陳杭生，朱冬生，陳二雄，莫 遜，譚連元

（1.中國科學(xué)院廣州能源研究所，廣州 510640；2.中國科學(xué)院可再生能源重點實驗室，廣州 510640；3.中國科學(xué)院大學(xué)，北京 100049；4.佛山市步鹿節(jié)能科技有限公司，廣東 佛山 528000）

0 引 言

換熱器是工程技術(shù)中廣泛采用的冷熱流體交換熱量的設(shè)備。換熱器可以按不同的方式分類，按換熱器操作過程可分為間壁式、混合式和蓄熱式三大類。其中，管殼式換熱器是間壁式換熱器的一種主要形式[1]。管殼式換熱器是誕生至今應(yīng)用最為廣泛的一種換熱器，從發(fā)展?fàn)顩r看，針對管殼式的結(jié)構(gòu)改進(jìn)包括管程和殼程兩個部分。而對于管程結(jié)構(gòu)的改進(jìn)主要集中在管內(nèi)插入物與傳熱管的設(shè)計優(yōu)化[2]。

扭曲橢圓管是一種高效強(qiáng)化傳熱的換熱管，經(jīng)鋼帶捆扎后的扭曲橢圓管管束在最大變徑凸點處相互接觸，可形成自支撐結(jié)構(gòu)，減少振動[3-4]。劉世杰等[5]利用FLUENT 軟件，研究了扭曲橢圓管的不同結(jié)構(gòu)參數(shù)對管內(nèi)傳熱與壓降性能的影響，結(jié)果顯示，由于受到離心力的作用，流體在扭曲橢圓管內(nèi)產(chǎn)生了垂直于主流方向上的二次流，促進(jìn)了邊界層與主流區(qū)的徑向混合，強(qiáng)化了傳熱。郝洪亮等[6]對采用扭曲橢圓管和H 型翅片管的換熱器進(jìn)行了試驗測試，結(jié)果表明，扭曲橢圓管換熱器殼側(cè)傳熱系數(shù)明顯優(yōu)于H 型翅片管換熱器，且空氣流速越大，優(yōu)勢越明顯，但同時壓降也會增大。TAN 等[7]對扭曲橢圓管換熱器整體性能的研究表明，扭曲橢圓管換熱器在管側(cè)低流量和殼側(cè)高流量情況下均具有較好的換熱性能。LI 等[8]采用扭曲橢圓管作內(nèi)管，可使材料的綜合傳熱性能提高24.0%～ 39.0%。內(nèi)扭曲橢圓管的左右扭轉(zhuǎn)方向?qū)こ虃鳠岬膹?qiáng)化有相同的影響。DZYUBENKO[9]采用數(shù)值計算的方法對扭曲橢圓管束間流動和換熱情況進(jìn)行了研究，得出了三扭曲橢圓管管束中速度場和溫度場的計算方法。陳文靜[10]通過數(shù)值模擬的方法研究扭曲管扭轉(zhuǎn)方向?qū)軞な綋Q熱器殼側(cè)換熱性能的影響，存在最佳的短長軸比和扭矩能夠使得換熱器的換熱性能更優(yōu)。

基于扭曲橢圓管的管殼式換熱器是一種緊湊式換熱器，由其組成帶熱回收功能的新風(fēng)系統(tǒng)，國內(nèi)外尚未有報道。本文應(yīng)用FLUENT 軟件對換熱器殼程強(qiáng)化傳熱特性展開數(shù)值研究，模擬分析不同螺距、不同殼程開孔面積對換熱器殼程對流換熱系數(shù)、壓降的影響，并分析其溫度流場和速度流場，研究結(jié)果可為扭曲橢圓管管殼式換熱器的工程應(yīng)用提供一定的參考。

1 換熱器計算模型與邊界條件

1.1 物理模型

圖1 為扭曲橢圓管結(jié)構(gòu)示意圖，扭曲橢圓管由圓管經(jīng)過壓扁扭轉(zhuǎn)而成。圖2 為扭曲橢圓管換熱器結(jié)構(gòu)示意圖，為了簡化模型，本文物理模型由9 根扭曲橢圓管組成，分為3 排，每排3 根。圖3 為扭曲橢圓管換熱器截面示意圖。

