胡斐，陸曉峰，朱曉磊

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高黏介質(zhì)中內(nèi)插扭帶對(duì)換熱管換熱性能影響

胡斐，陸曉峰，朱曉磊

（南京工業(yè)大學(xué)機(jī)械與動(dòng)力工程學(xué)院，江蘇南京 211816）

某石化公司煉油廠第二套常減壓裝置中換熱器的熱交換介質(zhì)為高黏度的原油及其附屬產(chǎn)品，在對(duì)流換熱過程中傳熱系數(shù)低，動(dòng)能消耗大。針對(duì)這一現(xiàn)狀，本文設(shè)計(jì)了一種換熱管內(nèi)插間歇半扭帶，利用計(jì)算流體力學(xué)軟件Fluent對(duì)內(nèi)插間歇半扭帶換熱管在實(shí)際工況下的換熱過程進(jìn)行數(shù)值模擬，與光滑管、內(nèi)插連續(xù)扭帶換熱管進(jìn)行了對(duì)比，并給出了間歇半扭帶傳熱元件的優(yōu)化設(shè)計(jì)參數(shù)。結(jié)果表明：內(nèi)插間歇半扭帶大幅提高了換熱管內(nèi)流體的努塞爾數(shù)，同時(shí)也使換熱管內(nèi)摩擦阻力系數(shù)增大；間歇半扭帶換熱管的換熱效率比內(nèi)插連續(xù)扭帶換熱管提高8%～12%；當(dāng)間歇半扭帶的扭曲率為10、連接桿長(zhǎng)度為345mm時(shí)，換熱效率最高，達(dá)到2.06。研究結(jié)果為該常減壓裝置換熱器強(qiáng)化傳熱的研究提供了理論依據(jù)。

傳熱；內(nèi)插扭帶；高黏度；層流；數(shù)值模擬

某石化公司第二套常減壓裝置中換熱器共79種類型，總計(jì)123臺(tái)，換熱介質(zhì)為高黏度原油及其附屬產(chǎn)品。高黏度流體在對(duì)流傳熱過程中傳熱系數(shù)低，動(dòng)能消耗大，由此引起的換熱器換熱效率低，嚴(yán)重影響了石化裝置的高效運(yùn)行。

換熱管內(nèi)插扭帶是管內(nèi)強(qiáng)化傳熱方式的一種，扭帶不僅加強(qiáng)了流體的湍動(dòng)，同時(shí)增加了流體在管內(nèi)的流動(dòng)距離，因而提高換熱系數(shù)。內(nèi)插扭帶具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、拆裝方便、性能穩(wěn)定等優(yōu)點(diǎn)，在對(duì)現(xiàn)有管殼式換熱器進(jìn)行改造時(shí)具有明顯的優(yōu)勢(shì)。

近年來，國(guó)內(nèi)外學(xué)者在強(qiáng)化傳熱技術(shù)方面做了大量的工作，方法包括使用橫紋槽管[1]、波紋管[2-3]、波節(jié)管[4]、螺旋槽管[5]、翅片管[6]以及管內(nèi)插入物 等[7-10]。Date等[11-12]最早利用動(dòng)量和熱傳導(dǎo)微分方程預(yù)測(cè)內(nèi)插扭帶換熱管的摩擦、換熱性能。Eiamsa-Ard等[13-14]通過實(shí)驗(yàn)研究了在均勻壁面熱通量條件下扭帶結(jié)構(gòu)形式、分布關(guān)系以及結(jié)構(gòu)尺寸對(duì)其努塞爾數(shù)、摩擦因子的影響。而國(guó)內(nèi)孫東亮等[15]以空氣為介質(zhì)，通過CFD數(shù)值模擬，給出了內(nèi)插連續(xù)扭帶不同結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)其努賽爾數(shù)、速度環(huán)量和阻力系數(shù)的影響。謝洪虎等[16]對(duì)普通管殼式換熱器殼程的換熱管之間插入連續(xù)螺旋扭帶進(jìn)行了模擬，比較不同螺旋節(jié)距下連續(xù)型螺扭帶對(duì)管殼式換熱器強(qiáng)化傳熱的影響。

上述文獻(xiàn)均針對(duì)高速、低黏流體換熱管內(nèi)插物強(qiáng)化機(jī)理及其影響因素進(jìn)行了研究，本文基于低速、高黏流體的強(qiáng)化傳熱機(jī)理，結(jié)合該裝置換熱器實(shí)際運(yùn)行工況，研究?jī)?nèi)插間歇半扭帶對(duì)換熱管內(nèi)高黏度流體傳熱的影響，以期為提高常減壓裝置運(yùn)行的經(jīng)濟(jì)性提供參考。

