呂林 虞斌 王風(fēng)錄 江超

DOI：10.20031/j.cnki.0254?6094.202403007

摘 要 為研究某高溫?zé)煔饧崩淦骺諝舛卫鋮s系統(tǒng)的流動與傳熱特性，建立了管殼式換熱器簡化模型，運(yùn)用ANSYS軟件進(jìn)行數(shù)值模擬，分析了折流板數(shù)量、相對缺口高度、折流板間距和換熱器進(jìn)出口管布置方式對換熱器性能的影響。結(jié)果表明：折流板數(shù)量越多，相對缺口高度越小，換熱器壓降越大，換熱系數(shù)越大，綜合性能指標(biāo)越小;高溫區(qū)域折流板間距小、低溫區(qū)域折流板間距大的換熱器比等間距折流板換熱器平均換熱系數(shù)提高了4.3%，平均綜合性能指標(biāo)提高了2.3%;空氣出口管布置在熱流體進(jìn)口側(cè)比布置在熱流體出口側(cè)平均換熱系數(shù)提高了6.5%，平均綜合性能指標(biāo)提高了4.3%。

關(guān)鍵詞 弓形折流板 管殼式換熱器 綜合性能指標(biāo) 結(jié)構(gòu)優(yōu)化 ANSYS

中圖分類號 TQ051.5?? 文獻(xiàn)標(biāo)志碼 A?? 文章編號 0254?6094（2024）03?0368?07

Structural Optimization of Bow?Shaped? Baffles in Shell?Tube Heat Exchangers

LV Lin， YU Bin， WANG Feng?lu， JIANG Chao

（School of Mechanical and Power Engineering ， Nanjing Tech University ）

Abstract?? For purpose of investigating both flow and heat transfer characteristics of a high?temperature flue gas quenchers air secondary cooling system， a simplified model for the shell?tube heat exchanger was established and then simulated with ANSYS software， including analyzing the effect of baffle plates quantity，baffle gaps relative height， baffle spacing and the arrangement of both inlet and outlet pipes on the heat exchanger performance. The results show that， the more number of baffle plates can make the height of the? baffles relative notch smaller; the greater pressure drop of the heat exchanger brings about greater heat transfer coefficient and smaller comprehensive performance index. The average heat transfer coefficient of the heat exchanger with small baffles spacing in the high?temperature region and large baffles spacing in the low?temperature region can be increased by 4.3% and the average comprehensive performance index increased by 2.3% compared with the heat exchanger with equal spacing baffles. The average heat transfer coefficient can be increased by 6.5% and the average comprehensive performance index increased by 4.3% when the air outlet pipe is arranged at the inlet side of the hot fluid.

Key words?? bow?shaped baffle， shell?tube heat exchanger， comprehensive performance index， structural optimization， ANSYS

作者簡介：呂林（1998-），碩士研究生，從事新型高效傳熱傳質(zhì)設(shè)備的研究。

通訊作者：虞斌（1965-），教授，從事化工過程機(jī)械的研究，abyu@njtech.edu.cn。

引用本文：呂林，虞斌，王風(fēng)錄，等.管殼式換熱器弓形折流板的結(jié)構(gòu)優(yōu)化[J].化工機(jī)械，2024，51（3）：368-374.

管殼式換熱器因具有結(jié)構(gòu)簡單、可靠性好、通用性強(qiáng)及制造成本低等優(yōu)勢，廣泛應(yīng)用于石油煉化、化工生產(chǎn)、能源、食品加工、制冷及余熱回收等行業(yè)[1～3]。折流板作為管殼式換熱器的關(guān)鍵部件，不僅具有支撐換熱管管束的作用，而且還能增強(qiáng)換熱器殼程流體的湍動程度，提高換熱效

