异形仿生换热器壳侧对流换热的高效低阻特性研究

刘辰玥，郑通，刘渊博，温荣福，陈凯，马学虎

（1 辽宁省化工资源清洁利用重点实验室，大连理工大学化学工程研究所，辽宁大连 116024；2 武汉第二船舶设计研究所，湖北武汉 430205）

引言

海洋船舶工业技术升级是我国实现“海洋强国梦”和建设“21 世纪海上丝绸之路”的重要保证。随着海洋船舶工业从无到有、跨越发展到如今的探索超越这三大阶段，能量动力系统升级是其更新换代的主要驱动力。据了解，我国现有船舶的功率密度比美国和俄罗斯等国低20%以上。因此，研制高效的动力换热系统，提高海洋船舶工业的经济性、环保性等核心性能是各国追求的共同目标。除此之外，对于石油钻井平台等领域的发展也具有重要意义。

近年来，国内外学者提出了管壳式换热器综合性能的提升策略，开发出了螺旋折流板[1-10]、分区挡板[11-15]、类梯形折流板[16-20]等，探究了壳程折流板形式与设计参数对于换热器综合性能的影响。其中，螺旋折流板可以避免弓形折流板换热器内部形成的锯齿状流动，近似理想螺旋流形态体现了场协同性，其单位压降传热系数约为弓形折流板的1.3～1.5 倍[21]；花挡板结构同样可以在壳程产生近似螺旋流，减少壳侧内部流动的停滞区[22]。在相同条件下，花状折流板换热器的综合效率比弓形折流板换热器高20%～30%[13]。上述研究对象均为传统的圆柱体型管壳式换热器，占地空间较大，换热系统的集成性较低，对于空间有限的海洋船舶和海上平台等并不适用。同时，为了进一步降低换热系统的能源消耗，相关学者研究了采用自流循环系统为换热器提供冷却水，即利用船体航行时与海水相对运动产生的压力差来抽吸海水，使海水以一种“自流”的形式流过换热器壳程[23]。由于“自流式”流体的压力有限，对换热器的壳程压降提出了更高的要求。

综上，目前对于高效低阻换热器的开发设计仍存在挑战，主要困难在于提高换热效率的同时实现减阻。因此，本文针对受限空间内的换热器进行异形结构化设计，探究壳侧高效换热和低流阻特性，并通过优化折流板类型提出增效减阻方案，系统考察结构和操作条件对换热器性能的影响规律。

1 异形仿生换热器的数值模拟

本文受鲨鱼鳃裂结构启发[24]，通过在换热器壳程添加与鲨鱼鳃结构相似的折流板，减小边界层内的速度梯度，设计了异形仿生换热器，如图1 所示。将换热器嵌入船体，可以大幅释放空间，提高换热器的集成性。同时，在换热器壳程添加了不同类型的折流板，模拟分析了换热器壳侧流场、压力场和温度场的变化，提出了增效减阻设计方法，为实际应用和设计分析提供指导。

图1 异形仿生换热器设计思路Fig.1 Design structure of special-shaped heat exchanger with bionic structures

1.1 物理模型

本文选取异形仿生换热器的一个特征单元进行数值模拟，异形仿生交错类折流板换热器和隔板类换热器结构如图2所示。在弓形折流板和交错类折流板换热器中，流体从y轴正方向进入，流向y轴负方向，从x轴负方向流出。其中，流体分别流经图2(b)、(c)中折流板②与④时，从z轴负方向上和正方向上的缺口处即图中绿色区域流过。在隔板式换热器中设置有进口和出口集水箱，流体从z轴正方向进入，流向z轴负方向，从x轴负方向流出。在数值研究中，对换热器物理模型进行如下简化：忽略管板厚度、管箱等换热器其他部件，仅保留换热管束、折流板等与换热器壳程流动和传热相关的部件。异形仿生换热器设计参数、交错折流板换热器内部设计参数以及隔板换热器设计参数如表1～表3所示。同时，换热管排布方式和进口间隙结构如图3所示，沿圆弧法线方向叉排，排与排之间相差5°。其中，图2(c)中折流板①为进口间隙折流板，根据《GB/T 151—2014 热交换器》中关于流体诱发振动和换热管固定等章节[25]，通过计算证明了进口间隙这一结构不会使得换热管束产生振动等现象。图2(d)、(e)中的隔板结构与鲨鱼鳃丝结构相似，受内置隔板作用，异形仿生隔板类换热器内部被拆分为四个换热模块。隔板的存在不仅解决了管板的承压固定和振荡问题，同时改变了流体在壳程内的流动形式，促使壳程流体全部以横掠管束流动的形式流过壳程内的各个流道，与换热器壳壁结构融合。