圖1 扭曲橢圓管結(jié)構(gòu)示意圖Fig.1 Twisted oval tube structure diagram

圖2 換熱器結(jié)構(gòu)示意圖Fig.2 Heat exchanger structure diagram

圖3 簡化后模型截面示意圖Fig.3 Structure diagram of the simplified model section

利用三維專業(yè)軟件Inventor 進(jìn)行本文所研究的物理建模，采用圓管的直徑D為10 mm，扭曲橢圓管長軸為12 mm，短軸為7.77 mm，總長度為700 mm，螺距P分別為80 mm、100 mm、120 mm，殼程開孔寬度d為37.8 mm 不變，殼程開孔長度L分別為110 mm、130 mm、150 mm 時，開孔面積（Ax=L× d）分別為4 158 mm2、4 914 mm2、5 670 mm2，表1 為模型管型尺寸及殼程開孔面積。

表1 模型管型尺寸及殼程開孔面積Table 1 Tube size and shell-side opening area of the model

采用FLUENT 軟件進(jìn)行數(shù)值分析，根據(jù)本研究模擬的流動和傳熱特性，及各種湍流模型的適用性，壓力和速度耦合采用SIMPLE 算法，湍流模型采用基于擴(kuò)散系數(shù)和湍流動能的Standardk-ε模型。

為方便模擬及相關(guān)數(shù)值計算，進(jìn)行以下假設(shè)[11]：①管程和殼程的風(fēng)量相等；②換熱器的傳熱過程處于穩(wěn)態(tài)；③相關(guān)熱物性參數(shù)在模擬過程中恒定不變；④流體為不可壓縮的理想流體；⑤熱交換界面密封嚴(yán)密，不存在串風(fēng)及漏風(fēng)現(xiàn)象。

1.2 邊界條件

研究對象邊界條件設(shè)置為：殼程介質(zhì)為空氣，入口設(shè)置為體積流量入口，恒溫T∞=308.15 K，出口設(shè)置為自由壓力出口；管程介質(zhì)為空氣，入口設(shè)置為體積流量入口，恒溫T∞=300.15 K，出口設(shè)置為自由壓力出口；殼體設(shè)置為絕熱邊界。

1.3 網(wǎng)格無關(guān)性驗證

模型采用ANSYS 18.0 中Fluent 模塊自帶的Mesh 功能進(jìn)行處理，為保證近壁面處計算精度以及氣液界面的準(zhǔn)確捕捉，對近壁面液膜流動區(qū)域進(jìn)行加密，以保證計算結(jié)果的精度，圖4 為扭曲橢圓管換熱器結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格示意圖。

圖4 結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格示意圖Fig.4 Structured grid diagram

新風(fēng)系統(tǒng)溫度效率是一個很重要的參數(shù)，其表征了新風(fēng)系統(tǒng)換熱效果的好壞。

溫度交換效率計算公式：

式中：ηwd為溫度交換效率，%；Txj為新風(fēng)進(jìn)風(fēng)干球溫度，K；Txc為新風(fēng)出風(fēng)干球溫度，K；Tpj為排風(fēng)進(jìn)風(fēng)干球溫度，K。

當(dāng)網(wǎng)格數(shù)量從6.5 × 106增加到7.5 × 106時，ηwd從55.21%變?yōu)?4.96%，僅減小了0.25%，為了兼顧計算精度和效率，將該模型的網(wǎng)格數(shù)量確定為6.5 × 106。

圖5 溫度交換效率 ηwd 隨網(wǎng)格數(shù)量的變化Fig.5 Temperature exchange efficiency ηwd changes with the number of grid

2 模擬結(jié)果準(zhǔn)確性驗證

為了驗證本文計算模型的準(zhǔn)確性，搭建了新風(fēng)系統(tǒng)測試平臺，對尺寸結(jié)構(gòu)長軸A=12 mm、短軸B=7.774 mm、螺距P=120 mm 的新風(fēng)系統(tǒng)，新風(fēng)量與回風(fēng)量相同，選取兩室法來進(jìn)行ηwd的測試[12]，圖6 為實驗裝置示意圖，圖7 為實驗測試平臺。在夏季標(biāo)準(zhǔn)工況下新風(fēng)系統(tǒng)穩(wěn)定運行30 min 后，采用熱電阻溫度采集模塊進(jìn)行連續(xù)30 min 測試，分別測試新風(fēng)出口溫度Txc、排風(fēng)進(jìn)口溫度Tpj、新風(fēng)進(jìn)口溫度Txj，每隔1 min 測試1 組數(shù)據(jù)，取平均值進(jìn)行計算ηwd。實驗結(jié)果與模擬結(jié)果的對比如圖8 所示，最大誤差為8.5%，尚在工程應(yīng)用允許的誤差范圍內(nèi)。分析誤差產(chǎn)生的主要原因是溫度探頭設(shè)置位置在整機(jī)的進(jìn)出口，與新風(fēng)系統(tǒng)換熱器內(nèi)部的進(jìn)出口位置有一段距離，新風(fēng)在到達(dá)換熱器之前會有部分的換熱，導(dǎo)致實驗值比模擬值效果更好，造成溫度誤差。

