張超　汪世益

摘 要 以家用采暖爐具的換熱器為研究對象，通過三維建模軟件建模，應用CFD數(shù)值模擬分析在不同入口流速的工況下，換熱管纏繞角度對殼側(cè)流體流動和傳熱性能的影響。仿真分析結(jié)果表明：隨著入口流速的增加，殼程流體混合程度更均勻，流體受到的阻力逐漸減?。辉趽Q熱器高度一定時，相對于直管式換熱器，繞管式換熱器換熱面積更大，換熱性能更好。

關鍵詞 管殼式換熱器 強化傳熱 數(shù)值模擬 換熱性能評價

中圖分類號 TQ051.5? ?文獻標識碼 A? ?文章編號 0254?6094（2023）02?0187?06

近年來，農(nóng)村清潔取暖行業(yè)獲得了越來越多的關注，采暖爐具發(fā)展迅猛。因此本課題以某公司生產(chǎn)的家用采暖爐具為例，對采暖爐中換熱器部分進行分析研究。采暖爐換熱器是管殼式換熱器中的一類，國內(nèi)外學者對換熱器內(nèi)流體的流動和傳熱機理進行了大量的實驗和數(shù)值模擬研究，其中強化傳熱一直是研究的主要目標。強化傳熱即為通過改進換熱器的結(jié)構和利用強化傳熱元件的方式來提高傳熱效率［1］，常用的強化傳熱方式有處理表面、粗糙表面及擴展表面等［2，3］。改變換熱管的纏繞角度不僅可以增大其換熱面的面積，而且由于換熱管的螺旋環(huán)繞結(jié)構，殼程流體在流動的過程中產(chǎn)生離心力，進而出現(xiàn)垂直于主流方向的二次環(huán)流［4］，強化流體傳熱。陽大清和周紅桃采用計算流體力學的方法，研究發(fā)現(xiàn)繞管式換熱器的殼程流體在流動時流線呈彎曲狀［5］；王斯民等研究發(fā)現(xiàn)換熱管對流體的導流現(xiàn)象隨著纏繞角的增大而更明顯，極限情況下會出現(xiàn)流體沿換熱管順流的情況，不利于流體傳熱［6］。PAWAR S S和SUNNAPWAR V K通過數(shù)值模擬結(jié)合實驗驗證的方法，研究了不同曲率的3種纏繞管內(nèi)流體流動的規(guī)律，擬合流體層流狀態(tài)下的努塞爾數(shù)關系式［7］。

筆者利用幾何建模和數(shù)值模擬的方法，研究了不同換熱管纏繞角度下，殼程流體的壓力場、溫度場及湍動能分布等，并對計算結(jié)果進行對比分析，為設計新型采暖爐換熱器提供技術支撐。

1 數(shù)值計算方法

1.1 換熱器模型的建立

合理簡化后的換熱器模型如圖1所示，圖1a為纏繞角θ=0°的直管式換熱器，圖1b為纏繞角θ=72°的繞管式換熱器。換熱器尺寸如圖2所示。

建模時保證換熱器高度H，殼體內(nèi)壁直徑D，纏繞直徑D，殼體外壁直徑D，換熱管直徑d不變，設置了換熱管纏繞角θ分別為0、38、57、67、72°共5種換熱器模型分別對應繞管圈數(shù)為0.00、0.25、0.50、0.75、1.00的換熱管結(jié)構，模型的主要物理參數(shù)如下：

