密封條對六分螺旋折流板換熱器殼程側(cè)換熱影響

馬 璐，王 珂，許偉峰，劉敏珊

（鄭州大學(xué) 河南省過程傳熱與節(jié)能重點實驗室，河南 鄭州 450002）

1 引言

管殼式換熱器是工業(yè)過程應(yīng)用最廣泛的一種換熱換熱器[1]。折流板在換熱器殼程側(cè)除起到管束支撐作用外，還可使殼程側(cè)流體產(chǎn)生期望的流形和流態(tài)[2]。上世紀(jì)九十年代初，一種新型冷換設(shè)備-螺旋折流板換熱器開始應(yīng)用于工業(yè)領(lǐng)域，其殼程側(cè)呈螺旋流動[3]。根據(jù)流路分析法，可將換熱器殼程側(cè)流動分為主流區(qū)，漏流（折流板或管板與換熱管間隙），旁路流（折流板外徑與殼體內(nèi)壁之間的旁路流與管束外圍到折流板外緣旁流）三個主要部分[4]。后面兩種流態(tài)存在的主要原因是制造和安裝方法的限制[5]：漏流一般是不可避免的，而旁路流的存在使得部分流體無法與主流區(qū)的流體一樣獲得同樣的換熱接觸面積，使得這部分流體的溫差減小，進(jìn)而降低殼程換熱性能。密封條是裝配在折流板上，平行于管束，能迫使旁路流流入主流區(qū)，從而提高殼程側(cè)換熱系數(shù)的一種金屬元件，能夠減少部分旁路流的存在，進(jìn)而提高殼程側(cè)換熱系數(shù)[6]。文獻(xiàn)[7]中對帶有密封條的弓形折流板換熱器實驗研究表明，密封條的存在能夠有效堵住管束和殼體內(nèi)徑之間的流體，減少旁路流，殼程換熱系數(shù)提高（18．2～25．5）%，壓力損失增加（44．6～48．8）%；文獻(xiàn)[8]中對安裝有密封條的連續(xù)性螺旋折流板換熱器和三分扇形螺旋折流板換熱器進(jìn)行了數(shù)值研究，肯定了密封條對殼程側(cè)傳熱提高的有效性，也分析了其對連續(xù)性和非連續(xù)性螺旋折流板換熱器影響的不同?，F(xiàn)存文獻(xiàn)對六分扇形螺旋折流板換熱器中的密封條的研究較少，故將分析密封條的存在及結(jié)構(gòu)參數(shù)的改變對六分扇形螺旋折流板換熱器殼程側(cè)的影響，為今后非連續(xù)性螺旋折流板換熱器的設(shè)計提供一定的參考。

2 數(shù)值計算模型

2.1 物理模型

根據(jù)非連續(xù)性螺旋折流板剪裁方式不同，一種用90°扇形剪裁周向部分重疊[10]，另一種采用60°扇形剪裁周向首尾相接；兩者均沿?fù)Q熱器殼程內(nèi)壁周向，每隔60°布置一折流板：文中選取軸向安裝角為30°的六分扇形螺旋折流板換熱器建立計算模型，分析密封條對其殼程側(cè)流動傳熱的影響。換熱器的基本結(jié)構(gòu)幾何參數(shù)，如表1和表2所示。

表1 換熱器結(jié)構(gòu)尺寸Tab.1 Structure Parameters of Heat Exchanger

表2 不同折流板的結(jié)構(gòu)尺寸Tab.2 Structure Parameters of Different Baffles

2.2 基本假設(shè)與邊界條件

采用整體計算模型，計算區(qū)域物理模型，如圖1所示。圖1為60°和90°六分螺旋折流板換熱器模型（有密封條）。在計算范圍內(nèi)，Re以殼程當(dāng)量直徑定義，流動均在湍流狀態(tài)，不考慮浮力和重力的影響，忽略折流板管孔與換熱管之間的間隙漏流；采用流體計算軟件ANSYS Fluent，使用RNG k-ε湍流模型，以常溫下20℃的水為殼程流體，采用質(zhì)量流量進(jìn)口，壓力出口，換熱管壁為70℃恒溫邊界，殼程外壁面為絕熱壁面。壓力速度的耦合采用SIMPLE算法，動量和能量的離散采用二階迎風(fēng)格式。