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圖6 實驗裝置示意圖Fig.6 Diagram of the experimental setup

圖7 實驗測試平臺Fig.7 The experimental test platform

圖8 溫度交換效率 ηwd 實驗值與模擬值對比Fig.8 Comparison of experimental and simulated temperature exchange efficiency ηwd

3 結(jié)果與分析

3.1 殼程開孔面積Ax 對傳熱與阻力的影響

圖9 所示為新風(fēng)系統(tǒng)換熱器殼程換熱系數(shù)h隨殼程開孔面積變化的性能曲線，從圖中可以看出，隨著體積流量的增大，不同殼程開孔面積的h均增大，且以近似線性的規(guī)律變化。在相同體積流量下，隨著殼程開孔面積的增大，h不斷減小。隨著體積流量的增加，h也隨著增大，近似于線性增長。在體積流量為18 m3/h 時，殼程開孔面積4 158 mm2的h比殼程開孔面積5 670 mm2的h大5.19%。

圖9 殼程開孔面積Ax 對換熱系數(shù)h 的影響Fig.9 Effect of shell-side opening area Ax on heat transfer coefficient h

圖10 顯示，殼程壓降隨著體積流量的增大而不斷增大，且其增長的幅度逐漸增大。由于雷諾數(shù)的增大造成入口速度的提高，此外殼程平均流速增加，引起壓降增大。由圖也可以看出，在相同體積流量下，殼程開孔面積越小，阻力越大。在體積流量為27 m3/h 時，殼程開孔面積為4 158 mm2的壓降比殼程開孔面積5 670 mm2的壓降大18.73%。

圖10 殼程開孔面積Ax 對壓降的影響Fig.10 Effect of shell-side opening area Ax on pressure drop

在實際工程應(yīng)用中，需要同時兼顧壓降和換熱系數(shù)的大小，本文采用殼程對流換熱系數(shù)h與壓降Δp1/3的比值作為新風(fēng)系統(tǒng)換熱器的綜合性能系數(shù)。圖11 為三種不同殼程開孔面積的新風(fēng)系統(tǒng)換熱器綜合性能系數(shù)變化曲線圖。在同一殼程開孔面積下，綜合性能系數(shù)隨著體積流量的增大而增大，但殼程開孔面積為4 914 mm2和5 670 mm2時，綜合性能系數(shù)相差不大。

圖11 綜合性能系數(shù)與體積流量之間的關(guān)系Fig.11 Relationship between comprehensive performance coefficient and volumetric flow

前文提到，溫度交換效率表征了新風(fēng)系統(tǒng)換熱效果的好壞，不同殼程開孔面積下，換熱器溫度交換效率與體積流量的關(guān)系如圖12 所示。溫度交換效率隨著體積流量的增大而減小。在相同的體積流量下，殼程開孔面積增大，換熱器的溫度交換效率呈現(xiàn)減小趨勢。

圖12 溫度交換效率 ηwd 與體積流量之間的關(guān)系Fig.12 Relationship between shell-side temperature exchange efficiency ηwd and volumetric flow

3.2 螺距P 對傳熱與阻力的影響

圖13、圖14 展示了新風(fēng)系統(tǒng)換熱器扭曲橢圓管P對h和Δp的影響。由圖可知，殼程h和Δp均隨著P的增大而減小。顯然P的增大不利于殼程h的提高，減小P能對提高h(yuǎn)起到積極的作用。從圖中還可以看出，Δp隨著體積流量的增加而增大。在相等體積流量前提下，P數(shù)值越小時，單位長度的扭曲橢圓管螺轉(zhuǎn)圈數(shù)越多，Δp受到體積流量的影響就越大。

圖13 P 對換熱系數(shù)的影響Fig.13 Effect of pitch P on heat transfer coefficient

圖14 P 對壓降的影響Fig.14 Effect of pitch P on pressure drop

圖15為三種不同P的新風(fēng)系統(tǒng)換熱器綜合性能系數(shù)變化曲線。從圖中可以發(fā)現(xiàn)，在相同體積流量下，P=80 mm 時，綜合性能系數(shù)最大。在體積流量為18 m3/h 時，當(dāng)P從120 mm 變化到80 mm 時，綜合性能系數(shù)增加4.4%。

圖15 綜合性能系數(shù)與體積流量之間的關(guān)系Fig.15 Relationship between comprehensive performance coefficient and volumetric flow

