导向型折流栅强化换热器壳程传热的数值模拟

1、导向型折流栅强化换热器壳程传热的数值模拟 提出壳程流体"斜向流'的新概念，解决了管壳式换热器性能提升的同时伴随流体流动阻力大幅增加的矛盾。研制了具有导向型折流栅管束支撑结构的新型高效节能斜向流管壳式换热器。采用场协同理论分析该换热器的强化传热机理，证明在此类换热器壳程中流体速度场与温度梯度场具有良好的协同关系。数值模拟了几何结构对传热和压降的影响规律，模拟结果与实验数据吻合良好。 1·引言目前，根据管壳式换热器壳程流体流动方向与换热管束的夹角不同，可将壳程流体流动形态分为横向流、纵向流和螺旋流。壳程流体横向冲刷换热管束时，存在较大的流动和传热死区，易产生

2、流体诱导振动。螺旋折流板换热器壳程流体的流速变化较为平缓，可有效消除死区和返混现象，但因其制造和安装难度大，故未能得到广泛应用。折流杆换热器实现了壳程流体的纵向流动，表现出更优的工作性能，但是结构不够紧凑、在低雷诺数（Re）工况下存在传热效果不佳的缺陷14。因此，改变管壳式换热器壳程结构设计理念，进行壳程结构创新，改善壳程流体流动和传热效果是十分必要的，也是工程节能降耗的客观要求。2斜向流管壳式换热器简介本文提出以换热器壳程流体"斜向流'的方式达到传热强化和流动减阻的双重目的。该方式将横向流换热器壳程主流区的横向流动分散为多股受迫倾斜流动，并将壳程流动死区予以分散，凭借高效传

3、热元件（导向型折流栅）予以部分消除，从而避免了流体因受横向阻挡产生的速度剧烈变化和动能损失，有效利用横向流对换热管更为强烈的冲刷作用引起强化传热效果5,6。其总体上的纵向流动趋势，在一定程度上继承了纵向流换热器抗振性能好、除垢防垢效果强、综合性能优等特点。其流动状态和装配示意图分别如图1和图2所示。壳程流体在倾斜流道中受迫流动形成射流，扰动作用强烈。倾斜设置的折流片对壳程流体的扰动效果明显强于折流杆，有助于提高主流区的湍动程度和平均流速。使用斜向折流片支撑换热管时可采用三角形布管方式，故壳程紧凑程度比折流杆换热器高。因斜向折流片对流体的阻挡程度小于弓形折流板且消除了大部分流动死区，壳程压降比弓

4、形折流板换热器的明显降低，故斜向流管壳式换热器具有显著的强化传热和流动减阻效果，尤其适合于传热系数要求较高而流体外加动力有限的工况场合。2·折流栅结构参数对流体流动和传热性能的影响 2.1数学模型及数值计算方法 基于不可压缩的牛顿型流体，在常物性和宏观热能守恒的假设下，管壳式换热器壳程流体的流动和传热必须满足以下3个控制方程7，8。（1）质量守恒方程：典型管壳式换热器壳程流道呈周期性变化，且某些类型的壳程流道具有对称性。壳程沿流体流动方向可以划分为进口段、周期性充分发展段和出口段。换热器壳程大部分换热段处于周期性充分发展段；该区域的流体流动和传热性能反映了换热器的整体性能

5、。因此，建立管壳式换热器周期性全截面计算模型，是对其进行数值模拟研究的便捷和高效的方法。在对其几何结构进行简化后，可建立斜向流换热器的周期性全截面计算模型（由于结构的对称性，建模时取相对称的1/2实体即可），如图3所示。采用分块划分、结构化和非结构化网格相结合的方式对模型进行网格划分，数值计算方法和边界条件具体如下：近壁节点采用壁面函数法处理，采用标准k-ε湍流模型计算湍流参量的影响；采用求解压力耦合方程组的半隐式方法（SIMPLE）处理压力和速度的耦合问题；假定换热管壁恒温，壳程介质为水或空气，物性参数取定性温度下的常量；给定壳程流体的进口质量流量及相应的温度和湍流条