換熱器高度H 400 mm

殼體內(nèi)壁直徑D 340 mm

纏繞直徑D 400 mm

殼體外壁直徑D 460 mm

換熱管直徑d 20 mm

換熱管根數(shù)s 12

纏繞角度θ 0、38、57、67、72°

其基本方程有連續(xù)性方程、動量方程和能量方程，具體如下：

式中 c——定壓比熱容；

p——壓力；

t——溫度；

u——速度矢量；

ρ——流體密度；

λ——導熱系數(shù)。

1.2 網(wǎng)格無關性檢驗

由于換熱器模型劃分網(wǎng)格的數(shù)量直接影響數(shù)值模擬計算結(jié)果的準確性，因此對網(wǎng)格進行無關性檢驗。計算區(qū)域采用Meshing軟件劃分網(wǎng)格，如圖3所示。此處以直管式換熱器為例，在進口流速u=1 m/s時，選用其中5套網(wǎng)格進行數(shù)值計算，努塞爾數(shù)隨網(wǎng)格數(shù)量的變化趨勢如圖4所示。由圖4可知，在網(wǎng)格數(shù)目超過4 580 308后，換熱器殼程努塞爾數(shù)的變化趨于穩(wěn)定，綜合考慮模擬計算的效率和精度，采用將網(wǎng)格單元數(shù)量控制在800萬左右的劃分方法最為合適。

1.3 計算方法與邊界條件

利用FLUENT 19.0軟件進行流體流動和耦合換熱的數(shù)值模擬，采用Realizable k?ε湍流模型進行數(shù)值模擬。數(shù)值計算時邊界條件設置如下：殼程設定為速度入口，壓力出口。入口流速為0.4～1.2 m/s，殼程冷卻介質(zhì)為20 ℃的水，管程為200 ℃的空氣［4］。由于殼體中心為煤炭燃燒區(qū)域，故將殼體內(nèi)壁面溫度設定為恒壁溫，溫度為300 ℃，殼體外壁面設置為絕熱壁面。采用SIMPLEC算法分析速度與壓力耦合。動量、湍動能和耗散率均采用一階迎風差分格式［8］。除了能量方程為10-6，其余各項變量的收斂殘差均為10-5。

為驗證數(shù)值模擬方法和結(jié)果的可靠性，將直管式換熱器殼程出口溫度模擬結(jié)果與實驗數(shù)據(jù)進行比較，結(jié)果列于表1。經(jīng)計算得知，殼程出口溫度的模擬計算值和實驗值的誤差在20%以內(nèi)，說明筆者采用的計算模型和計算方法可行。

2 結(jié)果與討論

2.1 壓力場分析

圖5為殼程入口流速為1.0 m/s時的壓力分布云圖。由圖5可知，冷流體在殼程內(nèi)的壓力自下而上呈逐漸降低的趨勢。圖6為殼程入口流速的變化對不同換熱器壓降的影響。由圖6可知，換熱器殼程壓降隨入口流速的增加而增大。這是由于流速增大，殼程冷流體對繞管造成的沖刷作用更加劇烈，流體的湍流程度增加，壓降增大；繞管的壓降隨著纏繞角的增大呈先減小后增大的趨勢。

2.2 速度場分析

圖7為殼程入口流速u=1.0 m/s時的速度分布云圖，可以看出，換熱管的螺旋環(huán)繞結(jié)構有利于湍流的發(fā)展，容易形成二次流；殼體兩側(cè)由于換熱管和上下壁面的存在使流體的流道變窄，形成節(jié)流效應，在殼體底部存在高速區(qū)，換熱器殼程內(nèi)產(chǎn)生較大的速度梯度。圖8為殼程流體的最大流速隨纏繞角的變化趨勢，可以看出，殼程內(nèi)最大流速隨著換熱管纏繞角的增大而增大，但增長幅度漸緩，繞管纏繞角θ=72°的換熱器殼程最大流速比直管高了15.37%。

2.3 溫度場分析

圖9、10為入口流速u=1.0 m/s時的溫度分布云圖，可以看出，在相同的入口流速下，隨著纏繞角的增大，殼程內(nèi)溫度變大，這是因為換熱管纏繞角增大，導致?lián)Q熱面積變大，提高了換熱效率。由圖10可知，直管在殼程溫度分布相對繞管更均勻，這是因為直管對殼程流體的擾流作用更強，提高了流體的湍流程度，使流體的混合程度更好；在纏繞角θ=72°的換熱器殼程內(nèi)出現(xiàn)了面積較大的高溫區(qū)和低溫區(qū)。

