螺旋流动,而是分 成不同的流束,分别沿着不同的螺旋扭片进行流动。

                        

    图6左、中、右3图分别为纵向多螺旋流管壳式 换热器轴线方向Z在100, 600, 1 100mm处径向截 面流体质点迹线图。由图6可以看出,壳程流体总 是在围绕着12根换热管并且在螺旋扭片的导流向 作用下进行各自的纵向附加螺旋流动。进一步分析 可以看出,沿着轴线方向,流体质点的湍流程度是在 不断加剧的。

                    

    2.4　壳程流体沿轴线方向压降分布图

    图7为纵向多螺旋流管壳式换热器壳程流体 沿轴线方向压降分布图。图中纵坐标表示压降, 其变化范围是200—1 200 Pa,横坐标表示换热器 轴线位置在0—1 200 mm处。由图7可以看出,壳 程流体沿轴线方向的压降具有周期性,压降趋势 线由12个小线段构成。而螺旋扭片总长为1 200 mm,螺旋节距为100 mm,所以螺旋扭片的节距个 数为12,二者吻合良好。壳程流体沿轴线方向上 的压降变化主要是由于扭片的螺旋性结构引起流 体的附加螺旋性流动所导致,附加螺旋流动使壳 程流体沿螺旋扭片表面进行高速流动,流动方向 不断改变,湍流强度加剧,边界层分离作用增强, 导致了轴线方向上的压降。当以壳程流体流量为 9 m3/h进行模拟时,模拟得到的壳程流体的压降 约为750 Pa,实验研究时得到的压降为675 Pa,二 者误差约为11%。

                  

    2.5　传热膜系数分布图

    图8为纵向多螺旋流管壳式换热器壳程传热膜系数分布图,纵坐标表示传热膜系数,变化范围是 0—1. 35E+04W /(m2·K)。由图8可看出,壳程 传热膜系数分布是不均匀的,其平均值约为5 500 W /(m2·K)。当壳程流体流量为9 m3/h时,实验 得到的壳程流体传热膜系数为6 000W /(m2·K), 模拟结果比实验得到的结果约小9%。

                     

    3　实验结果与模拟结果的比较

    本文实验研究所采用的换热器与模拟研究所用 的换热器尺寸参数相同,都是换热管长度为 1 200 mm,内径15 mm,壳体内径为109 mm的管壳 式换热器。实验采集的数据包括壳程流体流量、进 出口压力、温度、管程流体流量、进出口温度等。所采用的仪器有精度等级为±0. 2%温度传感器 Pt100、压力传感器、流量传感器等。

    图9为本文数值模拟和实验研究得到的壳程传 热模系数h对比。由图9可以看出,无论是实验还 是模拟,得到的h都随着壳程雷诺数Re的增加而增 加,且二者增加趋势一致。并且,当Re相同时,实验 值总是比模拟值要大。壳程流体流量为11 m3/h,h差别最大,模拟得到的h要比实验值约小11%。系 统误差的产生主要是因为传感器的安装位置不当所引起。传感器的探头都是安装在换热器壳程轴线附 近,这样测得的数据具有片面性,比实际值偏大。

                  

    4　结语

    通过对纵向多螺旋流管壳式换热器的壳程流体湍流流动和换热的三维数值模拟,得到了壳程流体 的温度矢量场、速度矢量场以及流体沿轴向流动的 质点迹线等。由模拟结果可以看出,由于螺旋扭片 的插入,壳程流体流动的形式与螺旋扭片的螺旋结 构很相似,是分成若干流束分别沿着各自螺旋扭片 的导程进行螺旋流动。由于螺旋扭片结构的周期性 螺旋,靠近管壁面的流体产生了明显的周期性螺旋 流动,加强了管束近壁面处流体的扰动,增大了热扩散率,推动了流体的混合。并且,周期性的螺旋流动 可以有效地减薄边界层,尤其是黏性底层的厚度,使传热增强,从而使壳程流体的传热膜系数有较大提高。模拟结果表明,这种结构简单、拆卸方便的新型 纵向多螺旋流管壳式换热器具有很多优点,应用前 景广阔。