墊條對(duì)纏繞管換熱器殼側(cè)性能的影響研究

文鍵,童欣,楊輝著,王斯民,厲彥忠

(1.西安交通大學(xué)能源與動(dòng)力學(xué)院,710049,西安;2.西安交通大學(xué)化學(xué)工程與技術(shù)學(xué)院,710049,西安)

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墊條對(duì)纏繞管換熱器殼側(cè)性能的影響研究

文鍵1,童欣1,楊輝著1,王斯民2,厲彥忠1

(1.西安交通大學(xué)能源與動(dòng)力學(xué)院,710049,西安;2.西安交通大學(xué)化學(xué)工程與技術(shù)學(xué)院,710049,西安)

目前針對(duì)纏繞管換熱器的數(shù)值模擬研究中,大多為了簡(jiǎn)化模型而省略了管層間的墊條,造成模擬結(jié)果偏離實(shí)際情況。通過CFD數(shù)值模擬,著重研究了纏繞管換熱器中墊條的存在及不同的排布方式和數(shù)量對(duì)換熱器殼側(cè)的流動(dòng)、傳熱性能的影響。計(jì)算結(jié)果表明,墊條的存在不僅影響流體軸向流速,并且在徑向截面上更易形成渦旋而加強(qiáng)流體擾動(dòng)。在相同進(jìn)口工況下,相比無(wú)墊條模型,墊條對(duì)齊排布時(shí)Nu下降了1.6%～2.5%,換熱器單位長(zhǎng)度壓降ΔPl增加了14.5%～17.0%,強(qiáng)化傳熱性能指標(biāo)FP減小了5.7%～5.9%;錯(cuò)開排布時(shí)Nu上升了17.0%～18.1%,ΔPl增加了38.4%～39.9%,FP增加了13.7%～15.4%。兩種墊條排布方式中錯(cuò)開排布能夠在更大程度上強(qiáng)化殼側(cè)的湍流,從而強(qiáng)化傳熱。當(dāng)墊條數(shù)量多于12,依次為13、14、15時(shí),對(duì)換熱器殼側(cè)的性能影響不大。所做研究為纏繞管換熱器的數(shù)值模擬提供了新的思路,也為纏繞管換熱器的性能優(yōu)化提供了理論參考。

纏繞管換熱器;墊條;湍流強(qiáng)化;壓降

纏繞管換熱器是一種典型的管殼式換熱器,它由換熱盤管纏繞中心筒組成,相鄰兩層管螺旋方向相反。換熱管內(nèi)流體按照螺旋形式流動(dòng),從而出現(xiàn)二次環(huán)流強(qiáng)化換熱,殼側(cè)流體在換熱管外和內(nèi)外殼體間的空隙交叉流動(dòng),不斷分離匯合,形成旺盛湍流。纏繞管換熱器以其結(jié)構(gòu)緊湊、耐高壓、換熱效率高和較低的投入費(fèi)用等優(yōu)點(diǎn)在核能、低溫甲醇洗工業(yè)以及LNG液化天然氣中得到廣泛應(yīng)用[1]。Neeraas等對(duì)殼側(cè)的換熱性能進(jìn)行了數(shù)百種工況的實(shí)驗(yàn)研究,使用了多種實(shí)驗(yàn)工質(zhì),研究了氣液?jiǎn)蜗鄵Q熱以及兩相混合換熱[2-3],為其他學(xué)者的相關(guān)研究提供了可靠的實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)參考,并且推薦了適用于各工況的數(shù)據(jù)處理方法和經(jīng)驗(yàn)公式。Lu等以空氣為工質(zhì)實(shí)驗(yàn)測(cè)試和數(shù)值模擬了一套3層的纏繞管換熱器在恒定功率電加熱條件下的殼側(cè)流動(dòng)及傳熱特性[4-5],對(duì)比研究了定壁溫、定熱流邊界條件以及考慮管內(nèi)流動(dòng)的傳熱耦合邊界條件對(duì)計(jì)算的影響,在多數(shù)情況下用定壁溫邊界條件進(jìn)行計(jì)算,得出了努塞爾數(shù)Nu及摩擦因子f關(guān)于雷諾數(shù)Re的經(jīng)驗(yàn)關(guān)聯(lián)式。Zeng等對(duì)纏繞管換熱器進(jìn)行了數(shù)值建模,分析了換熱器的各幾何參數(shù)對(duì)流動(dòng)及換熱的影響[6],指出了RNGk-ε湍流模型在計(jì)算螺旋繞流時(shí)有更高的計(jì)算精度,并根據(jù)所得模擬結(jié)果對(duì)各幾何參數(shù)變化的影響大小進(jìn)行了評(píng)估,得出了Nu、f關(guān)于若干影響較大參數(shù)的經(jīng)驗(yàn)關(guān)聯(lián)式。文獻(xiàn)[7-9]利用對(duì)稱和周期性邊界條件對(duì)纏繞管換熱器數(shù)值模型進(jìn)行了簡(jiǎn)化,計(jì)算得出了殼側(cè)流體通道內(nèi)制冷劑的壓力、速度及溫度分布,研究了纏繞管換熱器的各幾何參數(shù)對(duì)殼程換熱性能的影響,并提出了改善換熱性能的建議。但是,目前多數(shù)研究中均為簡(jiǎn)化模型而忽略了管層間墊條的影響,為了使數(shù)值計(jì)算更接近實(shí)際情況,本文重點(diǎn)研究在相同工況下墊條、墊條排布方式、墊條數(shù)量對(duì)纏繞管換熱器殼側(cè)流動(dòng)和傳熱性能的影響。

