无中心管连续螺旋折流板换热器性能研究

刘红姣，唐柳华，赵佳宁，王蓝欣,喻 聪，晋 梅

(1.江汉大学，武汉 430056;2.武汉过控科技有限公司，武汉 430084)

0 引言

管壳式换热器因其结构简单、可靠性好、通用性强、制造成本低等优势，广泛应用于石油炼化、化工生产、能源、食品加工、制冷和余热回收等多个行业[1-3]。换热器传热效率和流体压降的高低对节能环保至关重要。传统的管壳式换热器多采用弓形折流板，壳程流体在弓形折流板的引导下垂直于管束横向流动，增强了流体的湍动程度，提高了壳程传热速率，但流体在折流板背风面存在流动死区和流体返混，增加了流体的流动阻力，影响了管壳式换热器的综合传热性能[4]。

为了改善管壳式换热器壳程的流动状态，国内外许多学者对换热器壳侧结构进行了不断创新设计与改进[2-12]。其中1986年捷克科学家提出并由美国ABB LUMMUS公司制造的螺旋折流板换热器[13-14]，因壳程流体接近柱塞流,可以有效消除弓形折流板背风面流动死区以及后面的卡门涡，避免弓形折流板的返混现象，同时流体由于受到离心力作用流过换热管后会形成脱离管壁的尾流,使边界层得到充分分离，在很大程度上改善了壳程流体的流动和传热特性。 但是由于螺旋曲面加工困难、制造周期长、价格昂贵等原因，一直没有被市场广泛采纳。为了降低加工难度，多年来人们提出了各种不同型式的螺旋折流板支撑结构[2-7]，目前工业上采用较多的是四分扇形螺旋折流板和有中心管连续螺旋折流板[4-5]，但四分扇形螺旋折流板在搭接处的重叠和漏流问题一直得不到很好的解决，而有中心管连续螺旋折流板因为中心管的存在抑制了旋涡核心的产生，减弱了流体的换热。鉴于以上原因，管壳式换热器结构的创新和换热效率的提高仍然是目前研究的热点问题[15-17]。

本文在前人研究的基础上，通过长期实践，实现了无中心管连续螺旋折流板的工业化制造；在数值模拟优化的基础上，搭建无中心管连续螺旋折流板换热器与传统弓形折流板换热器对比研究试验台，探讨两种折流板换热器在传热系数、压降、场协同性与综合传热性能等方面的优劣，研究结果可为工业用无中心管连续螺旋折流板换热器结构开发和性能研究提供参考与借鉴。

1 试验研究

为了进行对比试验，分别试制了无中心管连续螺旋折流板和弓形折流板两种换热器，试验时两种换热器并联在管路中，试验装置如图1所示。

图1 试验装置

两种换热器壳体均采用透明有机玻璃制造，除折流板外，其余结构尺寸完全相同。其中，壳体规格为∅100 mm×2 mm;换热管采用无缝钢管，正三角形排列，换热管规格为∅10 mm×1 mm，换热管有效长度1 400 mm，共55根，管间距为12.5 mm。弓形折流板间距100 mm，折流板缺口高度25 mm，螺旋折流板的螺旋角为20°。折流板之间采用拉杆和定距管固定，拉杆直径∅8 mm，共4根，定距管规格为∅14 mm×2 mm。管程和壳程流体进出口管规格均为∅45 mm×2 mm。图2为试验用两种不同折流板换热器实物图。

图2 两种不同折流板换热器

1.1 试验系统与试验过程

1.1.1 无中心管的连续螺旋折流板结构

试验用无中心管连续螺旋折流板螺旋曲面为直纹曲面，螺旋折流板中心孔螺旋线趋向于直线，螺旋折流板上的管孔柱面均与中轴线平行。通过对圆环板进行拉伸、拼接完成螺旋基板的加工，采用内圈成形-内圈开孔、外圈成形-外圈开孔多次交叉组合的方法加工完成，其结构如图3所示。

图3 直纹曲面螺旋折流板示意

1.1.2 试验系统

本试验装置工艺流程如图4所示。换热器管程和壳程流体均为液态水，管程热水入口温度60 ℃，壳程冷水入口温度30 ℃，换热器管程和壳程进出口处分别设置了温度和压力传感器。试验时，热水在热水箱中被加热到目标温度且恒定后(其中设有5级热水加热器，当温度偏离热水目标温度±2 ℃时，自动切断或接通加热电源)，经离心泵送至换热器管程入口，在换热器中换热后流回热水箱。冷水箱中冷水经离心泵送至换热器壳程入口，在换热器中加热后被送至冷风机，被冷却到目标温度后(设有2级冷风机，当温度偏离冷水目标温度±2 ℃时，自动切断或接通冷风机电源)，再送至冷水箱。冷、热水逆流换热，流量均采用手动调节。