1 幾何模型及網(wǎng)格劃分

1.1 計(jì)算模型

圖1為兩種內(nèi)插扭帶結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖，其中：(a)為連續(xù)扭帶；(b)為間歇半扭帶，是在連續(xù)扭帶的基礎(chǔ)上改進(jìn)而來，間歇半扭帶葉片扭轉(zhuǎn)90°，中間用圓桿連接。

節(jié)距是扭帶扭轉(zhuǎn)180°的軸向長(zhǎng)度，mm；為扭帶寬度，mm；節(jié)距與扭帶寬度之比稱為扭曲比，其大小決定了內(nèi)插扭帶換熱管內(nèi)二次流強(qiáng)度，是扭帶重要的幾何參數(shù)。換熱器常用換熱管的規(guī)格為25mm×1mm，為了裝拆方便，取扭帶寬度為23mm；為了減小阻力，取扭帶厚度為1mm。為了方便焊接，連接桿的直徑大于1.414倍扭帶厚度，本文取2mm。

1.2 網(wǎng)格劃分

在CFD計(jì)算中，管程、殼程流體逆向流動(dòng)，流體在內(nèi)插扭帶的換熱管內(nèi)流動(dòng)，其跡線為螺旋線，導(dǎo)致?lián)Q熱管內(nèi)部流場(chǎng)結(jié)構(gòu)復(fù)雜，因此本文采用對(duì)復(fù)雜幾何形狀適應(yīng)性較好的非結(jié)構(gòu)四面體網(wǎng)格。網(wǎng)格劃分如圖2。

2 性能表征參數(shù)

努賽爾數(shù)和摩擦阻力系數(shù)是換熱管傳熱性能和阻力性能主要的評(píng)價(jià)參數(shù)，其計(jì)算公式如式（1）、式（2）所示。

=（1）

式中，為對(duì)流換熱系數(shù)，W/(m2?K)；為當(dāng)量直徑，mm；為工作流體的熱導(dǎo)率，W/(m?K)；D為管內(nèi)壓力降，Pa；為換熱管長(zhǎng)度，mm；為工作流體的密度，kg/m3；為工作流體的平均流速，m/s。

內(nèi)插扭帶這類換熱管強(qiáng)化傳熱元件不僅提高了努塞爾數(shù)，同時(shí)也使得摩擦阻力系數(shù)增加，為了更好地評(píng)價(jià)內(nèi)插扭帶對(duì)換熱器性能的影響，本文采用換熱效率其表達(dá)式如式（3）所示。

式中，、分別為插入扭帶后換熱管的努賽爾數(shù)和摩擦因子數(shù)；0、0分別為光管的努賽爾數(shù)和摩擦因子數(shù)。當(dāng)大于1時(shí)，表明強(qiáng)化傳熱元件對(duì)換熱管具有強(qiáng)化傳熱的作用。

3 數(shù)值模擬

3.1 換熱管及換熱介質(zhì)定義

經(jīng)過現(xiàn)場(chǎng)調(diào)研，常減壓裝置中換熱管材質(zhì)及結(jié)構(gòu)參數(shù)如表1所示，計(jì)算工況及流體物性參數(shù)如表2所示。

表1 換熱管尺寸及相關(guān)參數(shù)

表2 管內(nèi)外介質(zhì)相關(guān)參數(shù)

3.2 邊界條件

（1）進(jìn)口邊界條件 采用速度進(jìn)口條件，流動(dòng)方向垂直于換熱管進(jìn)口截面。

（2）出口邊界條件 采用自由出流邊界條件，即假定流場(chǎng)在計(jì)算域出口已充分發(fā)展，出口邊界無回流。

（3）壁面條件 扭帶表面，連接桿表面，進(jìn)、出水管路與流體相接觸的所有界面均采用無滑移壁面邊界條件。

3.3 計(jì)算方法

采用隱式分離式求解器（implicit segregated solver）；壓力速度耦合方式選用標(biāo)準(zhǔn)SIMPLE算法；連續(xù)性方程、動(dòng)量方程、能量方程均采用二階迎風(fēng)格式離散計(jì)算；欠松弛因子取默認(rèn)值，即壓力項(xiàng)0.3，動(dòng)量項(xiàng)0.7，湍流黏性系數(shù)項(xiàng)1，湍動(dòng)能項(xiàng)和湍流耗散率項(xiàng)0.8。

