三葉膨脹管換熱器殼程強化傳熱的數值研究*

劉世杰，涂愛民，尹應德?，朱冬生，陳二雄，王飛揚

（1. 中國科學院廣州能源研究所，廣州 510640；2. 中國科學院可再生能源重點實驗室，廣州 510640；3. 廣東省新能源和可再生能源研究開發與應用重點實驗室，廣州 510640；4. 中國科學院大學，北京 100049）

0 引 言

換熱器是合理利用與節約能源、開發新能源的關鍵設備。目前，傳統折流板換熱器仍然占據著換熱器設備的主要份額，但其存在換熱效率不高、流動阻力較大、易出現振動等問題。學者研究表明，縱向流換熱器性能明顯優于折流板橫流式管殼式換熱器，代表了未來管殼式換熱器的發展方向[1-2]?？v向流換熱器的典型代表包括折流桿換熱器[3-5]，空心環換熱器[6-7]以及螺旋扁管換熱器[8-11]等。其中，螺旋扁管換熱器通過螺旋扁管橫截面的凸起處實現空間上的多點自支撐，取消了折流板，使得殼程流體沿著管束做縱向流動，是一種典型的縱向流換熱器，得到了國內外學者的廣泛關注。三葉膨脹管換熱器是在螺旋扁管換熱器基礎上提出的一種新型縱向流換熱器。王定標等[12]采用數值模擬的方法首次對三葉膨脹管和螺旋扁管管內的強化傳熱特性進行了對比研究，發現三葉膨脹管具有更好的綜合換熱性能。劉遵超等[13]對內徑為2 mm的三葉膨脹管內超臨界CO2傳熱特性進行了數值研究，分析了不同操作參數對局部對流換熱系數的影響。劉世杰等[14]對三葉膨脹管管內傳熱與阻力進行了實驗和數值研究，并擬合獲得了相關準則關聯式。TANG等[15]采用FLUENT軟件，對不同結構參數的三葉膨脹管管內的傳熱與壓降性能進行數值模擬，并采用場協同原理分析了三葉膨脹管內強化傳熱機理。肖敬美等[16]對三葉膨脹管油冷卻器傳熱與壓降性能進行了實驗研究，結果表明，相同壓降下油側換熱系數較折流板油冷卻器提高了2 ～ 3倍。

從以上綜述可以看出，三葉膨脹管換熱器作為一種新型的自支撐縱向流換熱器，目前對其研究主要集中在管內，而對其殼程進行數值研究的工作還未見報道。本文建立三種不同的三葉膨脹管換熱器計算模型，應用FLUENT軟件首次對三葉膨脹管換熱器殼程強化傳熱特性展開數值研究，分析了不同流速下，不同管束結構對三葉膨脹管換熱器殼程對流換熱系數與壓降的影響，研究結果可為三葉膨脹管換熱器的工程應用提供一定參考。

1 換熱器計算模型與邊界條件

1.1 計算模型

圖1所示為三葉膨脹管結構示意圖。采用的三葉膨脹管尺寸為P= 60 mm、D= 5 mm、d= 2 mm，換熱管長為1 000 mm。圖2所示為三葉膨脹管換熱器結構示意圖，在實際工程應用中，經常采用雙管程單殼程結構的換熱器。對于自支撐縱向流換熱器，由于殼程不設折流板，根據換熱器流路分析[17]可知，容易造成管程分程隔板和管束之間的 F旁路流漏流，以及管束與殼體內壁之間的E流路漏流，嚴重降低換熱效率。對此，設計了六邊形殼體和阻擋板來防止殼程流體短路。如圖3所示，基于換熱器結構的對稱性，為了減少計算機的運算時間，建立了#1、#2、#3三種不同結構參數的三葉膨脹管換熱器計算物理模型，其中三葉膨脹管在豎向均依靠相鄰換熱管的凸起點實現自支撐，不同之處在于，#1、#2、#3三葉膨脹管換熱器管束橫向間距分別為9 mm、11 mm、13 mm，即三種換熱器殼程的流動空間和緊湊度不同。

圖1 三葉膨脹管結構示意圖Fig. 1 Schematic diagram of the trefoil expansion tube

圖2 三葉膨脹管換熱器結構示意圖Fig. 2 Schematic diagram of the trefoil expansion tube heat exchanger