2.4 湍動能分析

圖11為入口流速u=1.0 m/s時的湍動能分布云圖。圖12為平均湍動能隨纏繞角的變化趨勢。從圖11中可以看出，直管式換熱器殼程內(nèi)低湍動能區(qū)較多，隨著換熱管纏繞角的增加，殼程內(nèi)流體的湍動能越大也更為均勻，這是因為隨著換熱管纏繞角的增加，管間距變小，導致流道內(nèi)的寬窄變化范圍較大，使得殼程流體的湍流程度變得更加劇烈。由圖12可知，以入口流速u=1.0 m/s為例，換熱管纏繞角θ=72°的換熱器殼程平均湍動能要比直管式換熱器高52.9%。

2.5 換熱器性能評價指標

評價換熱器熱工性能的指標有努塞爾數(shù)Nu、阻力系數(shù)f和PEC準則數(shù)［9］等。

圖13所示為努塞爾數(shù)隨纏繞角的變化趨勢。由圖13可知，隨著入口流速的增加，努塞爾數(shù)逐漸增大，說明增大入口流速能使殼程內(nèi)流體湍流程度增大，流體混合程度更均勻，有利于熱量傳遞，進而提高其傳熱性能。努塞爾數(shù)隨著纏繞角的增大而增大，但增大的趨勢漸緩，在換熱管纏繞角度大于67°后，努塞爾數(shù)隨換熱管圈數(shù)的變化逐漸趨于定值。說明纏繞角的變化對努塞爾數(shù)的影響是有限的。

圖14所示為不同纏繞角下阻力系數(shù)f的變化趨勢。殼程阻力系數(shù)隨著入口流速的增大而減小。在流速較低時，阻力系數(shù)受纏繞角的影響，波動幅度較大，在入口流速為1.2 m/s時，殼程內(nèi)流體流動所受阻力受纏繞角的變化影響很小。

換熱器的PEC準則數(shù)可通過努塞爾數(shù)和阻力系數(shù)計算獲得。如圖15所示，在相同纏繞角的情況下，隨著入口流速的增大，換熱器殼程的PEC準則數(shù)變化并不明顯，說明PEC準則數(shù)對入口流速的變化不敏感。相比于直管式換熱器，繞管式換熱器的PEC準則數(shù)均大于1，且隨纏繞角的增加，PEC準則數(shù)呈先增大后減小的趨勢。在換熱管纏繞角θ小于57°時，入口流速的變化對其影響較小，PEC準則數(shù)的拐點出現(xiàn)在θ=67°處，此時換熱器的換熱性能最優(yōu)。

3 結(jié)論

3.1 隨著入口流速的增加，殼程內(nèi)流體湍流程度增大，殼程阻力系數(shù)逐漸減小，努塞爾數(shù)隨之增大。

3.2 在入口流速一定時，隨著纏繞角的增大，殼程內(nèi)溫度升高，湍動能分布更均勻。壓降呈先減小后增大的趨勢；努塞爾數(shù)隨著換熱管纏繞角的增加而增大；PEC準則數(shù)隨纏繞角的增加，呈先增大后減小的趨勢。

3.3 在換熱器高度一定時，繞管式換熱器相對于直管式換熱器，換熱面積增大，流動死區(qū)減少，換熱性能更好；其等泵功條件下纏繞角度θ=67°（繞管圈數(shù)n=0.75圈）的繞管式換熱器的綜合傳熱性能最好。

參 考 文 獻

［1］ 劉琪.大小孔折流板波紋管換熱器的研究［D］.北京：北京化工大學，2018.

［2］ 陳曉彥，黃云云，張朱武，等.模擬分析殼程結(jié)構參數(shù)對纏繞管式換熱器綜合性能的影響［J］.福州大學學報（自然科學版），2020，48（1）：110-115.

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［9］ 王新婷.管殼式換熱器殼側(cè)的強化傳熱與優(yōu)化設計［D］.武漢：華中科技大學，2020.

（收稿日期：2022-05-21，修回日期：2023-03-16）

作者簡介：張超（1997-），碩士研究生，從事流體流動與強化傳熱的研究。

通訊作者：汪世益（1963-），教授，從事機電一體化的研究，agdwsy@163.com。

引用本文：張超，汪世益.換熱管纏繞角參數(shù)對管殼式換熱器殼程流場的影響［J］.化工機械，2023，50（2）：187-191；243.