3.4 網(wǎng)格獨(dú)立性及模型驗(yàn)證

為了檢查數(shù)值計(jì)算的準(zhǔn)確性，選取雷諾數(shù)=33、間歇半扭帶扭曲率=10、連接桿長(zhǎng)度=57.5mm時(shí)，分別對(duì)網(wǎng)格數(shù)量為200萬、300萬、400萬、500萬進(jìn)行獨(dú)立性驗(yàn)證。計(jì)算得到每種網(wǎng)格下?lián)Q熱管的努塞爾數(shù)和摩擦阻力系數(shù)，結(jié)果如表3所示?？梢钥闯觯噜従W(wǎng)格努塞爾數(shù)的最大偏差不超過0.226%。考慮到計(jì)算準(zhǔn)確性和花費(fèi)時(shí)間，最后選取網(wǎng)格數(shù)量為400萬。本文利用的算法是根據(jù)文獻(xiàn)[17]中所使用的方法，因此計(jì)算結(jié)果具有可靠性。

表3 不同網(wǎng)格數(shù)量下努塞爾數(shù)Nu和摩擦阻力系數(shù)f的 變化

4 計(jì)算結(jié)果與分析

4.1 扭帶結(jié)構(gòu)形式對(duì)換熱管性能的影響

圖3和圖4為雷諾數(shù)分別為33、66、132、198、264時(shí)，光滑換熱管、內(nèi)插連續(xù)扭帶換熱管與內(nèi)插間歇半扭帶換熱管的努賽爾數(shù)和摩擦阻力系數(shù)。兩種結(jié)構(gòu)的扭曲率都為10。

從圖3中可以看出，光滑換熱管、內(nèi)插連續(xù)扭帶換熱管和內(nèi)插間歇半扭帶換熱管的努塞爾數(shù)均隨著雷諾數(shù)的增大而增大，光滑換熱管努塞爾數(shù)變化較明顯，兩種內(nèi)插扭帶換熱管努塞爾數(shù)變化較平緩。對(duì)于光滑換熱管，隨著雷諾數(shù)的增加，其湍動(dòng)程度增加，導(dǎo)致努塞爾數(shù)變化較為明顯。在雷諾數(shù)變化范圍內(nèi)，插入連續(xù)扭帶換熱管和插入間歇半扭帶換熱管的努塞爾數(shù)相差2%左右，并且都為光滑管的1.2～2.5倍。由于換熱管插入扭帶后，扭帶對(duì)流體流動(dòng)起主導(dǎo)作用，流動(dòng)由層流變?yōu)橥牧?，增加了管?nèi)流體的湍動(dòng)，因此努塞爾數(shù)隨雷諾數(shù)變化不大。而插入兩種結(jié)構(gòu)形式扭帶的換熱管努塞爾數(shù)差別不大是由于兩種扭帶結(jié)構(gòu)對(duì)管內(nèi)流體擾動(dòng)程度基本相同。

從圖4可以看出，摩擦阻力系數(shù)隨雷諾數(shù)的增大而減小。在相同雷諾數(shù)下，插入連續(xù)扭帶換熱管的摩擦阻力系數(shù)是光滑換熱管的2.52～3.53倍；插入間歇半扭帶換熱管的摩擦阻力系數(shù)是光滑換熱管的1.88～2.71倍。說明扭帶內(nèi)插物增加了換熱管的摩擦阻力，且間歇半扭帶對(duì)換熱管產(chǎn)生的摩擦阻力小于連續(xù)扭帶。這是因?yàn)閮?nèi)插扭帶不但增加了管內(nèi)流體的湍動(dòng)，同時(shí)增加了流體在管內(nèi)的流動(dòng)距離。相同扭曲率下，連續(xù)扭帶使流體產(chǎn)生連續(xù)的徑向速度，在管道壁面的作用下產(chǎn)生滯止壓力，而間歇半扭帶無法使流體產(chǎn)生連續(xù)的徑向速度，因此，間歇半扭帶的摩擦阻力小于連續(xù)扭帶。