率[4]。近年來，研究學(xué)者們設(shè)計(jì)了各種類型的折流板，如傳統(tǒng)弓形折流板、偏轉(zhuǎn)折流板及重疊螺旋折流板等，但由于制造工藝的限制，目前弓形折流板仍然是應(yīng)用范圍最廣的折流板[5～7]。弓形折流板最重要的結(jié)構(gòu)參數(shù)是折流板的板間距和板缺口高度，研究學(xué)者們針對這兩個(gè)參數(shù)開展了諸多研究。張少維等研究了折流板間距對換熱器性能的影響，并對比了弓形折流板和螺旋折流板在相同間距下的殼程壓力損失和換熱系數(shù)，發(fā)現(xiàn)在相同流量下弓形折流板的換熱系數(shù)大于螺旋折流板，但在單位壓降下螺旋折流板的換熱系數(shù)大于弓形折流板[8]。高章帆等對弓形折流板不同間距和不同缺口高度條件下?lián)Q熱器殼程流體的流動過程進(jìn)行了數(shù)值模擬，得到了折流板結(jié)構(gòu)參數(shù)對殼程流體流動狀態(tài)、停留時(shí)間和壓降的影響，并提出了弓形折流板流動死區(qū)存在的位置及其影響因素[9，10]。李貴等研究了折流板不同開孔位置對換熱器性能的影響，發(fā)現(xiàn)在折流板壓強(qiáng)較高的區(qū)域開孔，可以有效減小換熱器壓降，減小流動死區(qū)[11]。劉秀峰等提出以換熱量與換熱器流動阻力引起功耗的比值作為換熱器綜合性能評價(jià)指標(biāo)[12]。

虞斌等開發(fā)設(shè)計(jì)了一種新型的高溫高塵急冷器，該設(shè)備可將1 500 ℃的高溫?zé)煔庠跇O短時(shí)間（0.01 s）內(nèi)冷卻到750～900 ℃[13]。該換熱器采用雙套管形式的管殼式換熱器，由雙套管水、蒸氣自然循環(huán)一次冷卻和管殼式空氣二次冷卻結(jié)構(gòu)組成。筆者主要對管殼式空氣二次冷卻系統(tǒng)進(jìn)行研究，以得到最佳的折流板結(jié)構(gòu)。

1 模型和數(shù)值方法

1.1 物理模型

圖1為雙套管換熱器三維模型。雙套管內(nèi)管管內(nèi)為高溫?zé)煔?，雙套管環(huán)隙內(nèi)為冷卻水，雙套管外管外側(cè)為冷空氣，其換熱后產(chǎn)生的熱空氣可以用于燃料的助燃，同時(shí)具有保溫隔熱的作用，從而提高換熱器的換熱效率，減小外保溫層厚度。

雙套管換熱器的相關(guān)結(jié)構(gòu)尺寸如下：

換熱器長度 6 156 mm

殼體（直徑×壁厚） 1216 mm×6 mm

換熱內(nèi)管（直徑×壁厚） 62 mm×5 mm

套管數(shù)量 51根

換熱外管（直徑×壁厚） 89 mm×5 mm

折流板壁厚 10 mm

空氣進(jìn)口管（直徑×壁厚） 250 mm×6 mm

空氣出口管（直徑×壁厚） 250 mm×6 mm

圖2為雙套管換熱器的物理模型，其中d和h分別為折流板的板距和缺口高度。參考弓形折流板常用的缺口高度范圍為0.2D～0.45D（D為筒體直徑）[14]，為表達(dá)簡潔，定義相對缺口高度h*為：

h=（1）

為研究折流板間距對換熱器性能的影響，設(shè)計(jì)了3種折流板布置方式（圖3）。圖3中，S1型為等間距布置;S2型為高溫區(qū)域間距小，低溫區(qū)域間距大;S3型為高溫區(qū)域間距大，低溫區(qū)域間距小。

為研究進(jìn)出口管布置位置對換熱器性能的影響，設(shè)計(jì)了3種進(jìn)出口布置方式（圖4）。圖4中，T1型為空氣與冷卻水逆流布置;T2型為空氣與冷卻水順流布置;T3型為空氣與冷卻水順流布置且進(jìn)出口管均在下側(cè)。

1.2 控制方程和邊界條件

采用Fluent軟件，在有限體積離散區(qū)域內(nèi)建立標(biāo)準(zhǔn)的不可壓縮質(zhì)量守恒方程、Navier?Stokes方程和組分輸運(yùn)方程，對殼程流體的流動過程進(jìn)行三維數(shù)值模擬：

▽·[u][→]=0（2）

+[u][→]·▽[u][→]=f-▽p+v▽[u][→]（3）

+▽·（[u][→]c）=▽

·▽

c（4）

式中 c——單位流體中示蹤劑的濃度，kg/m3;

f——源項(xiàng);

p——流體壓力;

Sc——施密特?cái)?shù);

t——流動時(shí)間，s;

u——流體的湍動黏度，Pa·s;

[u][→]——流體速度，m/s;

v——運(yùn)動黏度，m2/s;