图3 异形仿生换热器中换热管排布和进口间隙示意图Fig.3 Arrangement of heat exchange tubes and inlet clearance in special-shaped heat exchanger with bionic structures

表1 异形仿生换热器外壳与换热管设计参数Table 1 Tube and shell design parameters of special-shaped heat exchanger with bionic structures

表2 异形仿生弓形折流板、交错折流板和进口间隙交错折流板换热器内部设计参数Table 2 Internal design parameters of SSBHX-SG，SSBHX-ST and SSBHX-CST

表3 异形仿生扇形隔板和阶梯式隔板换热器设计参数Table 3 Design parameters of SSBHX-FA and SSBHX-LA

1.2 网格划分与无关性验证

该异形仿生换热器结构较复杂，若采用结构化网格，易使部分网格扭曲度过大，影响计算准确度，本文利用CFD 前处理软件ICEM CFD，采用非结构化的Tet/Hybrid（四面体/混合）网格单元对计算域进行网格划分。为了提高换热管附近区域的网格精度，对换热管附近的网格加密，以提高网格质量及计算精度。图4是异形仿生换热器壳程侧的局部网格结果和加密结果。网格无关性验证确定网格数在900 万～1100 万之间。同时，以隔板式换热器为例，参考文献中所利用的茹卡乌斯卡斯公式计算换热器壳程传热系数[26-27]，将数值模拟与理论计算结果进行对比，不同流速下，二者之间误差仅约为4%，证明了数值模拟所用的模型和方法的正确性，进而计算结果可靠。

图4 异形仿生换热器网格划分及边界层加密示意图Fig.4 Mesh generation and boundary layer of special-shaped heat exchanger with bionic structures

1.3 数学模型和边界条件设定

本文采用CFD商用软件FLUENT 16.1进行数值模拟。在模拟过程中，选用SIMPLE 算法进行求解，模型中各参数均采用FLUENT中的默认值。进口温度为298.15 K，管壁恒温为311.15 K，其余绝热；选择适用于湍流流动的标准k-ε模型进行计算；边界条件设定中，壳程流体进口采用速度进口，出口选用压力出口；壳侧流体为海水，采用上进下出的方式；由于流体采用自流式流入，因此流速参考我国船舰通用航速及海水静流速[23]，分别按照0.5、0.8、1.1、1.4、1.7 和2 m/s 进行设置。动量、能量、湍流动能和湍流耗散率离散采用二阶迎风格式，求解器使用FLUENT 双精度求解器以提高计算精度。表4 是模拟工质海水在305 K的物性参数[28]。

表4 壳侧流体的热物性参数Table 4 Thermophysical parameters of shell side fluid

1.4 换热器性能评价指标

本文选择五个参数来评价换热器的性能，分别是换热器效能ε、传热系数h、壳程进出口压降Δp、单位压降传热系数η以及综合性能评价指标PEC，具体计算式如下。

（1）换热器效能[29]

（2）传热系数

（3）壳程进出口压降

（4）单位压降传热系数

（5）综合性能评价指标[30]

其中，Nusselt数

摩擦因子

Reynolds数

PEC（performance evaluation criteria）是参照多数工况下输送功率同速度的三次方成正比原则，无量纲化后所提出来的综合性能评价指标，具体是指在相同的Reynolds 数下，当流体的物理性质和换热面积不变，基于相同泵功率消耗下对所传递的热量进行比较，PEC 的临界值为1。PEC 数值越大，表明强化传热效果越好。

2 模拟结果分析与讨论

2.1 换热器壳侧流场对比分析

图5给出的是弓形折流板与交错折流板换热器壳侧的三维流场。可以发现，交错折流板换热器壳程流体的流速比弓形折流板换热器低，即壳体内部的流动性下降；在仿生换热器较大的高宽比流动限制及交错折流板导流效应共同作用下，交错折流板换热器在折流板①与③背后存在一定的流动死区（图5 中椭圆标注框），而流体流向折流板②与④背后则产生纵向旋涡现象，较弓形折流板形成较强的冷热流体混合和湍动效果，流体在该区域充分换热。进一步将异形仿生换热器内部的宏观流动形态分为两类：弓形折流板换热器内的典型锯齿流动形态[31]和交错类折流板换热器形成的径向螺旋流动形态。

