缠绕螺纹管螺旋折流板换热器流动与传热数值分析

0 引言

螺旋折流板换热器相对于传统折流板换热器具有流阻较小、传热死区较少和不易结垢等优势，受到广泛的关注[1-2].但对螺旋折流板换热器的研究大多集中在螺旋角的优化[3]和改变螺旋折流板的形状及搭接方式上[4]，并未对换热管的结构做过多研究.换热管由光管替换为结构相对紧凑的强化管可增强换热性能[5].雷雪等[6]采用数值模拟的方法验证了内螺纹波节管努塞尔数Nu较普通波节管增大了约10%.Balcilar等[7]也采用数值模拟的方法对波节管传热特性进行了研究，证明了波节管传热的优越性.田莉勤等[8]通过试验的方法研究对比了外螺纹管和光管的传热，表明外螺纹管传热系数是光管的1.05～1.09倍.卢冬梅[9]采用试验的方法得出内波纹多换热管可以有效强化管内外的传热并节能.秦富友等[10]采用实验的方法得出相同尺寸下外螺纹管换热器总传热系数比光管换热器提高10%～17%.

笔者采用数值模拟的方法对新型缠绕螺纹管螺旋折流板换热器[11]进行研究：在其他换热条件相同时，将传统光管螺旋折流板换热器中光管换为缠绕螺纹管，使用CFD软件FLUENT对缠绕螺纹管螺旋折流板换热器和光管螺旋折流板换热器壳程流场、温度场、传热系数、压降和综合性能进行研究，并对两种换热器进行场协同分析.

1 缠绕螺纹管螺旋折流板换热器结构模型

传统的螺旋折流板换热器壳程支撑结构为螺旋折流板支撑，换热管为光管.而缠绕螺纹管螺旋折流板换热器除支撑结构为螺旋折流板外，每根换热管上还以螺旋形式缠绕矩形带，此举可以增加流体螺旋冲刷管束的程度，提高流体流动的扰动程度，减少换热器内部污垢沉积.缠绕螺纹管螺距为129 mm，矩形缠绕螺纹带宽度厚度均为2 mm，换热管上缠绕带螺旋曲线切线与换热管横截面间的夹角为59°，结构如图1所示.

图1 缠绕螺纹管螺旋折流板换热器结构示意图
Fig.1 Structure diagram of winding threaded pipe helical baffle heat exchanger

2 计算模型与数值方法

2.1 计算模型

分别建立螺旋折流板螺旋角为10°、15°、20°时的光管螺旋折流板和缠绕螺纹管螺旋折流板换热器模型.换热器具体结构尺寸为：筒体内径233 mm，换热管长度685 mm,换热管直径25 mm,管孔距离32 mm,换热管数量37根，螺旋折流板厚度为4 mm，计算模型螺旋角分别为10°、15°、20°，相对应螺距为129、196、266 mm.换热管为三角形布管.整体计算区域模型如图2所示.

图2 计算区域模型
Fig.2 Schematic diagram of calculation

2.2 网格划分及独立性考核

螺旋折流板换热器内部螺旋缠绕结构较为复杂，所以使用正四面体与金字塔形的非结构化网格进行网格划分，并进行网格独立性验证，最终模型网格数量在350×104～380×104，此时换热器壳程换热系数和压降偏差均小于2%.

2.3 边界条件及参数选择

壳程介质为常物性的液态水，边界条件设置为质量流量进口，压力出口.进口温度为20 ℃，管壁温度设置为75 ℃恒壁温，湍流计算采用RNG k-ε模型方程；压力和速度采用SIMPLE算法.

2.4 模拟方法验证

采用本文中的研究方法对文献[12]中螺旋角为8°的光管螺旋折流板换热器进行数值计算.数值计算结果同实验结果数据对比如图3所示，壳程传热系数最大偏差为20.5%，压降最大偏差为24.69%，偏差在合理范围内，证明了本文数值计算方法的可行性.

图3 数值计算结果与实验结果数据对比
Fig.3 Comparison between simulation values and experimental values

存在偏差的主要原因如下：一是实验中不可避免的测量偏差；二是在模拟计算时对模型进行了适当的简化.

3 计算结果分析

3.1 壳程流场和温度场分析

图4为换热器螺旋角为10°时的光管螺旋折流板换热器和缠绕螺纹管螺旋折流板换热器壳程整体流线图，由图4(a)、(b)可知，光管螺旋折流板换热器壳程流体基本处于螺旋状流动，螺旋状流线分布较为均匀与连续.由图4(c)、(d)可以看出，缠绕螺纹管螺旋折流板换热器壳程流体除呈现螺旋流动状态外，还有部分流体呈现涡流、局部还掺杂斜向流动及部分流体呈现小波浪状流动.这是因为换热管矩形缠绕带的凸起扰乱了过渡区稳定的层流状态，形成了纵向的涡流，引起边界层中流体介质的扰动，变成紊乱的湍流状态，使热阻变小，提高了传热速率，起到了强化传热的作用.