ρ——流體密度，kg/m3;

▽——哈密頓算子。

換熱器殼程介質(zhì)為空氣，進(jìn)口設(shè)置為速度進(jìn)口，溫度為25 ℃，出口設(shè)置為壓力出口，壓力為0.2 MPa。換熱器套管的內(nèi)管側(cè)為高溫?zé)煔?，進(jìn)口設(shè)置為速度進(jìn)口，速度為60 m/s，溫度為1 050 ℃，出口設(shè)置為壓力出口，壓力為0.3 MPa;換熱器套管的內(nèi)外管環(huán)隙為冷卻水，進(jìn)口設(shè)置為質(zhì)量進(jìn)口，質(zhì)量流速為1.1 kg/s，溫度為110 ℃，出口設(shè)置為壓力出口，壓力為4 MPa。設(shè)置折流板、換熱管和設(shè)備壁面均為無滑移壁面。選擇適用范圍最廣的標(biāo)準(zhǔn)k?ε模型作為湍流模型。計(jì)算方法采用壓力和速度耦合的coupled算法;動量、能量、湍動能和湍流耗散率方程均采用二階迎風(fēng)格式[15，16]。

1.3 參數(shù)計(jì)算

殼側(cè)總換熱量Q、換熱系數(shù)H的計(jì)算式為：

Q=mc（T-T）（5）

H=（6）

式中 c——介質(zhì)的定壓比熱容，J/（kg·K）;

d——?dú)んw直徑，mm;

L——有效長度，mm;

m——質(zhì)量流量，kg/s;

N——換熱管數(shù);

T——溫度，K;

下標(biāo) f——?dú)?cè)流體;

in——入口;

out——出口;

w——壁面。

為綜合比較換熱器的換熱與流動性能，采用綜合性能指標(biāo)J=H·Δp-1/3作為評價(jià)指標(biāo)[17，18]。

1.4 網(wǎng)格劃分及無關(guān)性驗(yàn)證

設(shè)置相對缺口高度h*=0.35，折流板數(shù)量n=6，折流板布置方式S1型，進(jìn)出口管布置方式T1型，網(wǎng)格劃分結(jié)果如圖5所示。當(dāng)空氣進(jìn)口質(zhì)量流量為2.53 kg/s時(shí)，分別取256萬、321萬、386萬、458萬4組網(wǎng)格數(shù)量的模型進(jìn)行網(wǎng)格無關(guān)性驗(yàn)證，結(jié)果如圖6所示。可以看出，對于網(wǎng)格數(shù)量為386萬、458萬的模型，兩者的換熱系數(shù)和殼程壓降十分接近，差值僅為1.7%、3.7%，說明此時(shí)增加網(wǎng)格數(shù)量對仿真結(jié)果影響不大。綜合考慮計(jì)算時(shí)間、精度和成本的要求，最終選定網(wǎng)格數(shù)量為386萬。

2 仿真結(jié)果分析

2.1 殼程流場

設(shè)置相對缺口高度h*=0.35，折流板數(shù)量n=6，折流板布置方式S1型，進(jìn)出口管布置方式T1型，進(jìn)口空氣質(zhì)量流量為2.53 kg/s。圖7為殼程空氣

速度流線圖。可以看出，空氣流入換熱器后呈“Z”字形流動，流場分布不均勻，流體流經(jīng)折流板時(shí)，流動方向發(fā)生突變，在缺口區(qū)流速較高，流體以較高速度橫向沖刷換熱管束;當(dāng)流體經(jīng)過折流板后，在折流板背風(fēng)區(qū)流速降低，形成流動死區(qū)和回流區(qū)。

圖8為沿z軸不同位置（1.168、2.119、3.070、4.021、4.972 m）處的速度和溫度云圖。由圖8a可以看出，在同一截面處空氣流速不均勻，在折流板缺口處空氣流速大，隨著空氣沖刷換熱管，空氣流速逐漸減小。由圖8b可以看出，在同一截面處空氣溫度分布不均勻，在空氣流速大的區(qū)域溫度較低，在空氣流速小的區(qū)域溫度較高。