图5 弓形折流板换热器与交错折流板换热器壳侧的三维流场示意图（v=2.0 m/s）Fig.5 3D streamlines of shell side of SSBHX-SG and SSBHX-ST(v=2.0 m/s)

为进一步优化流场分布，采用进口间隙折流板消除折流板①后死区，通过比较交错折流板与进口间隙交错折流板换热器进口段流场的变化，得出了速度矢量叠加压力云图，见图6。发现由于进口折流板与换热管之间间隙的存在，部分流体通过间隙流向折流板背后，剩余流体对于换热管的冲击减小，促使进口处剩余流体的流速会有所降低，进口段阻力下降。由此产生的“间隙流”改善了折流板两侧流体的流场分布，同时这种流动形式和交错折流板换热器内形成的径向螺旋流动相结合，进一步降低了换热器壳侧压力损失。

图6 异形仿生交错折流板和进口间隙折流板换热器壳侧某一截面速度分布与速度矢量叠加压力云图（v=2.0 m/s）Fig.6 Shell side velocity distribution and vector superimposed pressure drop on a section of SSBHX-ST and SSBHX-CST (v=2.0 m/s)

图7给出了异形仿生隔板换热器壳侧三维流场的具体结果。在图7(a)中，流体流入换热器内，在集水箱内出现明显分流，在扇形折流板的限制作用下，流体在折流板间形成的流道内平行流动，但很难保证流道内的均匀分布，形成外侧两流道流速较高、内侧流道流速较低的流动方式。较低流速无法形成高效热量交换，因此，造成整个换热器内换热不均匀。通过将内部扇形隔板设计为阶梯式隔板，降低进口区域下方扇形折流板的高度[图7(b)]，流体顺利流经进口段下方区域，有效地改善下方流动区域内流体的流动迟缓现象，保证各流道内流动均匀，提高内侧流道流速，减低对流传热阻力，提高管外的换热效率。

图7 异形仿生扇形隔板和阶梯式隔板换热器壳侧三维流场变化（v=0.5 m/s）Fig.7 3D streamlines of shell side of SSBHX-FA and SSBHX-LA(v=0.5 m/s)

2.2 换热器壳侧压力场对比分析

将异形仿生弓形折流板和交错折流板换热器壳侧的压力分布情况进行对比分析，结果如图8 所示。发现与弓形折流板换热器相比，交错折流板换热器入口处压力较低，由入口扩缩及换热管阻碍形成的入口效应较弱，沿流动方向压降变化较小，无明显的压力突变过程，整个过程流动阻力较小；在流速为0.5 m/s 的情况下，交错折流板换热器壳侧的进出口压降约为580 Pa，与弓形折流板换热器相比，降低了48%，说明交错折流板换热器中折流板缺口位置的改变可达到壳侧低阻这一特性，节约能耗。

图8 异形仿生弓形折流板和交错折流板换热器壳侧压力分布云图（v=0.5 m/s）Fig.8 Shell side pressure contour of SSBHX-SG and SSBHX-ST(v=0.5 m/s)

由于入口效应造成换热器进口段压降损失最大，因此在进口处的折流板与换热管之间加入间隙结构，对比交错折流板和进口间隙交错折流板换热器壳侧的压力变化，如图9 所示。由于间隙结构的引入，使得在换热管与折流板之间形成局部低压区，流体在进口处可沿间隙进行流动，造成主体流动的局部泄漏效果，主动泄漏流的存在显著降低了进口处的阻力。结合数据分析，三种换热器的壳侧压力变化曲线如图10所示，交错类折流板换热器的压降变化比弓形折流板换热器更为均匀，且进口间隙交错折流板的壳侧阻力损失较交错折流板换热器降低了约12%。

图9 异形仿生交错折流板和进口间隙交错折流板换热器壳侧压力分布云图（v=0.5 m/s）Fig.9 Shell side pressure contour of SSBHX-ST and SSBHX-CST(v=0.5 m/s)

图10 异形仿生弓形折流板、交错折流板和进口间隙交错折流板换热器壳侧压力变化曲线（v=0.5 m/s）Fig.10 Shell side pressure curve of SSBHX-SG,SSBHX-ST and SSBHX-CST(v=0.5 m/s)