圖1 計算區(qū)域模型示意圖Fig．1 Schematic Diagrams of Calculation

2.3 網(wǎng)格獨(dú)立性與方法驗證

鑒于螺旋折流板換熱器結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，故用非結(jié)構(gòu)法進(jìn)行劃分：考慮換熱管附近壁面溫度和速度梯度較大以及邊界層效應(yīng)，對網(wǎng)格進(jìn)行了三次細(xì)化。為了驗證網(wǎng)格無關(guān)性，以90°扇形布置的六分螺旋折流板換熱器為驗證對象，得到了327萬，646萬，918萬，1183萬4組不同的計算網(wǎng)格：當(dāng)殼程雷諾數(shù)為2000時，分別對其進(jìn)行了模擬計算，其換熱系數(shù)和壓降的變化規(guī)律，如圖2所示?？芍?，計算結(jié)果相差在3%以內(nèi)為后兩組數(shù)據(jù)，綜合考慮計算能力和計算精度，最終確定網(wǎng)格數(shù)目為918萬。為了驗證數(shù)值計算方法的可靠性，采用方法對文獻(xiàn)[9]中傾角為35°連續(xù)性螺旋折流板換熱器進(jìn)行數(shù)值模擬；計算結(jié)果與實驗結(jié)果對比，如圖3所示。由圖中可以看出，計算得出的殼程側(cè)換熱系數(shù)與實驗值偏差為（3．23～10．7）% ，這在工程上是允許的，證明了數(shù)值計算結(jié)果的可靠性。

圖2 殼程側(cè)換熱系數(shù)和壓降隨網(wǎng)格數(shù)量變化Fig．2 Shell-Side Heat Transfer Coefficient andPressure Drop Versus Grid Number

圖3 殼程側(cè)換熱系數(shù)的實驗值與模擬值對比Fig．3 Comparison of Heat Transfer Coefficient Between Experiment Results and Simulation Results

3 計算結(jié)果分析

3.1 整體流場分布

Re=2000時，90°扇形組成的六分扇形螺旋折流板換熱器殼程側(cè)流體流線圖，如圖4所示。在折流板的導(dǎo)向作用下，殼程流體整體呈螺旋流動；兩者的區(qū)別在于，密封條使得旁路流更多的流向中心主流區(qū)，故存在密封條的殼程側(cè)中心區(qū)流線較無密封條的更為密集。密封條迫使螺旋折流板換熱器殼程側(cè)管束與殼程內(nèi)壁間的流體更多的進(jìn)入主流區(qū)，沿布管中心至管束邊緣流體的湍動強(qiáng)度逐漸增加；故，密封條的存在能夠使得部分旁路流重新進(jìn)入主流區(qū)，進(jìn)而增強(qiáng)了螺旋折流板換熱器的殼程側(cè)換熱。

圖4 殼程流體流動整體流線分布Fig．4 Overall Streamlines Distribution of Shell Side

3.2 殼程傳熱系數(shù)和壓降分析

不同六分扇形螺旋折流板換熱器殼程側(cè)換熱系數(shù)與壓降隨殼程Re變化的曲線，如圖5所示。兩種六分扇形螺旋折流板換熱器的殼程換熱系數(shù)和壓降均隨殼程Re的增加而增加。存在密封條時，兩者的殼程換熱系數(shù)均有所增加：當(dāng)Re在（2000～6000）范圍內(nèi)，60°扇形組成的螺旋折流板換熱器換熱系數(shù)提（3．27～6．01）%，而90°扇形組成的螺旋折流板換熱器提高（4．55～10．1）%，密封條使得90°扇形組成的螺旋折流板換熱器殼程側(cè)換熱系數(shù)增加的幅度高于60°扇形的。密封條的存在，使得殼程壓降增加：當(dāng)Re在（2000～6000）范圍時，60°扇形組成的螺旋折流板換熱器的殼程側(cè)壓降增加（5．00～10．9）%，90°扇形組成的螺旋折流板的殼程側(cè)壓降增加（6．4～14．92）%。90°扇形在組成螺旋折流板時，中間有部分折流板在流路中重疊交錯，減少了三角區(qū)部分的漏流，提高了殼程流體的整體螺旋性[10]，密封條的存在使得管束與內(nèi)壁間的旁路流能夠重新進(jìn)入主流區(qū)與換熱管壁進(jìn)行換熱；60°扇形組成螺旋折流板時，殼程軸向安裝傾角的存在使得主流區(qū)出現(xiàn)了三角區(qū)漏流，降低了這部分流體與主流區(qū)的換熱機(jī)會，但密封條迫使部分旁路流進(jìn)入主流區(qū)，而由于三角區(qū)的存在，使得進(jìn)入的這部分旁路流體仍會繼續(xù)通過三角區(qū)，故對其殼程側(cè)換熱系數(shù)有一定程度的提高，仍低于90°扇形組成的螺旋折流板換熱器。密封條的存在，使得90°扇形組成的螺旋折流板換熱器殼程側(cè)的換熱系數(shù)和壓降都得到了一定程度的提高，但高于對60°扇形組成的螺旋折流板組成的換熱器?？梢缘贸觯好芊鈼l對90°扇形組成的六分扇螺旋折流板換熱器殼程側(cè)的傳熱和壓降影響較大；故下文中，如無特殊說明，主要考慮密封條對90°扇形組成的六分扇螺旋折流板換熱器殼程側(cè)的影響。