2.2 折流板數(shù)量和相對缺口高度對換熱器性能的影響

設(shè)置折流板數(shù)量n為6、8、10，相對缺口高度h*為0.25、0.30、0.35，折流板布置方式S1型，進(jìn)出口管布置方式T1型。圖9為不同折流板數(shù)量和相對缺口高度下的換熱器性能曲線。由圖9a可以看出，壓降隨著空氣質(zhì)量流量的增加而增加，并且隨著折流板數(shù)量的增加，相對缺口高度的減小，壓降增大的趨勢逐漸顯著;在相同質(zhì)量流量下，折流板數(shù)量越多，相對缺口高度越小，壓降越大。由圖9b可以看出，換熱系數(shù)隨著空氣質(zhì)量流量的增加而增加，在相同的質(zhì)量流量下，折流板數(shù)量越多，相對缺口高度越小，換熱系數(shù)越大。由圖9c可以看出，綜合性能指標(biāo)隨著空氣質(zhì)量流量的增加而增加。當(dāng)n=10，h*=0.25時(shí)，換熱器壓降最大，換熱系數(shù)最小，綜合性能指標(biāo)最差;當(dāng)n=6，h*=0.35時(shí)，換熱器壓降最小，換熱系數(shù)最小，綜合性能指標(biāo)最好。經(jīng)計(jì)算，n=6、h*=0.35模型比n=10、h*=0.25模型的平均壓降降低了70.1%，平均換熱系數(shù)降低了24.6%，平均綜合性能提高了13.4%。

2.3 折流板間距對換熱器性能的影響

設(shè)置折流板數(shù)量n=6，相對缺口高度h*=0.35，進(jìn)出口管布置方式T1型。圖10為不同折流板間距下的換熱器性能曲線。由圖10a可以看出，S1、S2、

S3這3種折流板的布置形式對換熱器的殼程壓降影響不大。由圖10b可以看出，S2布置形式下的換熱器換熱系數(shù)和綜合性能指標(biāo)最高，平均換熱系數(shù)比S1布置形式提高了4.3%，平均綜合性能指標(biāo)提高了2.3%;S3布置形式下的換熱器換熱系數(shù)和綜合性能指標(biāo)最低，平均換熱系數(shù)比S2降低了3.2%，平均綜合性能指標(biāo)降低了4.3%?？梢?，若換熱器較長，換熱器熱流體進(jìn)出口溫差較大，可以采用高溫區(qū)域折流板間距小、低溫區(qū)域折流板間距大的非等間距折流板布置形式。

2.4 進(jìn)出口管布置方式對換熱器性能的影響

設(shè)置折流板數(shù)量n=6，相對缺口高度h*=0.35，折流板布置方式為S1型。圖11為不同進(jìn)出口管布置方式下的換熱器性能曲線。由圖11a可以看出，T1、T2、T3這3種布置方式對換熱器的殼程壓降影響不大;T2、T3方式下的換熱器平均出口空氣溫度比T1的平均出口空氣溫度分別提高了10 K

和8 K。由圖11b可以看出，T2方式下的換熱器換熱系數(shù)和綜合性能指標(biāo)最高，比T1的平均換熱系數(shù)提高了6.5%，平均綜合性能指標(biāo)提高了4.3%;T3方式下的換熱器換熱系數(shù)和綜合性能指標(biāo)最低，比T1的平均換熱系數(shù)降低了2.3%，平均綜合性能指標(biāo)降低了3.3%。因此，進(jìn)出口管可以采取上下布置的方式，使空氣充分沖刷換熱管，并且使空氣出口管布置在高溫區(qū)域。

3 結(jié)論

3.1 不同布置方式下的換熱器壓降、換熱系數(shù)、綜合性能指標(biāo)均隨著空氣質(zhì)量流量的增加而增加。

3.2 折流板數(shù)量越多，相對缺口高度越小，換熱器的壓降越大，換熱系數(shù)越大，綜合性能指標(biāo)越小。因此，壓降受折流板數(shù)量和相對缺口高度的影響最大。

3.3 當(dāng)換熱器熱流體進(jìn)出口兩側(cè)溫差較大時(shí)，可以采用高溫區(qū)域折流板間距小、低溫區(qū)域折流板間距大的布置方式，從而在壓降變化不大的情況下提高換熱系數(shù)。

3.4 當(dāng)換熱器熱流體進(jìn)出口兩側(cè)溫差較大時(shí)，將冷流體出口布置在高溫側(cè)，能有效提高冷流體的出口溫度和換熱系數(shù)。

參 考 文 獻(xiàn)

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（收稿日期：2023-06-25，修回日期：2024-05-15）