不同P下，換熱器溫度交換效率與體積流量的關(guān)系如圖16 所示?？梢缘贸?，不同的P下，新風(fēng)系統(tǒng)的換熱器溫度交換效率隨體積流量的增大而減小，并且下降的趨勢一致。在相同的體積流量下，P增大，換熱器的溫度交換效率呈現(xiàn)減小趨勢。

圖16 溫度交換效率 ηwd 與體積流量之間的關(guān)系Fig.16 Relationship between shell-side temperature exchange efficiency ηwd and volumetric flow

4 流場顯示與分析

圖17 展現(xiàn)了扭曲橢圓管換熱器和普通圓管換熱器殼程流道內(nèi)的流線分布，截面位置依次為z=150 mm、z=230 mm、z=310 mm、z=390 mm、z=470 mm、z=550 mm。

圖17 換熱器殼程流線分布特點Fig.17 Streamline distribution on shell-side of heat transfer

在普通圓管換熱器殼程流道內(nèi)，空氣均為縱向的平行流，流動狀態(tài)相對穩(wěn)定，沒有垂直于主流方向上的擾流和流體間相互干擾的現(xiàn)象。而在扭曲橢圓管換熱器殼程流道內(nèi)，空氣呈現(xiàn)出了明顯的沿著扭曲橢圓管壁面的螺旋流，這種螺旋流的存在使得空氣在扭曲橢圓管換熱器殼程流道內(nèi)的流動狀態(tài)與普通圓管換熱器殼程流道內(nèi)的流動狀態(tài)大為不同，溫度分布也因此而改變。螺旋流不僅造成了空氣在垂直于主流方向上劇烈的混合擾動，而且形成了對扭曲橢圓管壁面的沖刷作用，擾動了熱邊界層，增強(qiáng)了換熱效果。

圖18 是在同一風(fēng)量18 m3/h 下，不同殼程開孔面積的換熱器出口處（截面z=150 mm）速度云圖對比情況。扭曲橢圓管換熱器的橫截面有明顯的速度邊界層，在截面大的區(qū)域流速大，呈現(xiàn)出多個“橢圓”形狀分布，符合流體向阻力小的方向流動。隨著殼程開孔面積的增大，出口處的流體高速度區(qū)域范圍變得越小。

圖18 不同殼程開孔面積Ax 在出口處的速度云圖Fig.18 Velocity cloud of different shell-side opening area Ax at the outlet

圖19 是在同一風(fēng)量18 m3/h 下，不同P的換熱器在出口處（截面z=150 mm）溫度云圖對比情況。由于P的不同，同一截面處，扭曲橢圓管的方向也有所不同，但在長軸凸點附近的速度較小，對流換熱系數(shù)小，因此相應(yīng)的溫度邊界層一致顯示為厚度大。當(dāng)P減小時，單位長度的扭曲橢圓管扭轉(zhuǎn)圈數(shù)越多，殼側(cè)的流體和主流方向的流體也會經(jīng)過多次的翻轉(zhuǎn)造成充分混合，增強(qiáng)換熱效果。

圖19 不同螺距P 在出口處的溫度云圖Fig.19 Temperature cloud of different pitch P at the outlet

5 結(jié) 論

通過FLUENT 軟件研究扭曲橢圓管新風(fēng)系統(tǒng)換熱器殼側(cè)的強(qiáng)化傳熱特性，分析對流換熱系數(shù)、壓降在不同殼程開孔面積、不同螺距下受到不同的影響，得出以下結(jié)論：

（1）在本文研究范圍內(nèi)，相同體積流量下，隨著殼程開孔面積的增大，對流換熱系數(shù)h不斷減小，壓降Δp不斷減小，但殼程開孔面積從4 914 mm2變化到5 670 mm2時，綜合性能系數(shù)h/Δp1/3變化不明顯。

（2）相同體積流量下，隨著螺距的減小，對流換熱系數(shù)h不斷增大，壓降Δp不斷增大。螺距從120 mm 變化到80 mm 時，對流換熱系數(shù)h從36.9增加到40.1，綜合性能系數(shù)h/Δp1/3增加4.4%。

（3）由扭曲橢圓管換熱器組成的新風(fēng)系統(tǒng)的溫度交換效率隨著殼程開孔面積的增大而減小，隨著螺距的減小而增大。

（4）流場云圖顯示，由于扭曲橢圓管結(jié)構(gòu)的特殊性，殼程流道內(nèi)沿著扭曲橢圓管壁面的螺旋流對傳熱有明顯的強(qiáng)化作用，長軸凸點的存在對流場的分布有所影響，因此扭曲橢圓管的長短軸對其強(qiáng)化傳熱的影響可作為下一步的研究方向。