圖5為連續(xù)扭帶換熱管和間歇半扭帶換熱管的換熱效率隨雷諾數(shù)的變化規(guī)律。光滑管的換熱效率為1。從圖5可以看出，在雷諾數(shù)范圍內(nèi)，間歇半扭帶換熱管的換熱效率比連續(xù)扭帶換熱管的換熱效率提高8%～12%。這是因?yàn)閮煞N結(jié)構(gòu)形式的扭帶內(nèi)插物對(duì)努塞爾數(shù)的影響不大，但是間歇半扭帶換熱管的摩擦阻力系數(shù)小于連續(xù)扭帶換熱管，所以間歇半扭帶的換熱效率大于連續(xù)扭帶。

4.2 間歇半扭帶結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)換熱管性能的影響

4.2.1 扭曲率y的影響

圖6和圖7表示間歇半扭帶在雷諾數(shù)分別為33、66、132、198、264以及連接桿長(zhǎng)度=57.5mm時(shí)，扭曲率（=6、8、10、12、14）的變化對(duì)努塞爾數(shù)和摩擦阻力系數(shù)的影響。

從圖6可以看出，隨著扭曲率的減小，努塞爾數(shù)逐漸減大。因?yàn)榕で蕼p小，扭帶扭曲程度增加，使得換熱管內(nèi)介質(zhì)擾動(dòng)程度增大，從而提高了努塞爾數(shù)。

從圖7中可以看出，當(dāng)流速較小時(shí)，即雷諾數(shù)為33和66時(shí)，隨著扭曲率的增加，摩擦阻力系數(shù)先減小后增大；當(dāng)扭曲率=10時(shí)，摩擦阻力系數(shù)最小。

因?yàn)榕で?10時(shí)，扭帶的扭曲程度使流體產(chǎn)生擾動(dòng)，二次流剛好與流體流速和黏度相適應(yīng)，使摩擦阻力系數(shù)達(dá)到最低值。當(dāng)流速較大時(shí)，即雷諾數(shù)為132、198和264時(shí)，摩擦阻力隨著扭曲率變化不大。這是因?yàn)殚g歇半扭帶產(chǎn)生的徑向流速是不連續(xù)的，當(dāng)流體的速度較大時(shí)，這種不連續(xù)的徑向速度受到主體流速的抑制作用較大，因此，其摩擦阻力隨著扭曲率增加變化不大。

圖8為間歇扭帶扭曲率變化對(duì)換熱效率的影響。從圖8可以看出，在相同雷諾數(shù)下，隨著間歇半扭帶扭曲率的增大，換熱效率先增大后減小。間歇半扭帶的扭曲率=10時(shí)，換熱效率最高。因?yàn)楫?dāng)扭帶扭曲率=10時(shí)，間歇半扭帶既有效地增加了流體的擾動(dòng)，使努塞爾數(shù)提高，又最低限度地增加了摩擦阻力，使換熱效率達(dá)到最高。

4.2.2 連接桿長(zhǎng)度s的影響

圖9和圖10為間歇半扭帶在雷諾數(shù)分別為33、66、132、198、264以及扭曲率=10時(shí)，不同連接桿長(zhǎng)度（=57.5mm、115mm、230mm、345mm、460mm）對(duì)努塞爾數(shù)和摩擦阻力系數(shù)的影響。

從圖9可以看出，在不同雷諾數(shù)下，隨著連桿長(zhǎng)度的增加，努塞爾數(shù)變化不大。這是因?yàn)檫B桿的作用是連接兩個(gè)半扭帶，使其成為一個(gè)整體，方便裝拆；且連桿的直徑較小，對(duì)流體的阻礙作用也較小，因此，連桿的長(zhǎng)度對(duì)努塞爾數(shù)的影響較小。從圖10可以看出，隨著連接桿長(zhǎng)度的增加，摩擦阻力系數(shù)先減小后增大，當(dāng)連接桿長(zhǎng)度增加到345mm時(shí)，摩擦阻力系數(shù)達(dá)到最小值。這是因?yàn)榱黧w流過扭帶時(shí)，產(chǎn)生徑向的流動(dòng)，導(dǎo)致流體的湍動(dòng)增加，使得換熱管的努塞爾數(shù)增加；如果徑向流動(dòng)是連續(xù)的，則其摩擦阻力是徑向流速的平方，且隨著流速的增加而增大；如果徑向流速是不連續(xù)的，徑向流速受到主流體的抑制，隨著流速的增加，徑向流速受到主體流速的抑制作用增加，導(dǎo)致摩擦阻力逐漸減小。當(dāng)連桿的長(zhǎng)度為345mm時(shí)，主流體對(duì)徑向流速的抑制作用和由流體引起的湍動(dòng)作用達(dá)到一種平衡，導(dǎo)致其摩擦阻力 最小。

