螺旋角对六分型螺旋折流板换热器换热性能的影响
摘 要：为探究螺旋角对六分型螺旋折流板换热器换热性能的影响,采用数值模拟的方法,以液态水为工作介质,对六分型螺旋折流板换热器在不同流量下的换热性能进行研究,分析螺旋角变化对于传热系数和换热综合性能的影响。结果表明：随着螺旋角的增大,换热管沿轴向的表面热流密度逐渐减小,壳程传热系数和压降也随之减小;换热综合性能指标hs/Δp和hs/Δp1/3随螺旋角增大而增大,而在螺旋角β= 25°的条件下,hs/Δp和hs/Δp1/3显著下降。由此可知,选择较大螺旋角能够获得较好的换热性能。上述研究结果可为六分型螺旋折流板换热器的工程应用提供参考。
关键词：螺旋折流板换热器 螺旋角 数值模拟 传热
在我国经济稳步发展过程中,能源作为主要推动力,是保证我国经济发展规模以及速度的基石【1】。换热器作为提高能源利用率的主要设备之一,在石油化工等工业生产领域应用非常广泛。优化换热器结构、提高换热效率一直是人们研究的重点。螺旋折流板换热器是一种新型结构形式的换热器,具有如下优势【2-6】：1)从流动状态来说,壳程流体呈螺旋或近似螺旋形流动,有效减少了压力损失;2)非垂直布置的螺旋折流板,不存在背液面的死区,壳程没有流体停滞,既提高了换热器的流动性能,又减少了壳程结垢;3)极大降低了管子振动的概率,使换热器因振动而造成破坏的可能性大大降低,延长了换热器的使用寿命。近年来许多学者都对其开展了研究,取得了较多成果,其中陈亚平【7】等提出了三分折流板结构,同时对提出的扇形三分折流板和椭圆三分折流板性能进行了研究,实验和模拟结果表明,三分螺旋折流板换热器的换热性能明显好于弓形折流板换热器,在不改变其他条件情况下,椭圆折流板的综合性能要好于扇形;Shinde【8】等对7种螺旋角的连续螺旋折流板进行了实验分析和模拟研究,结果显示,在相同流量的情况下,螺旋角越大,换热系数越低,当螺旋角<21°时,换热系数随角度变化较大,螺旋角>21°时,换热系数随角度变化较小,螺旋折流板可节省运行和维护成本20%～40%,可节约能源成本15%～20%;Salahuddin【9】等对弓形折流板、连续螺旋折流板、三分搭接、四分搭接、六分搭接螺旋折流板进行了数值模拟比较,结果显示,连续螺旋折流板的性能最好,能够完全消除死区,六分搭接的螺旋折流板螺旋角为40°时具有最好的效果。
目前对螺旋折流板换热器的优化和研究仍在深入进行中,而对于六分型螺旋折流板换热器的换热性能研究鲜有报道。为此,本文通过数值模拟方法,建立六分型螺旋折流板换热器的结构模型,在不同流量条件下,研究关键参数螺旋角的变化对换热器换热性能的影响,确定螺旋角与高效换热的关联,以期为螺旋折流板换热器的工程应用提供参考。
1 模型建立
六分型螺旋折流板换热器采用的折流板形状为半圆形,每块半圆形折流板在两侧反向折叠一定角度,折叠后的直边进行重合搭接,这样,在1个螺旋内,折流板就形成了6个面。换热器采用U形管式换热器,单壳程,换热管排列方式为三角形。本文主要对六分型螺旋折流板换热器在螺旋角β为25°、45°和60°的情况下的换热性能进行了研究。换热器的基本参数如表1所示,通过三维建模软件solidworks建立物理模型,如图1所示。
图1 换热器物理模型(β=25°)
表1 换热器结构参数
注：对于非连续螺旋折流板来说,螺旋角β定义为折流板平面的法线与换热管轴心的夹角。
数值计算进行了三方面的简化,具体如下：
1) 忽略六分型折流板和换热器壳体内壁的空隙,不考虑板壁间的漏流;
2) 忽略六分型折流板和换热管之间的空隙,不考虑折流板、换热管间漏流;
3) 不考虑拉杆、定距杆等换热器附件对于壳程流动的影响。
螺距B被定义为相邻最近的处于相同轴向位置的两块折流板之间的轴向长度。螺距的计算公式如式(1)所示。
(n≥2,0≤e<1)
式中：n——换热器壳程一个周期内的螺旋折流板数目。
2 数值模拟
2.1 网格划分
以β= 45°的六分型螺旋折流板换热器为例,对此模型进行网格划分,由于计算区域中流动区域的结构较为复杂,因此采用非结构化的四面体网格,进行网格无关性验证时,以2次计算得到的壳程传热系数和压降值的变化均不超过2%为合格【10】。首先将计算区域划分为5 076 927个网格单元,计算得到壳程换热系数和压降,然后将网格数量增加到6 500 729,计算后壳程传热系数和压降的变化均未超过2%,继续增加网格数量到7 064 256,此时2个值的变化均小于2%,由于网格越多计算时间越长,因此最终确定用于计算的网格数量为6 500 729,网格划分如图2所示。在其他螺旋角β=25°和60°下,网格数量确定为5 980 856 和6 734 090。
图2 换热器网格划分示意(β= 45°)
2.2 计算模型