图5为壳程Re为4 000，折流板螺旋角为10°时的光管螺旋折流板换热器和缠绕螺纹管螺旋折流板换热器壳程截面温度分布云图.从图5可以看出，在折流板前后端面，光管螺旋折流板换热器壳程温度分布存在不连续性，有较为明显的温度差.缠绕螺纹管螺旋折流板换热器温度分布相较于光管螺旋折流板换热器更加均匀.

3.2 壳程压降分析

两种换热器壳程压降随Re的变化关系如图6所示.由图6可知，两种结构换热器的壳程压降均随Re的增大而增大.在相同Re、螺旋角相同时，缠绕螺纹管螺旋折流板换热器的压降大于光管螺旋折流板换热器，因为缠绕螺纹管螺旋折流板换热器相较于光管螺旋折流板换热器，每根换热管上均缠绕了矩形缠绕带，形态阻力较大.在相同Re下，两种换热器的压降均随螺旋角的增加而降低，这是因为随着螺旋角增大，螺距增大，形态阻力降低.

图4 壳程流体流动流线图(β=10°)
Fig.4 Streamlines distribution of shell side(β=10°)

图5 壳程温度分布图
Fig.5 Tempetature distribution of section in Shell-side

图6 壳程压降随壳程Re的变化
Fig.6 Curves of pressure drop and Reynolds number in Shell-side

3.3 壳程传热系数分析

图7为光管螺旋折流板换热器和缠绕螺纹管螺旋折流板换热器壳程传热系数随Re的变化曲线.由图7可以看出，两种不同结构换热器的传热系数均随Re的增大而增大，与光管螺旋折流板换热器相比，缠绕螺纹管螺旋折流板换热器壳程传热系数升高.

图7 壳程传热系数随壳程Re的变化
Fig.7 Curves of heat transfer coefficient and Reynolds number in Shell-side

在相同Re下，两种换热器的传热系数均随折流板螺旋角的增大而降低，这是因为：在相同的流量下，随着螺旋角的增大，壳程流体流速降低，不利于换热；螺旋角较小时，流体螺旋状翻滚能力增强，湍流强度增大，可有效增强换热性能.

3.4 换热器综合性能分析

用作为考查换热器综合性能的参数.图8为换热器综合性能随Re的变化曲线.由图8可知，在螺旋角相同时，两种换热器壳程综合性能均随Re的增加而增加；Re相同时，两种换热器壳程综合性能均随螺旋角的增加而降低.与光管螺旋

图8 综合性能随壳程Re的变化
Fig.8 Curves of comprehensive performance and Reynolds number in Shell-side

折流板换热器相比，缠绕螺纹管螺旋折流板换热器壳程综合性能提高4.5%～14.5%.

具体原因分析如下：缠绕螺纹管螺旋折流板换热器每根换热管上均缠绕了矩形缠绕带，增加流体螺旋冲刷管束的程度，减少换热器内部污垢沉积，充分利用换热面积，从而有效地改善换热器性能.

3.5 场协同分析

1988年过增元等提出了“场协同”原理[13]，即对流换热取决于流体的温度场和速度场的协同程度，证明了温度场和速度场的夹角越小，换热效果越优.计算公式为：

(1)

式中：u为流体质点速度；为温度梯度；θ为速度与温度梯度的协同角.在壳程Re为2 000～6 000范围内，折流板螺旋角10°、15°、20°条件下，计算两种换热器进出口面的平均协同角，如图9所示.从图9可以看出，折流板螺旋角相同时，缠绕螺纹管螺旋折流板换热器协同角均小于光管螺旋折流板换热器的协同角，均随着Re的增大而有所减小.Re相同时，两种换热器的协同角均随着螺旋折流板螺旋角的增大而降低.从场协同理论可知[14]，缠绕螺纹管螺旋折流板换热器速度与温度的协同性较好，其传热特性也较优.所以缠绕螺纹管螺旋折流板能够有效强化换热器壳程传热.

图9 进出口平均协同角随壳程Re的变化
Fig.9 import and export average field synergy angle and Reynolds number in Shell-side

4 结论

通过对缠绕螺纹管螺旋折流板换热器和光管螺旋折流板换热器进行数值研究，并对结果进行对比分析可知：

(1)缠绕螺纹管螺旋折流板换热器的换热管螺旋状凸起扰乱了过渡区稳定的层流状态，出现径向涡流，增强了湍流程度，热阻变小，提高了传热速率，起到了强化传热的作用.

(2)螺旋角在10°～20°、壳程Re在2 000～6 000条件下，缠绕螺纹管螺旋折流板换热器传热系数较光管螺旋折流板换热器提升4.27%～23.39%，综合性能提升4.5%～14.5%.

(3)与光管螺旋折流板换热器相比，缠绕螺纹管螺旋折流板换热器壳程温度场分布较均匀.光管螺旋折流板换热器壳程流线整体呈现规律稳定的螺旋状，缠绕螺纹管螺旋折流板换热器流线较为复杂，局部区域掺杂斜向流动及部分流体呈现小波浪状流动.

(4)缠绕螺纹管螺旋折流板换热器相比于传统光管螺旋折流板换热器能够较好地优化壳程流体速度和温度的协同性，进而强化传热.