圖3 三葉膨脹管換熱器計算物理模型Fig. 3 Physical model of the trefoil expansion tube heat exchanger

圖 4為三葉膨脹管換熱器計算物理模型網格圖，考慮到換熱器殼程空間的復雜性，采用四面體網格對整體模型進行劃分。采用商用軟件FLUENT進行數值分析，壓力和速度耦合采用SIMPLE算法，湍流模型選用Realizablek-ε進行求解。

圖4 網格圖Fig. 4 Grids system

1.2 邊界條件

殼程介質為水，入口設置為速度入口，出口設置為壓力出口；換熱管和殼體均為無滑移壁面，前者設定恒溫，后者設置為絕熱，貼壁處采用標準壁面函數法進行處理。

1.3 網格無關性驗證

對#1模型，在殼程入口流速u= 1.0 m/s的情況下，建立了5組不同網格數，計算結果如圖5所示，第5組和第4組的換熱系數和壓降值分別相差1.3%和1.1%，為了兼顧計算精度和效率，最終采納第4組作為計算模型的網格。同理，對#2和#3模型采取類似的操作，進行網格無關性驗證。

圖5 網格無關性驗證Fig. 5 Grid independence validation

2 計算方法驗證

為驗證本文計算方法的準確性，搭建了熱工測試平臺，對與#1相同結構尺寸的三葉膨脹管換熱器殼程換熱與壓降進行了測試，實驗流程如圖6所示，換熱器管程和殼程均以水為介質，流量采用電磁流量計測得，精度為 ±0.5%，進出口溫度采用 Pt100測得，精度為 ±0.15℃，壓降采用壓差變送器測得，精度為 ±0.1%。實驗中，維持管程水流量恒定，使管內流體處于湍流狀態，通過不斷改變殼程水流量，采用威爾遜圖解法（Wilson plot）[17]分離得到三葉膨脹管換熱器殼程換熱系數，殼程壓降則直接通過壓差變送器讀取，本實驗中換熱系數和壓降的最大相對誤差分別為 ±1.56%、±1.84%。實驗結果與模擬結果的對比如圖7所示，其中換熱系數最大誤差為19.6%，壓降最大誤差為23.1%，尚在工程應用允許的誤差范圍內。分析誤差產生的主要原因是計算模型對殼程流體進出口橫向沖刷管束過程進行了簡化處理。

圖6 實驗測試流程圖Fig. 6 Diagram of the experimental system

圖 7 實驗值與模擬值對比：（a）殼程換熱系數；（b）殼程壓降Fig. 7 Comparison of experimental value and numerical value

3 結果與討論

三種不同三葉膨脹管換熱器殼程換熱系數與流速的變化關系如圖8所示，三種換熱器殼程換熱系數的增長趨勢基本一致。在相同流速下，#1換熱器換熱系數最大，#3換熱器換熱系數最小，其中#1比#3殼程換熱系數提高10.9% ～ 20.7%。三種不同三葉膨脹管換熱器殼程壓降與流速的變化關系如圖 9所示，其中，#1換熱器殼程壓降增長趨勢最快，#3換熱器殼程壓降增長趨勢最為平緩。在相同流速下，#1換熱器壓降最大，#3換熱器壓降最小，其中#1比#3殼程壓降增加54.7% ～ 85.9%。

圖8 殼程換熱系數與流速之間的關系Fig. 8 Relation between shell-side heat transfer coefficient with velocity

圖9 殼程壓降與流速之間的關系Fig. 9 Relation between shell-side pressure drop with velocity

在實際工程應用中，需要同時兼顧傳熱系數與壓降的大小，而且往往對換熱器壓降提出限制。本文首先采用殼程換熱系數與壓降的比值h/ΔP作為綜合評價因子對殼程性能進行了對比。三種不同結構參數換熱器的h/ΔP值與流速之間的變化曲線如圖10所示?？梢园l現，在相同流速下，#3的h/ΔP最高，#1最低，#3的h/ΔP平均比#1提高39.4% ～59.5%。表明相同殼程流速下，三葉膨脹管換熱器的管束結構越緊湊，殼程流動空間越小，則h/ΔP越低。三種不同結構參數換熱器的h/ΔP與體積流量之間的變化曲線如圖11所示?？芍谙嗤w積流量下，#3的h/ΔP最高，#1則最低，這說明在相同的壓降和泵功耗下#3殼程擁有更高的換熱系數。為了更好地體現傳熱強化收益與流動阻力代價，三種不同結構參數換熱器殼程的Nu/f1/3與體積流量之間的變化曲線如圖12所示，從圖中看出，在相同體積流量下，三者相差不大，其中#3的Nu/f1/3最高，#1則最低。

