6982管壳式换热器流动区域的数值计算及流动再现2

文章出处：作者：TatianaSavtchenko,ManfredFallen,andFritzEbert期刊名：Chem.Eng.Technol.出版社：WILEY-VCHVerlagGmbH,年份：2001页码：706-711管壳式换热器流动区域的数值计算及流动再现管壳式换热器是工业上经常使用的换热设备。在他们的设计过程中，常常假定一束管子中的速度是相同的。由于入口处交叉段的急剧变化，流动无法沿着入口处等高线而进行，因此流动发生分离。入口处形成了漩涡，这就导致了进入管束的流动速度的不同。本文叙述了管壳式换热器的水利优化的一个方法的框架：包括实际管壳式换热器的测量，在一个水流通道中流动区域的模拟及应用CFD程序的数值计算。本文将显示出现在一束管中的速度轮廓线以及影响速度的参数。利用流动方法得到的分布结果可以评价热交换、扩散以及结垢的不均匀性。1.概述不规则的速度分布可以发生在管面上，也可以发生在管壳式换热器的壳面上。[1]显示了发生在管壳式换热器壳面上的从均匀到不均匀的速度轮廓线的热流率。提高不规则流速传热会恶化，最大热量衰减只能达到5%。[2]分析了传热管壳式换热器管壳面不均匀流动分布的影响。然而，理论上的评价决定了速度的轮廓线。入口处的流动分为核心区域和混合区域。结果证明入口处的速度主要分布在核心区域。在混合区域速度按指数方式逐渐衰减，指数的大小取决于管子与核心区域的距离。分析结果是管束中的不均匀分布使传热的衰减达到5.4%。林可和迪亚[3，4]变化入口和出口处管箱的形状和维数，并且测定了他们对管束中速度分布的影响。与之对照的管束中的恒定流动分布，仅仅当入口处交叉段区域至少等于管子自由交叉段区域的总和时才会发生。[5]指出了避免流动分离的入口处的最佳形式。然而，那样的流动扩散有本质的缺点——流线太长，流形很难产生。[6]作为流动分布参数研究了导管系统的分支摩擦系数。由于管束阻力的提高，形成了常量分布。在[7]中入口和出口处的几何尺寸，比如管束入口喷入管管箱的长度、面积比例及管箱的形状都发生了变化，决定了他们对管壳式换热器的传热和散热率的影响。结果表明最短的入口导致了较多的散失，而出口与入口比较对消散的影响较小。Savtchenko[8]andSavtchenko,Fallen,Ebert[9](人名)描述了一个系统的过程，包括CFD计算、流动再现和实际测量。这种方式允许更好地归纳结果，将他们引用到其他系统中，并且快速地执行最佳的计算。几何形状的改变对传热、散失和结构的影响可以更直接地得到评价。2.流动再现为了评价管壳式换热器中的流动区域，采用了简单的再现方式，这种方式基于粒子添加进循环水流动的自由表面。这种模式由管壳式换热器的纵向段的二维全尺寸组成。图1所示是定义了漩涡位置的入口管箱的流动形状。从图中可以很明显地看出，在管箱中形成了两个很大的漩涡。出现了漩涡形成和分解的整个过程。需要的能量从原料流中分离出来。主要的流动分布在管束的中间的几根管子上。从中间到壁侧管子平面入口流动的角度变得较单调，这就导致了外围管中的较低流速。在管箱的边缘区域流动停滞了，这就导致了壁侧的管子中的较大的流速。从图中可以很清楚地看到在管子平面的不规则的媒介分布。图1为了影响流动的状况，入口管箱的尺寸，比如管箱的长度h以及管口直径dst与壳体直径d的比值都是变化的。图2和3所示的漩涡是与图1所示的，取决于与管箱长度的轴定义相关的时间平均坐标。在槽体中已被测量的漩涡的位置与用CFD计算的位置相比较。随着槽体长度的增加，漩涡如预料中地移动而且静水位置扩展了。根据[10]，h值等于入口管口直径的8到10倍时，是导致漩涡衰减的必要条件，而且流动滞留在壁侧。结果，入口处过长了。图2图3出口管箱的流动条件也很有价值。图4所示的是这部分区域的流动状况。流动从管子到出口管箱。由于交叉段的突然变化，导致出现了很强的紊流和分离的出现，这使得自管子平面衰减了一小段距离。