图11 给出的是异形仿生隔板类换热器壳侧的压力分布云图，发现两种换热器的进出口压降变化较小，平均为200 Pa 左右，与弓形折流板和交错类折流板换热器相比，在进口流速为0.5 m/s 时，压降分别下降了约82%和65%，这是由于隔板换热器壳侧流体在流动过程中所产生的阻力损失只包含横掠管束流动阻力和流体流经隔板所形成的沿程阻力，并没有弓形折流板和交错类折流板换热器中折流板缺口处对流动所造成的阻力损失。由此可见，隔板换热器在减阻方面具有明显优势。对比分析两种隔板换热器，整体压力分布差异并不明显，但是由于阶梯式隔板的引入，使得流体沿流动方向更早地达到压力分布均匀（图11中标注框）。

图11 异形仿生扇形隔板和阶梯式隔板换热器多截面组合壳侧压力分布云图（v=0.5 m/s）Fig.11 Shell side pressure contour of SSBHX-FA and SSBHX-LA(v=0.5 m/s)

2.3 换热器壳侧温度场对比分析

异形仿生弓形折流板和交错折流板换热器壳侧温度分布情况如图12 所示。可以发现靠近入口段，壳侧流体的温度变化情况较为类似，而随着第二块折流板缺口位置的改变，在交错折流板换热器中，流体在流经后续区域的过程中，流速的降低使得流体的温度上升趋势不如弓形折流板换热器，结合三种换热器的壳侧等温分布结果（图13），壳程进出口温差分别约为10、9 和8 K，换热器效能分别为0.78、0.70 和0.69，表明交错折流板换热器的传热效率略低于弓形折流板换热器。对比交错折流板和进口间隙交错折流板换热器的等温分布情况与效能高低，表明间隙流这一流动形式对于整体的传热影响不大。

图12 异形仿生弓形折流板和交错折流板换热器壳侧温度分布云图（v=0.5 m/s）Fig.12 Shell side temperature contour of SSBHX-SG and SSBHX-ST(v=0.5 m/s)

图13 异形仿生弓形折流板、交错折流板和进口间隙交错折流板换热器特定截面壳侧等温图（v=0.5 m/s）Fig.13 Temperature contour of multi section combined shell side of SSBHX-SG,SSBHX-ST and SSBHX-CST(v=0.5 m/s)

进一步分析，取两个折流板中间处截面的平均温度值，绘出壳程各区域平均温度变化曲线，如图14 所示。发现三种换热器的进口折流板前后区域温差变化均较大，而在交错类折流板换热器中，第一块折流板之后的流体流动区域间温差变化比弓形折流板换热器的温差变化更为均匀，这一现象表明壳程流体流向的改变可以使得温差均匀性程度增加；同时，在进口间隙流的作用下，流体在流经第一块折流板之后区域的平均温度值明显降低（图14中标注框），对整体的传热性能有一定的影响。

图14 异形仿生弓形折流板、交错折流板和进口间隙交错折流板换热器壳程各区域平均温度变化曲线（v=0.5 m/s）Fig.14 Shell side average temperature curve of SSBHX-SG,SSBHX-ST and SSBHX-CST(v=0.5 m/s)

隔板类换热器壳侧温度分布情况如图15所示。隔板高度降低后，阶梯式隔板换热器进口位置下方流体沿横掠管束流动方向流动，并与换热管壁之间充分换热，该流道内换热情况明显好于扇形隔板换热器（图15中红色区域）。结合具体数据进行分析，在流速为0.5 m/s 的情况下，扇形隔板换热器和阶梯式隔板换热器的效能分别为0.47 和0.49，相较交错折流板换热器，隔板类换热器的传热效能略低，但其在减阻降低流动损失方面具有很大的优势。

图15 异形仿生扇形隔板和阶梯式隔板换热器壳侧温度分布云图（v=0.5 m/s）Fig.15 Shell side temperature contour of SSBHX-FA and SSBHX-LA(v=0.5 m/s)

2.4 换热器综合性能对比

图16 给出了两组共五种换热器在不同的Reynolds数下传热系数和壳程压降的变化。从图中可明显发现五种换热器壳程传热系数和进出口压降均随着Re的增大而增大，传热系数的增长趋势逐渐趋缓，而压降的增长趋势逐渐加快。进一步对比分析，发现弓形折流板换热器的传热性能和壳程阻力大于其他四种换热器，这是因为弓形折流板结构是以牺牲阻力损失来达到较高传热作为设计目标；而交错折流板结构和隔板结构均是以减小换热器壳程阻力作为主要研究目标，在此基础上进一步强化换热。