在计算时对边界条件进行简化,具体如下：1)设置壳体内壁面光滑,外壁面为绝热面;2)流体流动和传热过程稳定,不考虑污垢热阻;3)将流体视为不可压缩流,各向同性且连续。选择标准κ-ε模型进行计算,管壳程流体均采用速度入口边界条件,管程流体进口质量流量Mt=1 kg/s,温度T=473.15 K;壳程流体进口质量流量Ms=2.8～6.8 kg/s,温度T=513.15 K。管壳程流体均采用压力出口边界条件,分别为管程Pt=14.7 MPa,壳程Ps=3.98 MPa。
3 结果与分析
3.1 壳程流场分析
流体在螺旋折流板的导流作用下,流线呈现螺旋状态,随着折流板螺旋角度的增大,流线的螺旋角度也表现出相应的变化。不同螺旋角度的壳程流线分布如图3(a)～图3(c)所示。从图3(a)～图3(c)可以看出,壳程流体流动没有剧烈的方向改变,不会频繁地撞击壳体和管束,能够有效减小壳程流动阻力,不会造成管束振动而造成损坏。因相邻的两块六分型螺旋折流板在横截面上的投影是一个整圆形,封堵了会造成流体漏流的区域,使流体在壳程中心区域不存在漏流区。随着螺旋角的增大,流体流动曲率减小,靠近中心的流量增加,对管束冲刷减弱,传热能力降低,在相同的轴向距离上流体螺旋周期减少。从流线角度分析,六分型螺旋折流板能够有效减少流体漏流,同时螺旋的流动状态还能减小阻力并减少振动,对换热能力有一定的增强作用。
图3 三种螺旋角度的壳程流线分布
3.2 换热管热流密度
壳程流体进口质量流量Ms=2.8 kg/s时,不同螺旋角条件下换热管表面热流密度的分布云图如图4所示。由图4可以看出：当螺旋角增大时,换热管表面热流密度逐渐减小,表明换热效果变差;靠近壳体内壁的换热管表面热流密度较高,越靠近中心位置,换热器表面热流密度越低;换热管表面热流密度沿轴向逐渐减小,在尾部区域达到最低值。
图4 换热管表面热流密度分布云图
3.3 壳程压降
壳程进口质量流量Ms=2.8 kg/s时,壳程压力沿轴向分布云图如图5所示。由图5可以看出,当螺旋角β= 25°时,压差较大,随着螺旋角的增大,压差逐渐减小。这主要是由于螺旋角β=25°时,可布置45块折流板,而当β=45°时,仅布置了26块折流板,β=60°时,就只能布置11块折流板了。折流板数量的减少使得流体在流动过程中的整体阻力减小,从而导致压差降低。
图5 不同螺旋角条件下壳程压力分布云图
3.4 螺旋角对壳程传热系数的影响
不同流量条件下,壳程传热系数随螺旋角的变化曲线如图6所示。由图6可以看出：不同流量条件下,壳程传热系数hs曲线呈现相同的变化趋势,均随螺旋角增大而明显减小。以壳程进口质量流量Ms=2.8 kg/s 为例,进行说明。在该质量流量条件下β=45°时与β=25°时相比,hs降低了20.9%,而β=60°时与β=45°时相比,hs降低了20.2%。
图6 壳程传热系数随螺旋角变化曲线
3.5 螺旋角对壳程压降的影响
图7为壳程压降在不同流量条件下随螺旋角的变化曲线。以壳程进口质量流量Ms=2.8 kg/s为例,在该质量流量条件下,螺旋角β=25°时,压降显著增大,随着螺旋角的增大,压降明显降低,而且变化曲线由陡峭转为平缓。随壳程质量流量的增加,这种变化愈发明显。
图7 壳程压降随螺旋角的变化曲线
3.6 螺旋角对换热器综合性能的影响
在工程应用分析中,单位压降传热系数和单位泵功率传热系数是衡量换热器综合性能的2个重要指标。图8和图9分别为不同质量流量条件下,单位压降壳程传热系数hs/Δp和单位泵功率壳程传热系数hs/Δp1/3随螺旋角的变化曲线。由图8和图9可以看出,2个综合性能指标hs/Δp和hs/Δp1/3均随螺旋角的增大而增大,特别是在小流量条件下,hs/Δp的增幅尤为明显,而在小螺旋角条件下,换热器综合性能显著下降。以壳程进口质量流量Ms=2.8 kg/s 为例,在该质量流量条件下与β=25°相比,β=45°和β=60°时,hs/Δp分别增大了2.5倍和6.1倍,hs/Δp1/3分别增大了1.2倍和1.4倍。
图8 单位压降的壳程传热系数随螺旋角的变化曲线
图9 单位泵功率的壳程传热系数随螺旋角的变化曲线
4 结论
基于六分型螺旋折流板换热器结构形式,通过数值模拟计算,分析了螺旋角对换热器传热系数、压降以及综合性能的影响,得到以下结论：
1) 随螺旋角增大,换热管沿轴向的表面热流密度逐渐减小,沿壳体内壁至壳体中心位置,表面热流密度呈现由高向低的变化;
2) 不同螺旋角的壳程传热系数hs呈现相同的变化趋势,均随螺旋角增大而明显减小,同时压降也显著降低,而在螺旋角β=25°时,压降陡然增大;
3) 2个综合性能指标hs/Δp和hs/Δp1/3均随螺旋角增大而增大,特别是在小流量条件下,hs/Δp的增幅尤为明显,螺旋角β= 25°时,换热器综合性能显著下降。
由此可见,对于六分型螺旋折流板换热器,恰当选择较大的螺旋角形式,更有利于获得较高的换热性能。
