結構參數對交錯百葉折流板管殼式換熱器性能影響的研究

范雅婷，雷勇剛，李亞子，杜保存

(太原理工大學 土木工程學院，太原 030024)

近年來，提高能源利用率，響應節能減排的號召成為我國新時代的主題。換熱器是電力、冶金、食品等工業部門廣泛應用的設備，提高換熱器的換熱效率可以達到用更少的能耗滿足同樣換熱量的效果。其中，管殼式換熱器應用更廣，具有抗壓性能強、適應的工況范圍廣、結構相對簡單、加工制造比較容易等優點。其設計信息和數據相對完整，技術先進[1-3]。工業上普遍采用的管殼式換熱器是帶有弓形折流板的傳統換熱結構，然而沿程壓降大、存在流動死區、傳熱效率低、結垢嚴重等問題成為了制約其發展的重要因素。因此，研究和設計高效低阻殼側受限外流的結構成為現代換熱器的必然趨勢[4-6]。為解決傳統弓形折流板換熱器存在的問題，以減小壓降，優化殼側受限外流，提高傳熱效率，眾多學者對其結構形式提出了許多改進方法[4，7-8]。DONG et al[9]提出了一種折流板環向重疊三折螺旋折流板殼管式換熱器，分析了折流板對殼體側螺旋流、二次渦流和泄漏流的影響，比較了新型換熱器與弓形折流板換熱器的傳熱性能和綜合性能。結果表明它不僅繼承了環向重疊螺旋折流板方案的所有優點，而且用最少的桿支撐斜折流板，簡化了跨越管的制造過程，有效地抑制了相鄰折流板之間三角形區域的反向泄漏，具有更好的傳熱性能和綜合性能。DU et al[10]提出了變橢圓管布置的連續螺旋折流板換熱器的優化設計方案，并進行了數值研究。結果表明，管陣角度對流動和傳熱特性有顯著影響，優化后的管束布置可以充分改善發展段的傳熱，在一定程度上減小了管束后側的渦流。同時，改變管陣角度的優化橢圓管布置能夠在泵功消耗略有增加的情況下提高換熱效果，特別是在雷諾數相對較小的情況下。WEN et al[11]采用粒子圖像測速儀(PIV)對螺旋折流板殼管式換熱器的殼側流場進行了實驗研究，提出了一種新型折流板：用折疊折流板代替平流板，將扇形平板折流板的兩條直邊的上半部分一里一外折起特定角度，相鄰兩折流板互相連接。實驗結果表明改進后的換熱器速度場與熱流場的場協同角較小，換熱器綜合性能提高。MARZOUK et al[12]對在管側安裝兩種不同釘數、不同間距的金屬線釘和五種不同的插片分布形式進行了實驗研究，結果表明在忽略壓降影響的情況下，所有管內均插入長度為5 mm，數量為19枚的釘子是最優結構。李巖等[13]利用不同規格螺旋折流板換熱器試驗設備所得傳熱數據，推導出傳熱系數變化規律，確定出不同角度的折流板傳熱修正系數，將修正系數引入傳熱計算公式中，解決了螺旋折流板換熱器的傳熱計算問題，改進了傳統換熱器總傳熱系數低、殼程存在流動死區、所需換熱面積大等不良因素。

本文研究了不同百葉折流板傾角α(30°，45°，60°，75°)、不同相鄰百葉折流板組夾角β(15°，45°，75°)對交錯百葉折流板管殼式換熱器性能的影響，通過建立三維數值模型，開展了流動特性與阻力性能的研究，并與弓形折流板換熱器的模擬數據進行比較。

1 物理模型

交錯百葉折流板換熱器由外殼、管束和百葉折流板組三部分組成，如圖1所示。折流板靠近殼側入口處定義為第一組折流板，削減25%的弓形折流板平均分為3份，以每一個水平折流片中心點所在的x軸為旋轉軸，逆時針旋轉α角度，將旋轉后的三個折流片固定到折流圈的導軌中，形成一個折流板組。第二組折流板組是在第一組折流板組的基礎上，繞z軸順時針旋轉β角度。每組折流板中百葉折流板傾角α、相鄰百葉折流板組夾角β，分別如圖2(a)、圖2(b)所示。換熱器結構參數具體的取值如下：殼體直徑為20 mm，換熱管束外徑為19 mm，進出口直徑為60 mm，管束數量為37根，折流板組數為12組，換熱管有效長度為1 950 mm，百葉折流板傾角α為30°，45°，60°，75°，相鄰百葉折流板組夾角β為15°、45°、75°，折流板間距為150 mm，百葉折流板寬度為45 mm，換熱管排列方式為正三角布置，換熱管間距為25 mm.

