某型柴油机换热器设计及仿真分析

韩荣，蒋炎坤，陈烨欣

华中科技大学 能源与动力工程学院，湖北 武汉 430074

0 引言

换热器将热流体的部分能量传递给冷流体实现降温或加热，在石油化工、能源动力等诸多行业应用广泛[1-2]。换热器种类较多，根据结构形式可分为喷淋式换热器、沉浸式蛇管换热器、板式换热器和管壳式换热器[3-4]，其中管壳式换热器结构简单、造价低廉、选材广泛、高温工况适应能力强，且可靠性高[5-6]，在气-液热交换中使用较多。

目前水下动力装置多采用柴油机，中高负荷时，由于排气温度过高，导致隐身性能下降，因此需要设计独立的排气降温系统，换热器应用在水下动力装置冷却上的研究较少。本文中根据某水下工作柴油机排气冷却需求，对管壳式换热器进行设计和仿真分析。

1 换热器设计

柴油机高温烟气在管壳式换热器中与水进行热交换，经过冷却后通过管道排向大气。为使换热更均匀，要求废气在管外流动、冷却水在管内流动。设计的换热器主要技术参数为：进口排气温度为550 ℃，出口温度低于180 ℃，废气在换热器中压损小于6 kPa，换热器主体尺寸长宽高分别不大于1000、400、400 mm。系统设计总体思路为：满足结构尺寸要求条件下，排气温度尽可能低，换热器中压损尽可能小。

1.1 管壳式换热器计算

1.1.1 确定定性温度与物性参数

排气入口温度为550 ℃，出口温度为180 ℃；冷却水入口温度为25 ℃，出口温度为60 ℃。对于一般气体和水等低黏度流体，其定性温度可以取流体进、出口的平均温度[7]。排气定性温度tm1=365 ℃，水的定性温度tm2=42.5 ℃。本文中以废气和水分别代替热、冷流体，根据定性温度查表[8]可得废气的定压比热容为Cp1=1.140 8 kJ/(K·kg)，水的定压比热容为Cp2=4.174 kJ/(K·kg)。

1.1.2 估算流体流量

发动机排量为6.8 L，自然吸气转速为2000 r/min，进气温度为60 ℃，由质量守恒计算可得废气质量流量qm1=0.124 kg/s。

根据热平衡，换热功率

P=qm1Δt1Cp1=qm2Δt2Cp2，

(1)

式中：Δt1为气体温差，Δt2为冷却水温差，qm2为冷却水质量流量。由式(1)可得qm2=0.358 kg/s。

逆流情况下的理论温差

(2)

式中：Δtmax为冷、热流体进出口温差的较大值，此处为气体进出口温差；Δtmin为冷、热流体进出口温差的较小值，此处为冷却水进出口温差。

平均有效温差

Δtm=ΨΔt1m,c，

(3)

式中Ψ为温差修正因子。由式(2)(3)可得，Δtm=87.23 K。

理论传热面积

(4)

式中：K为水与气的对流传热系数,K约为20～70 W/(m2·K)，考虑换热器中还存在部分冷凝换热，传热系数进一步增大，取K=110 W/(m2·K)。

由式(4)可得，F0=5.45 m2。

1.2 管壳式换热器内部结构参数

壳体外部宽度W0=360 mm，外部高度H0=360 mm，外壳体厚度δ0=6 mm，则壳体宽度W1=348 mm，高度H1=348 mm。换热管管束外径d0=25 mm，管心距d1=32 mm，换热管厚度δ1=1.5 mm，假设管数n=109。

实际换热面积

F1=nπd0L0，

(5)

式中：L0为换热管的长度，L0=650 mm。

由式(5)可得，F1=5.6 m2。

管束采用正三角形布置方式，气体流动方向垂直于其中的一条边，同时为增强换热器的换热能力，采用弓形折流板以加强热流体对管束的横向冲刷，流动死角小，结构简单[9-10]。弓形折流板的缺口高度和板间距是影响传热效果和压损的2个重要因素。缺口高度一般为内部尺寸的20%～45%，此处取缺口高度h=140 mm[11]。

