太原理工大学环境科学与工程学院 许晓红  雷勇刚  田琦

     【摘  要】管壳式换热器是暖通空调、能源动力行业中的主要换热设备，优化其结构，提高其效率，对节能减排具有重要意义。本文提出新型外螺旋折流板内斜百叶片的双壳程管壳式换热器结构，建立三维物理模型，对其进行流动结构、传热和阻力特性的三维数值模拟研究；同时，分析了内壳体中折流板片数对其特性的影响。结果显示，双壳程管壳式换热器的壳侧流场均匀，相同降压下的传热系数平均高于同结构的弓形折流板换热器20.4%；在所研究范围内，换热器性能在每组折流板片数为2时最好。

    【关键词】管壳式换热器；斜百叶片；双壳程；传热；阻力

    基金项目：国家自然科学基金（U1510136）；山西省回国留学人员科研资助项目（2016-031）

Abstract: The shell-and-tube heat exchanger is the main heat exchange equipment in the HVAC, energy and power industries. It is important to optimize its structure and increase its efficiency for energy conservation and emission reduction. A novel double shell-pass shell-and-tube heat exchanger combined with discontinuous helical baffles in the outer shell pass and louver baffles in the inner shell pass is proposed in this paper. This paper establishes a three-dimensional numerical model, conducts three-dimensional numerical simulation of heat transfer and resistance characteristics, and analyzes the influence of the number of louver baffles in the inner shell pass to its characteristics. The results show that the shell-side flow field of the double-shell shell-and-tube heat exchanger is uniform, and the heat transfer coefficient at the same pressure drop is on average higher than that of shell-and-tube heat exchanger with segmental baffles with the same structure by 20.4%. Within the scope of the study, the performance of heat exchanger is best when the number of baffles in each group is two.
Key: Shell and tube heat exchanger, Oblique louver, Double shell, Heat transfer, Resistance.

引  言

    管壳式换热器因其结构简单，加工制造方便，工作可靠，适应强等优势成为换热器中应用最广泛的一种，是暖通空调、化工、石油、动力、食品及其它许多工业部门的通用设备，在生产中占有重要地位。提高管壳式换热器性能可有效达到节能减排的目的。优化换热器结构，针对换热器特性开展研究对节能降耗具有重要意义。

    从20世纪开始，研究工作者对管壳式换热器进行了广泛的研究。在研究初期，主要以垂直弓形折流板管壳式换热器为主，研究壳侧管束排列方式、折流板缺口高度、间距及泄露旁路、挡板角度对壳侧压降和换热的影响^[1-5] 。研究表明，传统的弓形折流板管壳式换热器壳程压降高，流动死区大，泵功消耗大^[6,7] 。随后，在此基础上又陆续出现了双弓形、三弓板、四弓板等形式的管壳式换热器，这些形式将流体分成多股平行束，使壳侧流场均匀化得到了加强。但是其加工制造复杂，尤其多弓板时更是如此^[8-10] ，本身的结构形式制约了它的发展。

    20世纪末，相关学者提出整圆形折流板，该流体将流动变为纵向流动，消除死区，提高流速，利用管壁与孔板间圆环间隙形成射流。但该结构增大直径，缺乏管子支撑结构，抗振性能差^[11] 。为进一步改进，又有学者提出矩形孔、异形孔等形式的折流板。2012年，陈亚平^[12]等对正方形、三角圆头孔、网状孔、六角梅花孔隔板换热器的传热性能和压降性能进行了测试实验。结果表明：除了网状孔隔板换热器的壳侧换热系数与弓形折流板相当外，其余形式的传热系数和综合性能均不及弓形折流板换热器。20世纪60年代，有学者提出了螺旋折流板换热器思想，旨在将壳侧流体由纵向或蛇形横向流动方向改变为螺旋状流动。但由于连续螺旋曲面的加工及安装难度大。20世纪80年代捷克科学家发明了非连续的1/4螺旋折流板，采用一系列1/4扇形折流板代替螺旋曲面^[13] 。之后，大量国内外研究学者采用数值模拟和实验研究，对螺旋折流板进行了系列研究。结果表明，螺旋折流板换热器的单位压降的换热系数性能要优于弓形折流板 ^[13-15] 。2008-2017年间，国内王秋旺^[16-18]等人提出组合式多壳程螺旋折流板换热器，外壳程采用连续螺旋折流板，内壳程采用弓形折流板或连续螺旋折流板，并采用模拟和实验的方式对其进行研究，结果表明双壳程螺旋折流板换热器的综合性能较弓形折流板管壳式换热器是有明显提高的。