1 纏繞管換熱器的物理模型及數(shù)值模擬方法

1.1 物理模型的建立

纏繞管換熱器計(jì)算模型軸測(cè)如圖1所示,建立了有墊條和無(wú)墊條的物理模型,其中換熱管層數(shù)為兩層,管層間的墊條采用工業(yè)上較為常用的圓柱形金屬絲,換熱器的軸向剖面視圖如圖2所示。本文采用的流體通道的當(dāng)量直徑為4倍殼側(cè)流通體積與傳熱表面積之比[10]

(1)

(a)無(wú)墊條 (b)有墊條圖1 纏繞管換熱器計(jì)算模型軸測(cè)圖

圖2 纏繞管換熱器的剖面視圖

1.2 基本方程和數(shù)值方法

經(jīng)過重整化群處理的RNGk-ε湍流模型能更好處理高應(yīng)變率及流線彎曲程度較大的流動(dòng),從而提高螺旋流的預(yù)測(cè)精度[6]。本文采用RNGk-ε湍流模型,基本方程包括質(zhì)量、動(dòng)量、能量方程,表達(dá)式如下

連續(xù)性方程

ui)=0

(2)

動(dòng)量方程

(3)

能量方程

(4)

湍動(dòng)能方程

ε

(5)

湍動(dòng)能耗散方程

(6)

模型計(jì)算按照LNG液化時(shí)的冷卻工況設(shè)置,此工況下殼側(cè)的換熱為液態(tài)乙烷單相換熱,假定其物性恒定;流體入口為速度進(jìn)口,乙烷進(jìn)口溫度為143 K,出口為壓力出口邊界條件;管壁采用定壁溫邊界條件[4],溫度設(shè)為220 K;殼體和墊條均按無(wú)滑移絕熱壁面處理。壁面函數(shù)為默認(rèn)的標(biāo)準(zhǔn)壁面函數(shù),壓力-速度耦合采用SIMPLE算法,動(dòng)量和能量方程均為二階迎風(fēng)格式,各項(xiàng)殘差均設(shè)為1×10-6。

模型結(jié)構(gòu)由SolidWorks建立,網(wǎng)格采用ICEM生成的非結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格,模型進(jìn)出口均設(shè)置了延長(zhǎng)段以防止回流的影響,網(wǎng)格示意圖如圖3所示。為保證計(jì)算結(jié)果準(zhǔn)確,對(duì)無(wú)墊條模型進(jìn)行了網(wǎng)格無(wú)關(guān)性驗(yàn)證,結(jié)果如圖4所示。由圖4可知,在網(wǎng)格數(shù)大于2 365 999之后,換熱器的努塞爾數(shù)Nu的變化小于0.9%,換熱器單位長(zhǎng)度壓降ΔPl小于4.5%,模型的網(wǎng)格數(shù)為2 365 999,本文中所有模型的網(wǎng)格數(shù)為2 365 999～5 877 031。