圖11為間歇半扭帶連接桿長(zhǎng)度對(duì)換熱效率的影響。從圖11中可以看出，在相同雷諾數(shù)下，隨著間歇半扭帶連接桿長(zhǎng)度的增大，換熱效率先增大后減小。當(dāng)連接桿長(zhǎng)度=345mm時(shí)，換熱效率最高。因?yàn)殚g歇半扭帶連接桿長(zhǎng)度=345mm時(shí)，既有效地增加了流體的湍動(dòng)，使努塞爾數(shù)提高，又最低限度地增加了摩擦阻力，所以換熱效率達(dá)到最高。

當(dāng)雷諾數(shù)分別為33、66、132、198、264時(shí)，內(nèi)插間歇半扭帶（扭曲率=10，連接桿長(zhǎng)度=345）換熱管的換熱量分別是光滑管的2.4倍、1.89倍、1.50倍、1.32倍、1.22倍，且當(dāng)雷諾數(shù)為33、66、132、198時(shí)，換熱管內(nèi)插間歇半扭帶的換熱效率都大于1。因此當(dāng)該公司換熱設(shè)備中換熱介質(zhì)雷諾數(shù)小于等于198時(shí)，選擇間歇半扭帶內(nèi)插物對(duì)原有設(shè)備進(jìn)行改造，既可以使換熱量得到提高，也使換熱效率大于1，達(dá)到強(qiáng)化傳熱的效果。

5 結(jié) 論

本文應(yīng)用計(jì)算流體力學(xué)軟件Fluent，通過對(duì)內(nèi)插扭帶換熱管進(jìn)行模擬分析，研究了扭帶內(nèi)插物結(jié)構(gòu)形式、結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)換熱管換熱性能的影響，得到如下結(jié)論。

（1）針對(duì)低速、高黏度換熱管，內(nèi)插間歇半扭帶換熱管比內(nèi)插連續(xù)扭帶換熱管的換熱效率高。

（2）針對(duì)間歇半扭帶，隨著扭曲率的增加，換熱效率先增大后減小；隨著連接桿長(zhǎng)度的增加，換熱效率先增大后減小。經(jīng)過對(duì)比發(fā)現(xiàn)，當(dāng)扭曲率為10、連接桿長(zhǎng)度為345mm時(shí)，間歇半扭帶對(duì)低速、高黏度流體具有較好的強(qiáng)化傳熱效果。

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Influences of an inserted twisted tape on the heat transfer performances of a tube with high viscous medium

HU Fei，LU Xiaofeng，ZHU Xiaolei

（College of Mechanical and Power Engineering，Nanjing Tech. University，Nanjing 211816，Jiangsu，China）

The high viscosity of the heat transfer medium in the crude oil distillation unit in oil refinery process will normally lead to low heat transfer efficiency and high kinetic energy consumption. To solve the problem，this research designed a segmented semi-twisted tape to conduct numerical simulation of the heat transfer process of the tube with a segmented semi-twisted tape under actual conditions，using FLUENT. The heat transfer parameters in plain tube and tube with a continuous twisted tape were compared. The simulation provided optimum design parameters of the segmented semi-twisted tape. The results showed that the segmented semi-twisted tape improved(Nusselt number) of the fluid in a heat transfer tube as well as(friction factor)，and(heat transfer efficiency) of the tube with a segmented semi-twisted tape was increased by 8%—12% compared the tube with a continuous twisted tape. The value ofreached the highest number of 2.06 when(twist ratio of the segmented semi-twisted tape)was 10 and(length of the connection rod) was 345mm. The results provided a theoretical basis for the study of enhanced heat transfer of a heat exchanger in a crude oil unit.

heat transfer；inserted tape；high viscosity；laminar flow；numerical simulation

TK124

A

1000–6613（2015）09–3232–06

10.16085/j.issn.1000-6613.2015.09.004

2015-02-05；修改稿日期：2015-03-16。

胡斐（1989—），男，碩士研究生，研究方向?yàn)樾滦透咝鳠醾髻|(zhì)設(shè)備。E-mail 1015271990@qq.com。聯(lián)系人：陸曉峰，教授，研究方向?yàn)閺?qiáng)化傳熱機(jī)理及技術(shù)與流體機(jī)械的結(jié)構(gòu)與強(qiáng)度。E-mail xflu@njtech.edu.cn。