当前的流动路径汇集到一起。图4使用防冲板，可能改变入口处的流动条件。图5所示是落下的弹性水流通道。这里，可以看到一队v字形的原料流。主要的漩涡的尺寸已经被减小了，然而，一个静水区域在滴状区后面形成了。把液滴向管子平面移动，可能减少液滴后面的分离区域面积。图5两个向外倾斜的阻挡平面（见图6）把原料流分成三个主要的流动。然而，静水区域占据了入口管箱的很大面积造成了管子平面速度的不均匀分布。图63.数值计算管壳式换热器的进一步流动优化由其他的FIDAP之中的CFD程序实现。标准的模型用于紊流的模拟。数值计算合理的第一步是由水流通道的图片来证明。为了便于比较，实现了换热器的速度区域的2维评价。热交换模型由三个独立的部分组成：入口管箱、出口管箱和互相连接的管束。由于这样的划分和与之相适应的入口管箱和出口管箱区域的坐标系（BFC），与流动相适应的网格形成了。图7所示是部分使用的网格。可以很清楚地看到网格在入口处与管箱会合格点处很好而且速度梯度如期望的很大。假设流动区域是对称的，这里只是模拟换热器的一半。图7在流动边界层条件下，问题可以被观察到。在入口处，流动速度的轮廓线、紊流动能和扩散率都在壳体有粘性条件下给出了。管束被模拟成由直通道组成的多孔渗水体。管子单元被给予一定的多孔性，根据下面的面积比值公式计算。（1）式中n是管子数，是管子内径，是壳体内径。管束中的压降，由下式计算：（2）式中是局部速度，是摩擦系数，是媒介物的密度。评价是在等温条件下实现的。图8图8所示的入口管箱的流动条件和标准化的管束中一排管子的速度轮廓线。流动的分布与水流通道中的试验结果相符。中间的管子的流速很高。越靠近壳体速度就越小，导致了一个菱形的分布。可以观察到数值计算的结果与在槽中的试验观察有很好的流速一致性。估计的速度轮廓线与在真正的换热器中的测量结果在很大程度上相符。图9图9描绘了出口管箱的流动条件。从图中可以看到由于流动的分离而出现了脱离管束的很多小的漩涡。数值计算的结果也与水流通道中的试验结果相符。图10有不同流动引导挡板的入口管箱流动条件的模拟，导致了形成挡板的一些单元被阻塞或者形成了与栅格的关系。图10所示为两个挡板对于瞬时流动分布计算的影响。时间间隔自动变化，如果最后迭代间隔变化的梯度太大就无法满足收敛标准。这种情况下时间步调简化一半。过程重复直至误差小于给定的条件。计算也适用于形象流动。速度轮廓出现了三个极大值：中间位置和流动被挡板分离的点上。总之，可以再一次说在管壳式换热器的入口管箱数值计算与形象流动的模式相匹配。（图11）图11此外，影响速度分布的参数已经很接近地分析了。这些参数是入口管箱的几何尺寸，如无量纲管箱长度，直径的比值和管束的多孔性。提高管箱的长度，主要流动的宽度会增加，因此中心流动区域就增大了（如图12）。除非达到这个比值，进而进一步提高这个参数，否则管束菱形负荷很难改变。再增加管箱的长度不会进一步影响流动了。图12提高的比值对管束的流动轮廓线有一个后期的影响。在较低的比值下会发生反向的流动（见图13）。向后流动的出现也可以在试车换热器的试验中观察到，但是流动必须是轴对称的。图13改变多孔率（见图14），根据公式1面积比值和管束的阻力都会变化。多孔率的数值等于1意味着单元会绝对打开流动不会遇到任何来自管束的阻力。降低多孔率和管子的直径，结果管束的阻力会增大。这对流动有一个后期的影响，而且菱形速度轮廓线的清晰度也下降。需要强调的是，菱形分布对传热是非常不利的。在温度差别很大的地方，可能导致极严重的通过较小负荷管或这些管子中的较差的热交换。此外，还可以预测污垢。图144.结论依据换热器中管束的入口管箱的流动状况，流速在管束中单管内有很大差别。这是由在换热器的入口处突然的交叉段的改变使得静水区域的出现造成的。入口管箱的流动区域在水流通道中很明显可与数值模拟结果相比较。比较证明计算结果与实验结果一致是优化换热器的基础。流动区