图4 试验装置流程

1.1.3 试验过程

(1)热流体走管程，冷流体走壳程。试验开始前，检查水箱液位以及所有管线、阀门与仪表。

(2)打开电加热开关，将热水箱中的水温加热到60 ℃。

(3)打开水泵和阀门以及冷热水循环系统，保持30 min，待系统温度恒定后开始试验。

(4)设定管程流量为8.0 m3/h，管程进口温度60 ℃，壳程进口温度30 ℃，调节螺旋折流板换热器壳程流量为1.91，2.40，2.86，3.49，4.05，4.40，4.81，5.58，5.97，6.61，6.92，7.41，7.93 m3/h。

(5)设定管程流量为8.0 m3/h，管程进口温度60 ℃，壳程进口温度30 ℃，调节弓形折流板换热器壳程流量为1.90，2.40，3.03，3.43，3.93，4.39，4.99，5.43，5.99，6.52，6.95，7.31，7.91 m3/h。

当壳程流体流量在1.9～8.0 m3/h变化时，壳程流体的雷诺数为3 000～13 000。每一个工况运行5 min。在数据显示中分别有实时数据和平均数据，实时数据为每0.5 s采集的数据，平均数据为此刻前采集的100组数据的平均值。若平均数据和实时数据相等且管程与壳程热平衡偏差在10%以内(数据采集系统自动计算)，则记录相应的试验数据，换热量取管程与壳程平均值作为试验的测定值。

1.2 试验数据处理与结果分析

1.2.1 数据处理方法

换热器总的传热系数K通过下式计算求取：

(1)

式中，K为总的传热系数，W/(m2·K)；Q为换热器的换热量，取管程和壳程换热量的平均值，W；A为换热面积，m2；Δtm为对数平均温度。

其中：

(2)

式中，Th1，Th2为热流体进、出口温度，℃；tc1，tc2为冷流体进、出口温度，℃。

壳侧对流传热系数αo通过下式计算求取：

(3)

式中，αi为管侧对流传热系数，W/(m2·K)；αo为壳侧对流传热系数，W/(m2·K)。

根据Dittus和Boelt公式[18]有：

(4)

式中，λ为换热管内热水的导热系数，W/(m·K)；di为换热管内径，mm；u为换热管内水流速度，m/s；ρ为换热管内热水的密度，kg/m3；μ为换热管内热水的黏度，Pa·s；Pr为换热管内热水的普朗特数，换热管内热水的上述物性参数取其进出口平均温度下的值。

由总传热速率方程(1)计算总传热系数K，由Dittus和Boelt公式(见式(4))计算管侧对流传热系数αi。由于两台换热器管程结构一致，故在管程流量相同的情况下，则换热器管侧对流传热系数相同，由式(3)可知，换热器总的传热系数的变化和壳侧对流传热系数的变化可以认为主要是由于壳程折流板结构不同引起的。

对于DN100 mm的无中心管连续螺旋折流板与传统弓形折流板换热器，当管程流量恒定为8.0 m3/h，在1.9～8.0 m3/h之间调节壳程流量时，两种不同结构换热器壳程综合传热性能对比分析如下。

1.2.2 换热器总传热系数对比分析

无中心管连续螺旋折流板与传统弓形折流板换热器壳程总传热系数随壳程雷诺数变化关系如图5所示。可以看出，改变壳程流量和雷诺数Re，连续螺旋折流板换热器与传统弓形折流板换热器相比，总传热系数提高了1.5%～22.8%。

图5 不同雷诺数下总传热系数变化曲线

1.2.3 壳程总压降对比分析

无中心管连续螺旋折流板与传统弓形折流板换热器壳程总的压降随壳程雷诺数的变化关系如图6所示。可以看出，改变壳程流量和雷诺数时，螺旋折流板换热器与传统弓形折流板换热器相比，总压降下降了10.8%～36.5%。

图6 不同雷诺数下壳程压降变化曲线

1.2.4 壳程场协同数对比分析

对流换热中流场与温度场的配合能使无因次流动当量热源强度提高，从而强化换热。速度场与温度场的协同性定义为[19]：

(5)