    本文提出一种全新的结构形式——双壳程外螺旋折流板内斜百叶片管壳式换热器，并对此结构形成的壳侧流动进行理论分析及数值仿真，针对其传热特性和阻力特性展开研究，旨在得到高效低阻的结构形式，减少能量消耗。

1 几何模型及其数学描述

    1.1 几何模型

    双壳程管壳式换热器和弓形折流板管壳式换热器模型见图1，内部结构如图2所示。换热器壳体内径D=280mm，有效长度L=1600mm，换热管数n=67，外螺旋角β=20°，换热管直径为19mm，换热管间距为25mm，内壳体中4组折流板，每组折流板斜百叶片共3片，宽度30mm，绕其平行于长边的中轴线旋转倾角δ=45°。双壳程管壳式结构由外壳、螺旋折流板、内壳、斜百叶片折流板、内挡板及换热管组成，外壳程采用非连续螺旋折流板为导流片，内壳程采用斜百叶片折流板为导流片。

（a）双壳程管壳式换热器 

（b）弓形折流板管壳式换热器

    1.2 控制方程与边界条件

    通过三维数值模拟，对双壳程管壳式结构进行温度场、流场研究。数值计算采用标准k-ε湍流模型，采用Quick格式求解离散方程，采用Simple算法实现压力和速度的耦合计算，数值计算的控制方程如下：

    连续性方程 

    动量方程   

    能量方程   

    k方程   

    ε方程  

    （2）边界条件

    入口采用速度入口边界条件，给定均匀流速，给定入口温度T_in=298K和湍流度I=5%；出口采用压力出口边界条件；换热管束为恒壁温T_tube=338K，固体壁面采用不可渗透，无滑移边界条件。计算流体区域工质为水。

2 网格及有效性检验

    2.1 网格生成及网格独立性考核

    由于本文提出的新型双壳程管壳式换热器模型的结构复杂，拟使用如下网格结构形式：计算模型主体使用非结构化四面体网格，在流体壳程进出口管处使用结构化网格以减少网格数量，管壁周围采用自适应加密网格。本文选取五套细密程度不同的网格数进行独立性考核。当网格数为2352534时的计算结果与相邻两套网格的计算结果偏差小于1%，综合考虑时间与计算精度，采用该套网格数进行计算。数值计算收敛标准为连续性方程和动量方程中变量的相对残差小于10e-06，能量方程中变量的相对残差小于10e-08。

    2.2 数值模型的有效性验证

    本文提出的新型双壳程管壳式换热器目前还没有公开发表的实验数据或计算方法作为参考，因此对具有相同几何参数的弓形折流板换热器，在相同的运行工况下，对其壳程流场进行数值模拟。采用经典的Bell—Delaware法^[19]计算其壳程压降，结果如图3所示。

    可以看出，数值模拟中压降升降趋势与Bell-Delaware法中的计算数据保持一致，两者压降结果最大差值小于15%，此差值是由于实际工程中存在折流板与管束及壳体间存在间隙而导致的漏流。压降结果的差值在允许范围内，两者结果基本吻合，说明本文所采用的计算方法可靠有效。

3 计算结果与分析

    3.1 双壳程管壳式结构的局部流场

    图4为双壳程管壳式结构的内壳程局部截面流场图，内壳程每组斜百叶折流板片数分别为2、3、4，质量流量M=2.5kg/m。由图4可以看出，壳侧流体由外壳程进入内壳程后，由于倾斜的百叶片折流板组，流体分为多股斜向冲刷管束，促进主体流体和壁面边界层流体充分混合，强化换热，减小和部分消除了壳侧流动死区；减小了流体由于横向阻挡和突然转向而产生的动能损失，进而减小其泵功消耗。当内壳程每组斜百叶折流板片数为2时，每组折流板缺口高度高，从其壳侧流场图可以看出其流场分布均匀，流体在通过第一组折流板组后流体流向改变并不明显，流动死区也相对较小。当内壳程每组斜百叶折流板片数为3时，每组折流板缺口高度减小，从其壳侧流场图可以看出流体在通过折流板组后流体速度明显减小，流体紊流度明显不如其他两者。当内壳程每组斜百叶折流板片数为4时，每组折流板缺口高度最小，流场图中可以明显看出折流板组后存在明显涡流和流动死区，流体在折流板前后流向改变较大。