圖1 交錯百葉折流板管殼式換熱器模型Fig.1 Model of staggered louver baffle shell and tube heat exchanger

圖2 換熱器結構參數Fig.2 Structural parameters of heat exchanger

2 計算方法

采用數值模擬計算方法對新型換熱器殼側流體的溫度場、流場、流動及傳熱性能進行分析研究。其三維穩態湍流控制方程如下：

連續性方程

(1)

動量方程

(2)

能量方程

(3)

k方程

(4)

ε方程

(5)

本文計算以水為流動介質，按常物性考慮。計算模型的邊界條件設定如下。

入口邊界條件：入口為速度入口，質量流量為2～6 kg/s，溫度為323 K，入口流速根據質量流量和殼側入口面積具體計算得出。

出口邊界條件：出口為壓力出口邊界條件。

固體壁面：換熱器內壁面為絕熱邊界條件；百葉折流板表面為流固耦合界面；換熱管管壁溫度恒為298 K；固體壁面采用標準壁面函數法、無滑移邊界條件，所有導熱固體均為鋼制材料，壓力和速度耦合采用SIMPLE算法，動量、能量以及湍流參數的求解采用QUICK格式。

為保證計算準確可靠，精確捕捉換熱管束和折流板處的流動特性，在計算過程中對管壁和折流板處網格進行邊界層自適應加密。在劃分網格時，建立了5套不同細密程度的網格以確定適用于計算的最優網格。

3 計算結果與分析

本文采用如 “45-75-△” 的表達方式來代表不同結構參數的交錯百葉折流板換熱器，其中，第1部分為百葉折流板傾角α；第2部分為相鄰百葉折流板組夾角β；第3部分為布管方式，“△”代表換熱管束正三角布置。從殼側壓降和綜合性能兩個方面進行對比，以求獲得綜合性能最優的結構參數。

3.1 百葉折流板傾角α對交錯百葉折流板管殼式換熱器性能的影響

本節對相鄰百葉折流板組夾角β為45°，百葉折流板傾角α從30°～75°變化(30°、45°、60°、75°)，采用正三角形布管，管側流體入口質量流量在2～6 kg/s范圍內變化的交錯百葉折流板管殼式換熱器進行數值模擬。

3.1.1殼側壓降分析

圖3是不同百葉折流板傾角下的交錯百葉折流板管殼式換熱器和傳統的弓形折流板換熱器殼側壓降與殼側質量流量的關系圖。由圖3可知，在本文的研究范圍內，不同百葉折流板傾角下的交錯百葉折流板換熱器和弓形折流板換熱器的殼側壓降隨著質量流量的增加而增加，并且弓形折流板的殼側壓降隨質量流量的增加幅度更大。對于不同百葉折流板傾角下的交錯百葉折流板壓降明顯低于弓形折流板管殼式換熱器，且隨百葉折流板傾角α的增加而降低。因此與弓形折流板換熱器相比，百葉折流板傾角為75°時壓降最明顯，降低了79.26%～79.61%.

圖3 殼側壓降與殼側入口質量流量關系圖Fig.3 Pressure drop vs inlet velocity in shell side

這是因為當百葉折流板的傾斜度變大時，流通截面積增大，流體通過百葉折流板時的阻力減小，流體逐漸橫向沖刷管束，有利于壓降減??；由于百葉折流板之間的間距是定值，且換熱器殼側尺寸相同，故流通截面積(百葉折流板的垂直面)與角度α成正弦變化，當折流板傾角α逐漸增大時，流通截面積逐漸增大但增幅減緩，其壓降逐漸減小，與弓形折流板換熱器相比，不同百葉折流板傾角的換熱器壓降降幅逐漸增加但變化緩慢。

3.1.2綜合性能分析

圖4為不同百葉折流板傾角下的交錯百葉折流板管殼式換熱器和傳統的弓形折流板換熱器單位泵功傳熱系數與殼側質量流量的關系圖。從圖中可以看出，在本文的研究范圍內，隨著殼側質量流量的增加，不同百葉折流板傾角下的換熱器和弓形折流板換熱器單位泵功傳熱系數逐漸下降；且在不同質量流量下，不同百葉折流板傾角下的換熱器所消耗的泵功更低。當百葉折流板傾角α為45°時，新型換熱器的綜合性能最好，比弓形折流板換熱器提升了79.49%～118.70%.

