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福彩上海快3开奖号码:螺旋肋片自支撑换热器壳程性能数值分析

点击:1346 日期:[ 2014-04-26 22:14:08 ]
                            螺旋肋片自支撑换热器壳程性能数值分析                               吴金星  朱登亮  魏新利  王海峰                          (郑州大学节能技术研究中心.郑州450001)     摘要:采用FI UENT软件分别对套管换热器和管束换热器的流场及传热和压力降特性进行数值模拟与分析,并与试验数据进行比较。结果表明,螺旋肋片强化传热的主要机理是螺旋肋片引起的螺旋流动使流体流速提高并产生二次流,减薄了速度边界层,促进了主流流体和边界层流体的掺混;换热管之间螺旋流动的相互影响进一步提高了换热器的传热系数;螺旋肋片的螺旋角和流体雷诺数对壳程努塞尔数和压降产生显著影响,应将螺旋角和雷诺数限制在一定的范围内。数值模拟结果与试验数据吻合较好。     关键词:换热器   螺旋肋片   传热   模型     1 前 言     换热器作为节能降耗的主要设备在石油化学工业及能源动力工程中得到广泛应用。为了提高换热器传热效率并降低壳程流动阻力,长期以来??萍既嗽笨沽斯惴汗艹糖炕涂浅糖炕妊芯?,取得了一定成果 I?;蝗绕骺浅探峁挂话惚冉细丛?,不仅与换热管布置方式有关,还与管束支撑结构有关。因而壳程综合性能往往是换热器研究的重点,主要研究目标是改进壳程管束支撑结构,改善壳程流体流动状况,提高壳程对流传热系数并降低壳程流动阻力。     近年来国内外开发出使换热器壳程流体产生螺旋流动的螺旋折流板 。从结构和综合性能上看,用螺旋折流板支撑管束克服了传统的弓形折流板支撑管束时阻力大、死角多、易积垢、易诱发管束振动等缺陷;从强化传热机理看,螺旋流动使流体主体呈现轴向流动的同时,还产生周向旋转流动,两种流动的叠加可产生连续不断的涡流,在离心作用的影响下,使主流流体与管壁边界层流体充分混合,减薄了流体边界层,从而达到强化传热的目的。因而螺旋形折流板换热器受到人们的高度重视,目前已开发出整体式和分片式等多种螺旋折流板形式,但各种螺旋形折流板换热器结构都比较复杂,尤其是制造和安装难度较大,相应的制造成本提高,限制了其推广应用。     本课题在螺旋折流板换热器结构的基础上提出了一种螺旋肋片自支撑管壳式换热器(以下简称螺旋肋片换热器),对螺旋肋片换热器壳程流场及其传热和压降特性进行数值分析。     2 螺旋肋片换热管结构     螺旋肋片换热器管束支撑结构采取“化整为零”的思想。将螺旋折流板简化为缠绕于每根管子之上的螺旋肋片,其结构示意见图1。单根管子类似于传统的螺旋翅片管。其高度远小于传统翅片,而螺距则远大于传统翅片。因此称为肋片。在螺旋肋片换热器中。螺旋肋片取代折流板。具有三种作用:一是增加换热面积;二是诱导壳程流体做螺旋流动;三是支撑管束和保持管间距。                         3 计算模型与模拟方法     采用CFD软件FLUENT对螺旋肋片管套管换热器和螺旋肋片换热器管束进行数值模拟与分析。数值模拟采用的管束模型与试验模型的结构及尺寸相对应,模型所取长度为螺旋肋片的一个几何周期,分别选取不同螺旋角。为简化计算,对模拟换热器内流体工况作如下假设:①流体的热物性参数如流体密度(1D)、粘度等不随温度和时间(t)变化;② 流体为不可压缩,即Dp/Dt一0,且流动为稳态,即3/3t=0;③模拟段流体流动达到充分发展;④ 管壁温度恒定.忽略重力影响。在换热器内流体流动和传热问题中.