   

    3.2 双壳程管壳式结构与传统弓形折流板管壳式结构性能比较

    双壳程管壳式结构与传统弓形折流板管壳式结构的壳侧压降△P随质量流量的变化如图5所示。从图中可以看出，壳侧压降△P随质量流量的增大而增加，双壳程管壳式结构在相同质量流量下壳侧压降低于弓形折流板管壳式结构。在本文计算范围内，前者壳侧压降△P平均低于弓形折流板管壳式结构7.2%。在双壳程管壳式的结构中，外壳程中采用连续搭接的非连续折流板，诸多文献中已经证实，这种形式的折流板大大减小了壳侧阻力，内壳程中则采用了斜百叶片作为导流片，这种折流板大大减小了由于流体在折流板后方突然转向而造成的压降损失，与传统弓形折流板换热器相比，该结构形式改横向流动为纵向及螺旋流动，斜向冲刷管束，折流板处的形体阻力明显降低，使得沿程阻力下降。为了更好地对比和分析换热器特性的优劣，采用相同降压下的传热系数对其综合性能进行研究。传热系数h随壳侧压降的变化如图6所示。计算结果表明，双壳程管壳式结构相同压降下的传热系数比弓形折流板管壳式结构平均提高了20.4%，双壳程管壳式结构综合性能优于弓形折流板管壳式结构。双壳程管壳式换热器流场均匀，流体纵向冲刷管束，加强扰动，壳侧流体前后进入外壳程和内壳程，进行二次换热，加强传热。双壳程管壳式结构具有更高的传热效率，其节能效果显著。

    3.3 内壳程斜百叶片数对双壳程管壳式换热器性能的影响

    图7和图8是内壳程斜百叶片数N为2、3、4时总传热系数和压降随壳侧质量流量的变化图。可以看出，随着斜百叶片数的增加，总传热系数增大，壳侧压降随之增大。当每组折流板组片数增加，折流板组形成的缺口高度减小，折流板与内壳体间的流通面积减小，壳侧流体通过时速度增大，造成的紊流强烈，加强扰动，壳侧传热系数提高。同时，折流板与内壳体间的流通面积减小，壳侧流体在通过折流板组时流向改变增加，壳侧流体由此损耗的动能增加。

    图9是内壳程每组折流板片数为2片，3片，4片时的于相同压降下的总传热系数的变化图。在研究范围内，当内壳程每组折流板片数为2片时，相同压降下的总传热系数最高。从上一节的分析中可知，当内壳程每组斜百叶折流板片数为2时，每组折流板缺口高度最高，从其壳侧流场图可以看出其流场分布均匀，流体在通过第一组折流板组后流体流向改变并不明显，流动死区也相对较小。这些壳侧流场中表现出的优势使得其综合性能达到最优。

4 结论

    提出双壳程外螺旋折流板内斜百叶片管壳式换热器，开展外壳程采用非连续螺旋折流板、内壳程采用不同组数的斜百叶折流板的双壳程管壳式换热器的传热和阻力特性研究，主要结论如下：

    （1）双壳程管壳式换热器壳侧流场均匀分布，流动死区小，流体紊流度强。

    （2）相同质量流量下，双壳程管壳式换热器的压降△P平均低于弓形折流板管壳式换热器7.2%。相同压降下的传热系数比弓形折流板换热器平均提高20.4%。

    （3）研究范围内，双壳程管壳式结构相同压降下的传热系数在每组斜百叶片数N=2时综合性能最好。

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    备注：本文收录于《建筑环境与能源》2018年10月刊总第15期（第21届暖通空调制冷学术年会文集）。
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