式中，Nu为壳程换热准数；Re为壳侧雷诺准数；Pr为壳程流体的普朗特数，取壳程进出口流体平均温度下的值，Pr=4.87。

其中：

(6)

(7)

式中，de为壳程当量直径；λ为壳程流体的导热系数，W/(m·℃),λ=0.633 8 W/(m·℃);u为壳程流体的平均速度，m/s；ρ为流体密度，kg/m3，ρ=992.2 kg/m3；μ为壳程流体平均温度下的流体黏度，Pa·s，μ=65.60×10-5Pa·s。

弓形折流板换热器壳程流体主要为垂直于管束横向并流过管束，对于正三角形排列的管子，则壳程当量直径：

(8)

式中，t为相邻两管中心距，m；do为换热管外径，m。

本试验用螺旋折流板螺旋角为20°，对应的螺距近似为折流板间距，在基本结构尺寸相同的情况下，其当量直径与弓形折流板换热器近似相等。

换热器壳侧流通面积：

(9)

式中，h为两折流板间的距离或者螺距，m；D为换热器壳体内径，m。

对于DN100 mm的无中心管连续螺旋折流板与传统弓形折流板换热器，弓形折流板换热器壳程流通面积为2.0×10-3m2，螺旋折流板换热器壳程流通面积为2.32×10-3m2，两种换热器壳程当量直径均取7.2 mm。螺旋折流板与传统弓形折流板换热器场协同数随壳程雷诺数的变化关系如图7所示。可以看出，螺旋折流板换热器与传统弓形折流板换热器相比，场协同数提高了4.2%～16.0%。

图7 不同雷诺数下壳程场协同数变化曲线

1.2.5 壳程综合传热性能对比分析

影响换热器综合性能的参数主要有壳程压降和壳程传热系数，本文采用单位壳程压降下换热器的传热系数作为衡量换热器综合性能的指标[20-21]，该指标越大，换热器的整体综合性能也越好。无中心管连续螺旋折流板与传统弓形折流板换热器两种不同折流板换热器单位压降传热系数随Re的变化规律如图8所示。

图8 两种折流板单位压降传热系数随Re变化规律

从图8可以看出，随着Re的增加，单位压降传热系数逐渐减小，主要由于随着Re增大带来的压降损失大于传热系数的提高；单位压降下螺旋折流板壳程传热系数大于弓形折流板换热器的传热系数，螺旋折流板换热器单位压降下的传热系数比传统弓形折流板提高了38.2%～49.8%。说明螺旋折流板换热器综合性能明显优于弓形折流板换热器。

2 数值模拟

2.1 几何模型和网格模型

上述试验结果表明，对于DN100 mm的无中心管连续螺旋折流板与传统弓形折流板换热器，当管程流量恒定为8.0 m3/h，壳程流量位于1.9～8.0 m3/h之间时，连续螺旋折流板换热器比传统弓形折流板换热器综合性能优良。利用CFD模拟软件，对弓形折流板换热器和连续螺旋折流板换热器壳程流动状况进行模拟，试图对其内在机理进行分析。图9和图10分别示出连续螺旋折流板换热器的几何模型和网格模型。

图9 螺旋折流板换热器几何模型

图10 无中心管螺旋折流板换热器网格模型

不考虑折流板与筒体、换热管与折流板之间的间隙，针对管壳式换热器壳程流域进行研究，采用非结构化四面体网格，在管壁划分边界层网格，将曲率法向角设置为24°，在换热管附近划分3层边界层，进行局部加密。为了确保网格的独立性，试验螺旋折流板换热器的壳程流域分别建立了网格节点数为 850万、920万、980万和1 000万4种网格模型。在流量为5.99 m3/h时，通过模拟计算4种不同网格模型下的壳程传热系数，结果表明，网格节点数为980万和1 000万两种网格模型下壳程传热系数和压降计算结果相差小于3%，考虑到计算精度和效率问题，最后选择网格节点数980万进行模拟计算。

2.2 条件设置与模型验证

采用CFD数值模拟软件对换热器壳程流场和传热进行数值模拟研究，湍流模型采用k-ε模型。壳程流体为液态水，物性参数取水进出口平均温度下的值：密度992.2 kg/m3，黏度0.656×10-5Pa·s，比热容4.174 kJ/(kg·K)，导热系数0.633 8 W/(m·K)。速度入口，假设入口流体均匀分布，流体进口温度为30 ℃，入口段湍流的水力直径为 30 mm。壳程出口采用压力出口。换热管外壁面定义为无滑移的恒温壁面，温度为60 ℃。壳体的内壁面、折流板面等均定义为不可渗透、无滑移的绝热边界。忽略折流板与壳体内壁间隙、折流板管孔间隙与漏流。压力和速度耦合采用SIMPLE算法，动量和能量离散采用二阶迎风格式[5-7]。