圖4 單位泵功下的傳熱系數與殼側入口質量流量的關系圖Fig.4 Relationship between the heat transfer coefficient per unit pump power and the mass flow rate of the shell side inlet

當百葉折流板傾角α大于45°時，單位泵功傳熱系數隨傾角α的增大而減小。這是因為交錯百葉折流板將弓形折流板平均分成3份，并將每份旋轉一定角度，使殼側流體流過折流板時可通過折流片之間的縫隙流動，阻力減??；形成的斜向流不斷沖刷換熱管壁，有利于削薄邊界層的厚度，增加折流板背面的換熱效果。

3.2 相鄰百葉折流板組夾角β對交錯百葉折流板管殼式換熱器性能的影響

對百葉折流板傾角α固定為45°，相鄰百葉折流板組夾角β分別為15°、45°、75°，采用正三角形布管，管側流體入口質量流量在2～6 kg/s范圍內變化的交錯百葉折流板管殼式換熱器進行研究。

3.2.1殼側壓降分析

圖5是不同相鄰百葉折流板組夾角下的交錯百葉折流板管殼式換熱器和傳統的弓形折流板換熱器殼側壓降與殼側質量流量的關系圖。由圖5可知，在本文的研究范圍內，相鄰百葉折流板組不同夾角下的換熱器和弓形折流板換熱器的殼側壓降隨著質量流量的增加而增加，并且弓形折流板的殼側壓降隨質量流量增加的幅度更大。對于相鄰百葉折流板組不同夾角下的交錯百葉折流板換熱器，它們的壓降明顯低于弓形折流板換熱器，且隨相鄰百葉折流板組夾角β的增加而增加。與弓形折流板換熱器相比，相鄰百葉折流板組夾角β為15°時壓降最明顯，降低幅度為76.65%～77.12%.

圖5 殼側壓降與殼側入口質量流量關系圖Fig.5 Pressure drop vs inlet velocity in shell side

順著管束方向，弓形折流板相鄰兩折流板疊加起來的面積占滿整個換熱器縱向截面，而交錯百葉折流板將平均分成3份的弓形折流板，旋轉一定角度，由于這個旋轉角度小于90°，所以一定會留有縫隙，而殼側流體從這個縫隙流動所消耗的阻力會非常小。除此以外，百葉折流板也有一定的傾斜角度，兩折流片之間的縫隙經旋轉一定角度后，同樣會留有縫隙，減小了流體的阻力。當相鄰百葉折流板組夾角β變大時，相鄰兩組折流板加起來覆蓋的面積變大，使相鄰兩組折流板形成的缺口面積減小。當流體流動經過折流板時，流體阻力更大。

3.2.2綜合性能分析

圖6是相鄰百葉折流板組不同夾角下的交錯百葉折流板管殼式換熱器和傳統的弓形折流板換熱器單位泵功傳熱系數與殼側質量流量的關系圖。從圖中可以看出，在本文的研究范圍內，隨著殼側質量流量的增加，相鄰百葉折流板組不同夾角下相鄰百葉折流板換熱器和弓形折流板換熱器的單位泵功傳熱系數逐漸下降；且在不同質量流量下，相鄰百葉折流板組不同夾角下的換熱器的單位泵功傳熱系數均高于弓形折流板換熱器，也就意味著，為獲得相同的換熱量，交錯百葉折流板管殼式換熱器所消耗的泵功更低。當相鄰百葉折流板組夾角β為45°時，該換熱器的綜合性能最好。與弓形折流板換熱器相比，相鄰百葉折流板組夾角β為45°時，綜合性能提高79.49%～118.70%.

圖6 單位泵功下的傳熱系數與殼側入口質量流量的關系圖Fig.6 Relationship between the heat transfer coefficient per unit pump power and the mass flow rate of the shell side inlet

4 結論

1) 交錯百葉折流板換熱器的殼側壓降隨百葉折流板傾角α的增大逐漸降低，隨相鄰百葉折流板組夾角β的增大逐漸增加。與弓形折流板換熱器相比，百葉折流板傾角為75°時壓降最明顯，降低了79.26%～79.61%；相鄰百葉折流板組夾角為15°時壓降最明顯，降低幅度為76.65%～77.12%.

2) 當百葉折流板傾角α大于45°時，交錯百葉折流板換熱器的單位泵功換熱系數隨傾角α的增大而減小。與弓形折流板換熱器相比，百葉折流板傾角和相鄰百葉折流板組夾角都為45°時，新型換熱器的綜合性能最好，提升了79.49%～118.70%.