图16 五种换热器壳侧传热系数和壳程压降随Reynolds数的变化曲线Fig.16 Heat transfer coefficient and pressure drop curves of five heat exchangers with various Reynolds number

同时，对比分析以上五种换热器的单位压降传热系数随Reynolds数的变化情况（图17），发现阶梯式隔板换热器的单位压降传热系数高于其他四种换热器，表明其在等压降前提下更为优异的传热性能。

图17 五种换热器单位压降传热系数随Reynolds数的变化曲线Fig.17 Heat transfer coefficient per pressure drop curves of five heat exchangers with various Reynolds number

以弓形折流板换热器作为评价基础，将换热器综合性能评价图划分为强化传热不节能区（图18中虚线下方区域）和强化传热节能区（图18 中虚线上方区域）。

图18 换热器综合性能随Reynolds数的变化曲线Fig.18 Performance evaluation curves of heat exchanger with various Reynolds number

当Reynolds 数低于15000（仍处于湍流状态）即流速低于0.63 m/s 时，交错类换热器和隔板类换热器的PEC 值均低于1，表明两组换热器在相同泵功率消耗下所传递的热量均低于弓形折流板换热器，说明在此工况下，应继续采用普通的弓形折流板换热器；当Reynolds 数在15000～35000 之间即流速位于0.63～1.46 m/s 时，隔板类换热器的PEC 值仍然小于1，依旧位于强化传热不节能区，但是交错类折流板换热器PEC 值大于1，位于强化传热节能区，且进口间隙交错折流板换热器的综合性能比弓形折流板换热器高出约12%，因此在此工况下，船舶工业中应用进口间隙交错折流板换热器可达到强化传热目的的同时，减少壳侧阻力的损失，降低成本，节约能耗；当Reynolds 数大于35000 即流速高于1.46 m/s时，四种换热器均可位于强化传热节能区，且阶梯式隔板换热器的综合性能递增趋势明显，较弓形折流板换热器提升了约5%，相比于弓形折流板换热器和交错类折流板换热器，阶梯式隔板换热器更加适合应用在对于壳侧压降要求更高的环境中；而交错类折流板换热器的综合性能随Reynolds数的增加有趋缓的趋势，可以发现其PEC 值存在一个极值点，即Reynolds数约为40000时（v≈1.67 m/s）。

3 结论

（1）通过在异形仿生换热器内设计交错折流板，使流体以径向螺旋流动形式流经换热器壳程内部，促进了流体与换热管壁的充分接触，同时引入“间隙流”，在保证传热性能的基础上，减小压降损失。当Reynolds数在15000～35000之间，即流速在0.63～1.46 m/s时，进口间隙交错折流板换热器的高效低阻特性优势明显，高出弓形折流板换热器约12%。

（2）结合异形仿生换热器的特殊形状，利用隔板将换热器内部划分为多个换热模块，保证流体在壳程内部只存在横掠管束的流动方式，显著降低换热器壳程阻力，在流速为0.5 m/s 时，较弓形折流板和交错类折流板换热器，壳程压降分别下降了约82%和65%。当Reynolds 数大于35000 即流速高于1.46 m/s 时，阶梯式隔板换热器的综合性能优势更明显，比弓形折流板换热器提升约5%，可适用于对壳程压降要求更高的应用环境。

（3）通过对比四种换热器，依据实际工况条件变化，提出了异形仿生换热器的综合性能评价图，并将其划分为强化传热不节能区和强化传热节能区，为未来海洋工程和石油钻井平台等领域的实际应用提供了指导。

符号说明

A——传热面积，m2

cp——比热容，J/(kg·K)

de——水力学直径，m

f——摩擦因子

h——壳程传热系数，kW/(m2·K)

L——换热管长度，m

Nu——Nusselt数

PEC——综合性能评价指标

p——压降，Pa

Δp——进出口压力差，kPa

Q——传热速率，W

qm——质量流量，kg/s

Re——Reynolds数

T——温度，K

ΔTm——对数平均传热温差，K

v——壳程进口流速，m/s

λ——热导率，W/(m·K)

μ——黏度，Pa·s

ρ——密度，kg/m3

下角标

i——换热器壳侧流体入口

l——海水

max——最大换热量

o——换热器壳侧流体出口

real——实际换热量

s——换热管壁

0——异形仿生弓形折流板换热器