圖3 纏繞管換熱器網(wǎng)格示意圖

圖4 兩層無(wú)墊條模型網(wǎng)格無(wú)關(guān)性驗(yàn)證

1.3 數(shù)學(xué)模型的實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證

為了保證數(shù)值計(jì)算的準(zhǔn)確,本文對(duì)文獻(xiàn)[2]中的實(shí)驗(yàn)進(jìn)行了數(shù)值模擬,實(shí)驗(yàn)工況為甲烷單相換熱,模擬結(jié)果和實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)對(duì)比如圖5所示。計(jì)算所得的Nu與實(shí)驗(yàn)值的平均誤差為9.9%,換熱管單位長(zhǎng)度壓降ΔPm的平均誤差為12.4%。除了不可避免的計(jì)算誤差之外,數(shù)值模擬與實(shí)驗(yàn)值的誤差主要來(lái)源于對(duì)模型的簡(jiǎn)化,Nu較實(shí)驗(yàn)值偏高主要是因?yàn)閿?shù)值模型將內(nèi)外殼體設(shè)置為絕熱壁面,不計(jì)漏熱損失。數(shù)值模型采用定物性計(jì)算,不考慮氣體被加熱后密度的降低所造成的ΔPm值偏高,實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)測(cè)量中也會(huì)帶來(lái)一定誤差,因此數(shù)值模擬結(jié)果是正確的。

(a)Nu

(b)ΔPm圖5 數(shù)值模擬與實(shí)驗(yàn)值對(duì)比

2 數(shù)值計(jì)算

2.1 計(jì)算模型的幾何參數(shù)

纏繞管換熱器墊條的數(shù)量需根據(jù)換熱器的尺寸來(lái)進(jìn)行選取,選取原則如表1所示[11]。為研究墊條的存在及排布方式對(duì)換熱器性能的影響,

分別對(duì)圖

6所示的墊條對(duì)齊及錯(cuò)開排布方式進(jìn)行建模計(jì)算,本文采用的計(jì)算模型的幾何參數(shù)如表2所示。計(jì)算模型的外層纏繞直徑均小于500 mm,每層換熱管的墊條總數(shù)取為12。

(a)對(duì)齊排布 (b)錯(cuò)開排布圖6 兩層纏繞管模型墊條排布方式俯視圖

參數(shù)取值換熱管外徑Dt/mm12纏繞層數(shù)N2第1、2層換熱管數(shù)4、5軸向管間距l(xiāng)/mm4墊條直徑B/mm3中心筒體直徑Dc/mm140外殼直徑Ds/mm206換熱部分高度H/mm320

2.2 數(shù)據(jù)處理

纏繞管換熱器的常用最小流通面積公式為[12]

(7)

殼側(cè)最大流速vmax可用質(zhì)量守恒求得,殼側(cè)雷諾數(shù)Re的計(jì)算式為

(8)

熱力計(jì)算式為

(9)

(10)

(11)

式中:N為換熱管層數(shù);B為墊條厚度;ρ為流體密度;Dh為當(dāng)量直徑;μ為動(dòng)力黏度;h為傳熱系數(shù);m為殼側(cè)流體質(zhì)量流量;cp為比定壓熱容;T為溫度;Δtm為對(duì)數(shù)平均溫差;λ為導(dǎo)熱系數(shù)。

換熱器單位長(zhǎng)度壓降和摩擦因子為

(12)

(13)

式中:ΔP為進(jìn)出口壓差;L為換熱器有效換熱段的長(zhǎng)度。

3 計(jì)算結(jié)果分析與討論

3.1 殼側(cè)流場(chǎng)分析

3.1.1 墊條及排布方式對(duì)殼側(cè)軸向流動(dòng)的影響 纏繞管換熱器的殼側(cè)流動(dòng)復(fù)雜,流體在換熱管和殼體的間隙中不斷地分離匯合,湍流旺盛。流體在殼側(cè)進(jìn)行軸向流動(dòng)時(shí)主要分為:沿相鄰管層和殼體間空隙的軸向主流流動(dòng);同層管排間的低流速交叉流動(dòng)。當(dāng)存在墊條時(shí),墊條與換熱管之間沿軸向的狹窄區(qū)域易形成流體滯留區(qū)域和渦旋,使得墊條所在區(qū)域的軸向主流流速降低,并且造成壓降的提升及換熱能力的下降,墊條截面剖視圖如圖7所示。相比無(wú)墊條模型,有墊條時(shí)殼側(cè)的流動(dòng)區(qū)域變窄,會(huì)使得軸向流速有所提升。