所求解的主要变量即速度和温度的控制方程可表示成如下通用形式 ]:                        式中,Φ为通用变量,可代表速度分量“U,V ,W和温度T;U为速度矢量; U为广义扩散系数;FΦ为广义扩散源项。对连续方程而言.Φ=1;对于稳态流动,通式中第一项为零。数值模拟时采用RealizableK-ε两方程模型,近壁采用增强壁面处理,压力场与速度场的耦合采用SIMPLE算法?;蝗裙苋?恒定壁温(377 K).流道进出口采用周期性边界条件,流体介质为空气,给定质量流量,初始温度为301 K。     3.1 套管换热器几何模型     鉴于螺旋肋片管束结构复杂且管子之间互相影响,因此首先分析单根螺旋肋片管的套管换热器壳程流体的流动和传热性能。螺旋肋片管套管换热器示意见图2,其中套管内径(D)为35 mm,换热管外径( )为19 mm。按照GB1 51管壳式换热器设计要求。直径为19 mm 的换热管相邻管子的中心距为25 mm,由于螺旋肋片在管问起支撑和保持管间距的作用,所以取螺旋肋片宽度(h)为6 mm。定义螺旋肋片的螺旋角(a)为螺旋肋片根部(即换热管表面)的螺旋线与换热管轴线的夹角,即a—arctan(丌 /H),其中H 为螺旋肋片绕换热管旋转36O。即一个周期的长度。模型所取长度为螺旋肋片的一个周期,螺旋角分别取1 5。,2O。,30。,40。50。                         3.2 换热器管束几何模型     对于大型螺旋肋片换热器,为了充分利用螺旋肋片的扰流作用,同时为便于螺旋肋片的加工,换热管全部采用旋向相同的螺旋肋片管。螺旋肋片换热器管束示意见图3。结合实验室现有条件,螺旋肋片换热器管束模型设置如下:换热管外径19 mm,21根换热管呈正方形排列,相邻管子中距25 mm,壳体内径148 mm,模型所取长度为螺旋肋片的一个几何周期,螺旋角分别取15。,2O。,25。, 30。,40。。                    4 模拟结果与分析     4.1 套管换热器     螺旋角为30。、雷诺数(尺P)为4 000时套管换热器壳程内流体迹线见图4。从图4可见,流体迹线呈明显的螺旋状,总体上壳程流体在做轴向运动与旋转运动的合运动。这正是由于螺旋肋片的存在使壳程变为螺旋形流道,壳程流体受螺旋形流道的影响而表现出螺旋流动,所以螺旋肋片的结构参数决定了壳程流体的流动状况。相对于无螺旋肋片套管换热器壳程流道,加装螺旋肋片后流体流动发生以下变化:① 流体的有效流程增长,在相同的质量流量下,流体的流速提高,壁面附近的剪应力增大,边界层减薄,传热得以强化;②螺旋流动导致涡旋和二次流(流体的径向流动造成的双螺旋运动),促进了主流流体和壁面边界层流体充分混合,并减薄了边界层,提高了传热系数。                       不同螺旋角时壳程努塞尔数(Nu)随Re的变化曲线见图5。从图5可见,对于任一螺旋角,壳程Nu随着Re的提高而增大;在尺P相同的情况下,Nu也随螺旋角的增大而增大。由于大螺旋角的螺旋肋片使流体有更长的流程,因此在Re相同时,大螺旋角的螺旋肋片使流体的流速更大,流速增大一方面使边界层减薄,另一方面导致更强的涡旋和二次流,更有利于提高传热系数??浅萄沽涤隦e的关系见图6。从图6可以看出,壳程压力降随Re的提高而迅速增大,并且螺旋角越大,曲线的斜率变化越快,压力降随Re的提高而增大的趋势越显著。                    从图5、图6综合来看,大螺旋角虽然可提高传热系数,但压力降也快速增加;相反,小的螺旋角虽然可使压降减小,但是对应的传热系数也减小。因此,螺旋肋片螺旋角的选取应根据实际情况综合考虑,不宜过大或过小。     4.2 换热器管束     对于螺旋肋片换热器管束,由于螺旋肋片换热管之间相互影响,其壳程流体流动和传热状况更加复杂。从螺旋角为30。