圖10 殼程h/ΔP與流速之間的關系Fig. 10 Relation between shell-side h/ΔP with velocity

圖11 殼程h/ΔP與體積流量之間的關系Fig. 11 Relation between shell-side h/ΔP with volume flow rate

圖12 殼程Nu/f1/3與體積流量之間的關系Fig. 12 Relation between shell-side Nu/f1/3 with volume flow rate

4 流場顯示與分析

圖 13所示為#1換熱器殼程內流線分布圖。從圖中可以看出，殼程流體流線為三維縱向旋流形態，在換熱管表面上下擾動，呈現出紊流狀態，這是由于在靠近換熱管壁面附近處由于三葉膨脹管表面特殊的變曲率效應，使得流線出現彎曲和螺旋。折流板換熱器殼程流線見圖14，流體往返折流，存在流動死區，不利于換熱面積的有效利用。對比兩種不同的殼程流體流線，可以發現三葉膨脹管換熱器殼側流體由傳統換熱器中橫向沖刷的碰撞流變為縱向流動的摩擦流，將具有更低的殼程壓降及良好的“換熱?壓降”性能，而且不易誘導管束振動，這點已經在類似的自支撐縱向流換熱器中得到了證實[18]。

圖13 三葉膨脹管換熱器殼程流線圖Fig. 13 Shell-side stream traces of trefoil expansion tube heat exchanger

圖14 弓形折流板換熱器殼程流線圖[19]Fig. 14 Shell-side stream traces of segmental baffle heat exchanger[19]

圖15和圖16分別為#1、#2、#3三葉膨脹管換熱器出口截面處的溫度場和速度場云圖分布?？梢园l現，換熱器殼程流速和溫度的均勻度隨管束橫向間距的增大而降低，其中#1換熱器均勻度最好，而3#換熱器均勻度最差。這是由于管束橫向間距增大后，殼程緊湊度減小，造成流體流動分布不均，出現局部漏流的現象，導致換熱系數不佳。

圖15 出口處溫度云圖分布Fig. 15 Temperature distribution of outlet

圖16 出口處速度云圖分布Fig. 16 Velocity distribution of outlet

圖 17是#1、#2、#3三葉膨脹管換熱器殼程出口截面處的二次流云圖分布，二次流主要出現在換熱管壁面附近，這表明在管束徑向方向上，殼程流體產生了擾動和混合。從圖中還可以看出1#換熱器中平均二次流最大，3#換熱器中最小，說明在相同情況下，管束結構越緊湊，二次流越大。二次流的出現加強了流體主流區與近壁面區的徑向混合，促進了對流換熱過程，結合溫度場和速度場分布圖分析可知，二次流越大，強化換熱效果越佳。

圖17 出口處二次流云圖分布Fig. 17 Secondary flow distribution of outlet

5 結 論

應用FLUENT軟件首次對三葉膨脹管換熱器殼程強化傳熱特性展開了數值研究，并對三種不同橫向管束間距的三葉膨脹管換熱器進行了對比分析，得到以下結論：

（1）在本文研究范圍內，在殼程水流速和流量一致的情況下，管束橫向管間距越大的三葉膨脹管換熱器，殼程擁有更高的h/ΔP綜合性能和更低的壓降值。

（2）在三葉膨脹管換熱器殼程中，殼程流體流線呈現三維縱向旋流形態，二次流的出現改變了速度場和溫度場的分布，從而強化了換熱，二次流的強度隨著管束橫向間距的減小而增大。

（3）由于三葉膨脹管束的自支撐效應，換熱管束有望僅通過在豎直方向上實現空間內點接觸來達到固定管束的目的，下一步還需對該管束支撐方案的可靠性展開研究和驗證。固定三葉膨脹管束豎向間距，通過變化管束橫向間距，改變殼程的緊湊度和流動空間，從而對殼程流體的溫度場和速度場進行控制，可匹配不同工程應用場景下對傳熱與壓降二者大小的不同需求。