(a)對(duì)齊排布 (b)錯(cuò)開排布圖7 墊條截面剖視圖

選取位于墊條附近的無(wú)墊條軸向截面進(jìn)行研究,當(dāng)進(jìn)口流速vin=1.5 m/s時(shí)截面速度和溫度分布云圖如圖8、9所示。

(a)無(wú)墊條(b)對(duì)齊排布(c)錯(cuò)開排布圖8 vin=1.5 m/s時(shí)截面速度分布云圖

(a)無(wú)墊條(b)對(duì)齊排布(c)錯(cuò)開排布圖9 vin=1.5 m/s時(shí)截面溫度分布云圖

由圖8可知,相比無(wú)墊條模型,對(duì)齊和錯(cuò)開排布模型的管層間流速均有增加,其中錯(cuò)開排布模型的增幅更加明顯。墊條使殼側(cè)流體區(qū)域變小軸向流速得到提升,并且排布方式不同對(duì)軸向流速的提升效果也不同。對(duì)齊排布時(shí)墊條處低流速區(qū)域和無(wú)墊條處的高流速區(qū)域沿徑向依次對(duì)應(yīng),無(wú)加強(qiáng)流體擾動(dòng)的趨勢(shì);錯(cuò)開排布時(shí)墊條處的低流速區(qū)域?qū)?yīng)相鄰無(wú)墊條處的高流速區(qū)域,低流速區(qū)域的流體因黏性力作用流向高流速區(qū)域,增強(qiáng)了管排間交叉流動(dòng),減薄了換熱管壁的邊界層,強(qiáng)化了湍流。由圖9可知,對(duì)齊排布模型和無(wú)墊條模型的溫度分布差別不大,而錯(cuò)開排布模型的流體邊界層厚度比前兩者更薄,而且流體在流經(jīng)相同的管排數(shù)后溫度的變化幅度更大。這說明對(duì)齊排布模型軸向流速的小幅提升對(duì)殼側(cè)的換熱效果影響不大,而錯(cuò)開排布模型在軸向流速及換熱能力方面均有較大程度的提升。

3.1.2 墊條及排布方式對(duì)殼側(cè)徑向流動(dòng)的影響 流體沿徑向截面做湍流旺盛的螺旋流動(dòng),各模型在徑向z=150 mm、vin=1.5 m/s時(shí)的截面速度分布云圖和流線圖如圖10、11所示。

(a)無(wú)墊條 (b)對(duì)齊排布 (c)錯(cuò)開排布圖10 z=150 mm、vin=1.5 m/s時(shí)殼側(cè)徑向截面速度云圖

(a)無(wú)墊條 (b)對(duì)齊排布 (c)錯(cuò)開排布 圖11 z=150 mm、vin=1.5 m/s時(shí)殼側(cè)局部流線分布圖

由圖10可知,與無(wú)墊條模型相比,對(duì)齊排布模型的整體速度分布相差不大,低流速區(qū)域相對(duì)較多,而錯(cuò)開排布模型的徑向流速明顯增大。由圖11可知:無(wú)墊條模型有兩個(gè)緊挨的渦旋正在形成;在對(duì)齊排布模型中的相同區(qū)域也有渦旋形成并且在墊條附近存在另一正在耗散的渦旋;在錯(cuò)開排布模型中渦旋數(shù)量達(dá)到3個(gè),2個(gè)正在形成而1個(gè)正在耗散。這說明在墊條附近由于流體脫離壁面而更易形成渦旋,并且錯(cuò)開排布的渦旋數(shù)量多于對(duì)齊排布。沿徑向旋轉(zhuǎn)的渦旋能夠加強(qiáng)流體擾動(dòng)和強(qiáng)化換熱,當(dāng)流線匯集形成渦旋時(shí)也會(huì)使得附近區(qū)域的軸向流速進(jìn)一步提高。錯(cuò)開模型中有相對(duì)較多正在形成的渦旋,對(duì)軸向流速的提升作用更為顯著。

由模擬計(jì)算可見:墊條對(duì)齊排布對(duì)殼側(cè)的流動(dòng)影響相對(duì)較小;錯(cuò)開排布時(shí)殼側(cè)流體軸向和徑向的流動(dòng)速度都有較為明顯的提升,并且湍流強(qiáng)度也得到較大幅度的增強(qiáng)。