1.3 管壳式换热器设计

换热器整体设计如图1所示、剖面图如图2所示。柴油机排出的高温烟气经过红色管壳式换热器，被冷却降温后排向大气。

图1 换热器整体设计图 图2 换热器剖面图

2 仿真分析

2.1 边界条件及初始化条件

模型材料采用304不锈钢，模拟计算时，管壳式换热器的边界条件主要为进口、出口、壁面、接触面热阻及流固耦合面边界条件[12]。入口边界条件为：分别设置在管侧和壳侧的2个入口处，方向与入口的法向方向平行；壳侧和管侧的边界条件都设置为质量流量和流体温度。出口边界条件为:壳侧设置为压力出口，管侧为环境压力出口。耦合边界条件为：管侧和壳侧的流固耦合面上，管侧与壳侧的流体温度分別与自身一侧的壁温相等。壁面边界条件为：在管壁和折流板的流固结合面上，定义为无滑移、光滑和绝热壁面[13-14]。具体边界条件参数如表1所示。

表1 边界条件

2.2 流体仿真计算结果分析

利用SolidWorks中的Flow Simulation模块迭代计算，计算结果如表2所示。换热器内部压力迹线如图3所示(图中单位为Pa)，温度迹线如图4所示(图中单位为K)。

表2 仿真计算结果

图3 换热器内部压力迹线 图4 换热器内部温度迹线

由表2可知:1)壳侧出口平均温度为161.94 ℃，壳侧出、入口温差为388.06 ℃；管侧出口平均温度为62.30 ℃，温差为37.30 ℃；2)壳侧出口平均压力为107.275 kPa，壳侧出、入口压差为5.95 kPa，低于设计要求的6 kPa，换热器的总体设计满足要求。

由图3、4可知：换热器中冷却水的温度和压力变化较小，说明该设计中水的质量流量可以满足换热需求；废气温度和压力均沿着壳程流体流动方向不断降低，每经过一个折流板，会产生明显的温降和压降；在折流板根部与壳体连接处无迹线经过的区域较小，说明流动死区较小。

3 换热管布置方式对换热器性能的影响

不同换热管排布方式影响换热器换热能力和整个系统沿程阻力，导致压损不同[15]。为了得到压损更小的设计方案，进一步探究不同换热管布置方式对换热器性能的影响。常见换热管布置方式有正三角形、转角三角形、正方形和转角正方形4种排列方式[16-17]，如图5所示。

a)正三角形 b)转角三角形 c)正方形 d)转角正方形图5 换热管布置方式

不改变管径、管心距等参数，探究不同布置形式对换热管换热能力的影响。换热器外形确定时，不同布置形式下换热器的最大换热管数量不同，转角三角形和正三角形布置时换热管为109根，正方形布置时为96根，转角正方形布置时为97根；正方形布置形式换热管的管缝之间更均匀，容易清洗换热管外表面，适用于冷流体易造成杂质粘附管壁的情况。边界条件等参数保持不变，对不同布置方式下的换热效果进行仿真计算，结果如表3所示。

表3 不同布置方式的仿真结果

由表3可知：1)当换热器外壳为圆柱形，布置形式为正三角形和转角三角形时，换热管数量比正方形和转角正方形多；2)不改变管径和管心距的条件下，正三角形和转角三角形的布置形式的换热器由于换热管数量较多，换热效果较好；3)采用正三角形和转角三角形布置且换热管数相同时，正三角形布置方式换热器的温降更大，同时压损也更大。这是由于气体流入时，与换热管接触更多，使得换热效果较好，压损也较大。所以当优先考虑压损时，可选择转角三角形布置形式；当优先考虑温降时，可选择正三角形布置形式。

4 结论

通过理论分析和仿真计算，设计了一款满足工程需求的换热器，并计算了管壳式换热器正三角形、转角三角形、正方形和转角正方形4种布置方式的换热管流体的温降和压损。换热管外形确定后，由于正三角形和转角三角形布置方式的换热管数量较多，可以增大换热面积，提升换热效果；正方形布置形式换热管的管缝之间更均匀，适用于冷流体易造成杂质粘附管壁的情况。相比转角三角形布置方式，正三角形布置方式换热器效果更好，但压损更高。因此，在工程设计中应根据换热与压损平衡选择换热管布置方式。