、Re为4 000时换热器模型中心横截面速度矢量的模拟结果(图略)可知,在每根换热管周围,受螺旋肋片的影响,流体均呈螺旋流动;在相邻四根换热管围成的流道中,流体一方面沿轴向流动,同时受周围四根螺旋肋片的影响,流体又有一定的螺旋流动。相比于套管换热器壳程中流体流动,螺旋肋片换热器管束四根管子之间流体的螺旋流动互相交叉,达到充分的掺混,因而流体的速度更趋于均匀。而在管束周边与壳壁之间的空隙处,流体受螺旋肋片的作用,速度矢量沿管壁面切线方向且相对于管束中心区域的速度较大,说明壳壁附近的泄漏流比较严重,因而会造成较大的动量损失,并降低换热器整体换热效果。     管束换热器壳程Nu、压力降随Re变化的曲线分别见图7和图8。从图7和图8可以看出,壳程Nu、压力降随Re及螺旋角的变化规律与套管换热器壳程基本相同,不同的是管束换热器中螺旋角为25。,30。,40。时Nu随Re的变化曲线基本重合,说明螺旋角大于25。时,由于螺旋肋片管之间的相互作用,壳程流体对流传热已达到了充分强化,N“随螺旋角的增大已无明显变化,但压力降随Re的提高却显著增大,并且曲线的斜率在增大。说明当螺旋角大于25。时,再通过增大螺旋角来提高壳程的综合性能K/AP(K 为总传热系数,△尸为压力降)已没有意义。                     换热器的综合性能K/AP随RP的变化见图9。从图9可见,在螺旋角相同的情况下,随着Re的提高,K/AP值减小,并且曲线的斜率随R 的提高越来越??;在RP相同的情况下,K/AP随螺旋角的增大而减小,在螺旋角大于25。后减小的趋势尤为显著。                    为了验证螺旋肋片换热器壳程数值模拟结果的合理性,在相同工艺条件下对相同结构和尺寸的换热器进行试验研究。螺旋肋片换热器的总传热系数K、壳程压力降的试验值与模拟值对比分别见图10和图11。从图10可以看出,在试验所取Re范围内,总传热系数K 的模拟值大于试验值,并且随Re增大差值有增大的趋势。这主要是由于数值模拟是在理想的工况下进行的,即假设螺旋肋片与管壁一样始终保持恒定的温度,这就使得模拟结果保持稳定的增长趋势;而在试验过程中随着Re的增大,螺旋肋片从根部到端部温度梯度变大,且肋片总体温度不断降低,因而使得总传热性能的增长速率减小,与模拟值的差值越来越大。从图11可以看出,压力降的模拟值与试验值吻合很好。                   尽管传热性能的试验值与模拟值之间存在一定的误差,但传热和压力降的总体变化规律基本一致,这也证实了用数值模拟方法来研究换热器性能具有可行性。     5 结 论     基于数值模拟方法对螺旋肋片管套管换热器和螺旋肋片管束换热器内流场分布状况以及传热和压力降的研究表明,随着雷诺数的提高,换热器壳程的努塞尔数提高,但压力降也迅速增大,换热器的综合性能逐渐变差。对于螺旋肋片管束换热器,螺旋肋片的螺旋角大于25。时,壳程努塞尔数随螺旋角的增大已无明显变化,而压力降却增加很快,因此应将螺旋角和雷诺数限制在一定的范围内。     参 考 文 献     1 吴金星,董其伍,刘敏珊等.纵流式换热器的结构研究进展.化工进展,2002,21(5):306~30g     2 崔海亭,彭陪英.强化传热新技术及其应用.北京:化学工业出版社,2006.20-85     3 吴金星,王海峰,王保东.管内强化传热结构及其性能分析.节能技术,2006,24(2):151~153     4 王秋旺.螺旋折流板管壳式换热器壳程传热强化研究进展.西安交通大学学报,2004,38(9):881~886     5 陶文铨.数值传热学.第2版.西安:西安交通大学出版社,2001_207~ 230
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