3.2 墊條及排布方式對(duì)殼側(cè)換熱性能的影響

無(wú)墊條、墊條對(duì)齊和錯(cuò)開排布模型的努塞爾數(shù)Nu和換熱器單位長(zhǎng)度壓降ΔPl隨vin的變化如圖12、13所示。

圖12 Nu隨vin的變化趨勢(shì)

圖13 ΔPl隨vin的變化趨勢(shì)

由圖12可知,對(duì)齊排布模型與無(wú)墊條模型相比Nu下降1.3%～2.5%,而錯(cuò)開排布模型的Nu在同工況下比無(wú)墊條高17.1%～18.1%,兩墊條模型中錯(cuò)開排布模型Nu比對(duì)齊排布高18.6%～20.4%。墊條與換熱管接觸的狹小區(qū)域會(huì)在軸向產(chǎn)生流動(dòng)死區(qū),帶來(lái)壓降的上升并且減弱換熱效果,但是墊條亦可在一定程度上起到加快流速和增強(qiáng)湍流的作用。錯(cuò)開排布模型的湍流強(qiáng)化作用大于死區(qū)渦旋的弱化作用,所以其Nu最高;對(duì)齊模型的強(qiáng)弱化作用基本相互抵消,Nu與無(wú)墊條模型基本持平,這與流場(chǎng)分析中的結(jié)果相符。由圖13可知,兩墊條模型的殼側(cè)換熱器單位長(zhǎng)度壓降ΔPl均比無(wú)墊條模型高,對(duì)齊模型高14.6%～17.0%,錯(cuò)開模型高38.4%～39.9%;兩墊條模型中錯(cuò)開排布模型ΔPl較高,比對(duì)齊模型高18.4%～21.7%。

3.3 墊條數(shù)量對(duì)殼側(cè)性能的影響

根據(jù)表1所提墊條數(shù)量選取原則,本文計(jì)算模型的每層合理墊條數(shù)為12～15,為研究墊條數(shù)量對(duì)殼側(cè)性能的影響,對(duì)墊條數(shù)量S為12、13、14、15的模型在相同進(jìn)口工況下進(jìn)行建模計(jì)算,墊條的排布方式為換熱性能較高的錯(cuò)開排布。在不同進(jìn)口流速下不同墊條數(shù)量模型的Nu、ΔPl值對(duì)比如圖14、15所示。

圖14 不同墊條數(shù)量Nu值對(duì)比

圖15 不同墊條數(shù)量ΔPl值對(duì)比

由圖14、15可知,在各進(jìn)口工況下,相對(duì)S=12時(shí)的模型,當(dāng)S=13,14時(shí)Nu變化為-1.0%～0.5%,當(dāng)S增加到15時(shí)Nu下降了1.9%～3.0%。壓降方面各墊條數(shù)量模型差別不大,在較高進(jìn)口速度vin=3 m/s工況下,S=15時(shí)模型的ΔPl下降了5.3%。在相同排布情況下,墊條數(shù)量在一定范圍的改變對(duì)殼側(cè)流動(dòng)和換熱的影響均較小,但過多的墊條數(shù)對(duì)殼側(cè)的換熱有不利影響,因此在墊條數(shù)量的選取時(shí)應(yīng)滿足強(qiáng)度和安裝要求。

3.4 強(qiáng)化傳熱性能指標(biāo)PEC評(píng)價(jià)

PEC(performance evaluation criteria)是一種強(qiáng)化傳熱性能的評(píng)價(jià)方法[13]。強(qiáng)化換熱器中流體的流動(dòng)及傳熱方法很多,每種方法在強(qiáng)化對(duì)流換熱的同時(shí)流動(dòng)阻力等功耗也會(huì)相應(yīng)增加,這是強(qiáng)化傳熱中的不利因素。因此,需要提出一個(gè)能涵蓋強(qiáng)化傳熱和阻力增加這兩種因素的評(píng)價(jià)指標(biāo),PEC是其中一種最常用的方法,定義為

(14)

式中:Nu、f分別為無(wú)墊條時(shí)殼側(cè)通道內(nèi)的傳熱和阻力參數(shù)。若FP>1.0則表明傳熱強(qiáng)化效果大于流阻增加,當(dāng)墊條數(shù)為12時(shí),兩種墊條排布方式對(duì)應(yīng)的FP如圖16所示。在各進(jìn)口流速下,墊條對(duì)齊排布模型的FP始終小于1.0,即傳熱強(qiáng)化效果小于流阻的增加;錯(cuò)開排布模型則相反,FP始終大于1.0,表明相比于無(wú)墊條模型,錯(cuò)開排布模型的換熱性能更加優(yōu)越。