圖5 殼程換熱系數(shù)和壓降隨雷諾數(shù)的變化曲線Fig．5 Curves of Heat Transfer Coefficient and Pressure Drop of Shell-Side

3.3 密封條結(jié)構(gòu)對殼程側(cè)傳熱的影響

為了討論密封條的結(jié)構(gòu)變化對殼程側(cè)熱力性能的影響，保持殼程側(cè)其他參數(shù)不變：當(dāng)密封條寬度與管束和殼程內(nèi)壁間隙比值為 0時，表示無密封條存在；依次建立比值為 23．6%，50%，76．5%和94．1%的換熱器殼程側(cè)模型，密封條寬度由管束中心方向沿殼體徑向增加。螺旋折流板換熱器側(cè)殼程換熱系數(shù)、壓降和單位壓降換熱系數(shù)隨密封條寬度與間隙比值的變化曲線，如圖6所示。

圖6 殼程換熱系數(shù)和壓降隨密封條寬度的變化曲線Fig．6 Curves of Heat Transfer Coefficient，Pressure Drop and Heat Transfer Coefficient Under Unit Pressure Drop With Different Width of Sealing Strips

根據(jù)結(jié)果分析得出，當(dāng)密封條寬度與間隙比值最大時，殼程換熱系數(shù)最大，同時壓降損失也最高。當(dāng)密封條寬度與間隙比值低于 76．5%，Re在（2000～4000）范圍內(nèi)，換熱系數(shù)的增加不甚明顯，但壓降一直增大。當(dāng)寬度與間隙比值增加至大于76．5%之后，換熱系數(shù)增加的幅度也較之前提升：當(dāng)比值為76．5%和94．1%，換熱系數(shù)較比值 50%時分別提高（1．8～5．05）%和（5．5～8．62）%，壓降增加（2．5～5．86）%和（6．22～10．6）%。由圖（c）中的單位壓降換熱系數(shù)中的變化可以看出，單位壓降換熱系數(shù)隨著Re的增加而減小，呈下降趨勢；隨著密封條寬度的增加而增大，呈上升趨勢。在密封條寬度與間隙比小于94．1%時，單位壓降換熱系數(shù)隨逐漸增大，但增加幅度較??；在密封條寬度與間隙比在94．1%時，較無密封條時單位壓降換熱系數(shù)增加（8．05～17．8）%。

4 結(jié)論

（1）兩種六分扇形螺旋折流板換熱器的殼程換熱系數(shù)、壓降均隨殼程Re的增加而增加；而密封條的存在，使90°扇形六分螺旋折流板換熱器殼程側(cè)的換熱系數(shù)較60°扇形六分螺旋折流板換熱器增加（1．28～4．09）%，而壓降增加（1．4～4．02）%。（2）密封條寬度與間隙比值越大，殼程的換熱系數(shù)也越大，壓降也隨之增加：當(dāng)比值低于50%時，對換熱系數(shù)的影響較?。划?dāng)比值大于50%后，換熱系數(shù)變化較大。當(dāng)比值達(dá)到94．1%時較無密封條時換熱系數(shù)和壓降分別增加（4．55～10．1）%和（6．4～14．92）%。（3）當(dāng)密封條寬度與間隙比值為94．1%時，單位壓降換熱系數(shù)最大，較無密封條時單位壓降換熱系數(shù)增加（8．05～17．8）%；故可認(rèn)為，當(dāng)密封條寬度與間隙比值達(dá)到一定程度時，可有效地強(qiáng)化傳熱。

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