6、件；壳程整体计算模型的进、出口分别为质量进口和压力出口边界条件，周期性模型的进、出口为周期性边界条件；壳体壁面和管束支撑装置采用不可渗透、无滑移绝热边界条件。3.2折流栅装配方式的影响根据相邻两折流栅中折流片不同的旋向，将折流栅的装配方式分为对称、同向和正交3种类型。表1给出了在相同的折流栅间距、折流片倾角和折流片宽度情况下，壳程Re为104时，不同折流栅装配方式的数值模拟结果。由表1可见，在本文取定的流量范围内，对于不同的装配方式，其传热和压降性能相差不大，工程中可依据实际工艺要求进行选择。考虑建模方便和计算规模等因素，除特别注明外，下面数值模拟所用模型均为折流片同向装配方式。为阐述方便，涉

7、及到折流栅不同结构参数的组合结构，均采用"折流栅间距-折流片倾角-折流片宽度'的形式表示（如"50-45-25'表示：折流栅间距为50mm，折流片倾角为45°，折流片宽度为25mm）。3.3折流栅间距的影响在相同的折流片倾角和折流片宽度下，不同折流栅间距计算模型的模拟结果见图4和图5。由图4可见，随着折流栅间距的增加，壳程传热系数降低。由于流体流经倾斜通道后形成射流，加之折流片的外缘突起部分对流体产生剧烈扰动，增强了折流片下游流体的湍流强度，换热管外表面的边界层减薄，热量传递的热阻减小。随着折流栅间距的增大，折流片使管壁周围边界层的分离频率减

8、缓，从而使传热性能有所减弱。由图5可见，随着折流栅间距的增大，壳程流体流动阻力降低。由于在同等距离内折流栅数量减少，使得流体流经折流栅产生的形体阻力减小，故壳程总压降减小。3.4折流片倾角的影响在相同的折流栅间距和折流片宽度下，不同折流片倾角计算模型的模拟结果见图6和图7。由图6可见，随着折流片倾角增大，壳程传热系数增大。这是因为折流片倾角较大时，倾斜流道在壳程横截面上的投影面积减小，故在保持壳程流量不变的情况下，更有利于提高倾斜流道中的流体流速，且流体倾斜流动时冲刷换热管局部区域的速度横向分量也随之增大，故冲刷管壁的动量增大，更有利于减薄管子外围的边界层。由图7可见，随着折流片倾角增大，流体

9、流经折流片时的形体阻力增大，折流片下游开始出现回流区且回流区面积有随倾角增大而增大的趋势，故壳程总压降增大。3.5折流片宽度的影响在折流栅间距和折流片倾角相同的情况下，不同折流片宽度计算模型的模拟结果见图8。由图8可见，3种工况下的曲线基本重合，说明在本文取定的流量范围内，折流片的宽度对换热器的传热和压降性能无明显影响。在满足传热和阻降要求的情况下，折流片的宽度可以根据制造条件和实际情况进行选取。3·斜向流管壳式换热器强化传热的场协同分析场协同原理有助于认识对流传热现象的本质，并指导开发新的对流传热强化技术。该原理认为，在速度场、温度梯度分布一定的条件下，二者之间的夹角（

10、场协同角）对对流传热强度有重要影响，夹角越小，传热强度愈高9，10。为考察斜向流换热器和纵向流换热器各自的场协同性，贴近管壁沿垂直于管长方向建立2条验证线，分析线上各点处的局部场协同角与壁面对流传热系数的关系。图9和图10所示分别为斜向流管壳式换热器和折流杆换热器在一个流动周期内沿其中一条验证线的局部场协同角与局部壁面对流传热系数间的关系。由图9和图10可见，不同位置处场协同角的大小与该处的局部壁面对流传热系数相对应，局部协同性好（即场协同角小的位置），其对流传热系数则比较大。在斜向流管壳式换热器中，2条验证线上各点的场协同角的平均值均小于折流杆换热器，而各点的对流传热系数的平均值均高于折流杆换热器（表3）。表3中的数据表明，壳程流体倾斜冲刷换热管壁，改善了换热管壁外的速度与温度梯度的协同程度，在相同的壳程流体流量下，平均场协同角小于折流杆换热器，斜向流换热器强化传热性能优于纵向流换热器。4·结论（1）斜向流管壳式换热器兼备了纵向流与横向流换热器的双重优势。在本文研究的结构参数和流量范围内，壳程流体传热系数随折流栅间距的增大而减小，随折流片倾角的增大而增大；壳程压降随折流栅间距的增大而减小，随折流片倾角的增大而增大。因而，在设计斜向流管壳式换热器时，应综合考虑换热效果和压降两方面的影响因素进行优化设计