圖16 兩種墊條排布方式對(duì)應(yīng)的FP

4 結(jié) 論

針對(duì)纏繞管換熱器,對(duì)墊條、墊條排布方式及數(shù)量對(duì)殼側(cè)流動(dòng)換熱性能的影響進(jìn)行了數(shù)值模擬研究,得出以下結(jié)論。

(1)墊條的存在對(duì)殼側(cè)的流動(dòng)和換熱有顯著的影響,不考慮墊條的換熱器簡(jiǎn)化模型會(huì)帶來(lái)較大的計(jì)算誤差。尤其是墊條錯(cuò)開排布時(shí),軸向高流速區(qū)域?qū)?yīng)鄰層墊條處的低流速區(qū)域,對(duì)流體具有一定擾流作用,且在徑向截面上,因流體在墊條附近壁面脫離的影響,更易形成渦旋而加強(qiáng)流體擾動(dòng)。

(2)在相同工況下,墊條錯(cuò)開排布使得換熱器的壓降增大,但換熱性能更高。錯(cuò)開排布模型的Nu比無(wú)墊條高17.1%～18.1%,ΔPl高38.4%～39.9%。而且,錯(cuò)開排布的強(qiáng)化傳熱性能指標(biāo)FP較高,始終大于1.0,說明其傳熱強(qiáng)化效果大于流阻增加,有利于殼側(cè)傳熱性能提升。

(3)墊條數(shù)量的小幅度變化對(duì)殼側(cè)的流動(dòng)和換熱性能影響不大,但當(dāng)墊條數(shù)量過多時(shí)對(duì)換熱有不利影響。在計(jì)算工況下,當(dāng)墊條數(shù)量由12增至15時(shí),Nu下降1.9%～3.0%,因此在墊條的數(shù)量選擇時(shí)滿足強(qiáng)度和安裝要求即可,數(shù)量不宜過多。

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(編輯 趙煒 杜秀杰)

Effects of Space Bars on the Shell-Side Performance of Spiral-Wound Heat Exchanger

WEN Jian1,TONG Xin1,YANG Huizhu1,WANG Simin2,LI Yanzhong1

(1. School of Energy and Power Engineering, Xi’an Jiaotong University, Xi’an 710049, China; 2. School of Chemical Engineering and Technology, Xi’an Jiaotong University, Xi’an 710049, China)

So far in the simulation research of spiral-wound heat exchanger the space bars are rarely considered, the deviation between simulation results and actual situation is thus enlarged. This paper mainly studies the effects of the number and arrangement of space bars on the shell side’s thermal and hydraulic performance with numerical simulation method. Numerical results showed that the space bars affect the axial flow rate of shell side and cause more vortexes in radial sections. Compared with the calculation results of the models without space bars under the same inlet condition the Nusselt numberNuof lined up-space bar models was decreased by 1.6%-2.5%; the pressure drop per heat exchanger length ΔPlwas increased by 14.5%-17.0%; the performance evaluation criteriaFPwas decreased by 5.7%-5.9%; theNuof staggered-space bar models was increased by 17.0%-18.1%; ΔPlwas increased by 38.4%-39.9% andFPwas increased by 13.7%-15.4%. Moreover, the staggered arrangement of space bars can further enhance the turbulence of shell side, compared with the lined up arrangement theNuof staggered arrangement was increased and ΔPlwas increased accordingly in the same working conditions. When the number of space bars was more than 12 (13, 14 and 15), the number of space bars had little effect on the shell side performance. This paper provides a new approach for spiral-wound heat exchanger simulation and offers a theoretical reference for the performance optimization.

spiral-wound heat exchanger; space bar; turbulence enhancement; pressure drop

2016-05-17。 作者簡(jiǎn)介:文鍵(1976—),女,博士,副教授;王斯民(通信作者),男,副教授。 基金項(xiàng)目:國(guó)家自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目(51676146);中央高校基本科研業(yè)務(wù)費(fèi)專項(xiàng)資金資助項(xiàng)目。

時(shí)間:2016-09-14

10.7652/xjtuxb201611003

TK124

A

0253-987X(2016)11-0014-07

網(wǎng)絡(luò)出版地址:http:∥www.cnki.net/kcms/detail/61.1069.T.20160914.1807.010.html