在本文试验研究的流量范围内，验证数值模拟的正确性，将数值计算结果与试验结果进行比较，如图11所示。可以看出，试验与模拟壳程总压降的最大偏差为10.7%，表明数值模拟与试验吻合较好。

图11 数值模拟与试验压降对比曲线

2.3 结果与讨论

2.3.1 壳程流场对比分析

图12示出弓形折流板和螺旋折流板换热器壳程速度分布云图。可以看出，传统弓形折流板在换热器壳程形成连续折返通道，当流体通过狭窄的折流板缺口时开始加速流动,在折流板迎风侧速度较大，在折流板背风侧速度很小，几乎停滞，形成较大的流动死区。连续螺旋折流板换热器中的流体总是顺着一个方向旋转流动(接近螺旋状流动)，在螺旋折流板前后速度分布更均匀，几乎没有流动死区，有利于强化流体传热。同时螺旋折流板前后流通截面变化不大，流动阻力损失较小，但在螺旋两端存在流动死区。

图12 壳程速度分布对比云图

图13示出弓形折流板和螺旋折流板换热器壳程压力分布云图。可以看出，在研究的流速范围内，连续螺旋折流板换热器壳侧压力变化更为平缓，相比弓形折流板换热器，模拟计算总压降下降了12.3%～33.5%(前面试验测量总压降下降了10.8%～36.5%)。

图13 壳侧压力分布对比云图

2.3.2 壳程温度场对比分析

图14示出弓形折流板和螺旋折流板换热器壳程温度场分布云图。可以看出，传统弓形折流板前后流体温度差异大，则流体在折流板缺口流体加速区与管内流体换热充分，在流动折流板背风侧的流动死区换热不明显。而连续螺旋折流板壳侧流体温度在折流板前后温差小，均与管内流体充分换热，主要是由于螺旋折流板壳侧流体基本呈螺旋流动，没有明显的死区。折流板前后、壳体中心面附近等，整个壳程温度场均匀性有很大提高。在所研究的流速范围内，连续螺旋折流板换热器壳侧对流传热系数与弓形折流板换热器对流传热系数相比，模拟计算提高了14.2%～41.9%(前面试验测量结果提高了14.3%～ 33.9%)。

图14 壳侧温度分布对比云图

3 结论

本文以水-水为换热介质、对DN100 mm、长度1 400 mm的无中心管连续螺旋折流板换热器和传统弓形折流板换热器进行了试验与数值模拟研究。在换热器管程和壳程进口温度分别为60 ℃和30 ℃的条件下，固定管程流量8.0 m3/h，在1.9～8.0 m3/h之间调节壳程流量，得到主要结论如下。

(1)在本文研究范围内，无中心管螺旋折流板换热器比传统弓形折流板换热器总的传热系数增加了1.5%～22.8%，场协同数增加了4.2%～16.0%。

(2)在本文研究范围内，无中心管螺旋折流板换热器壳侧压力降明显低于传统弓形折流板换热器压力降，其下降幅度为10.8%～36.5%。

(3)在本文研究范围内，无中心管螺旋折流板换热器综合传热性能明显优于传统弓形折流板换热器，增幅为38.2%～49.8%。

(4)通过数值模拟发现，无中心管螺旋折流板换热器壳程流体接近螺旋柱塞流，避免了弓形折流板背部的流动“死区”，其壳侧流场分布和温度场分布的均匀性明显高于弓形折流板换热器。

本文通过试验与数值模拟对无中心管连续螺旋折流板换热器与传统弓形折流板换热器进行了对比研究，此研究结论为无中心管连续螺旋折流板换热器的进一步开发和研究提供了很好的参考。在此基础上，通过与某公司合作，目前已经搭建了DN500 mm和DN800 mm两种规格无中心管连续螺旋折流板换热器与传统换热器对比试验台，拟进一步探讨增大换热器结构尺寸、改变换热介质和换热工艺条件时换热器综合性能的变化规律，为无中心管连续螺旋折流板换热器传热性能研究和工业化应用提供基础数据。