利用商業(yè)軟件FLUENT所提供的多相流模型、UDF(用戶自定義函數(shù))以及相關(guān)的數(shù)值方法,對(duì)殼管式換熱器內(nèi)部的汽水兩相流場(chǎng)進(jìn)行了數(shù)值模擬。結(jié)果表明,汽相主要集中在換熱器上部,尤其是接近上端封頭處殼側(cè)內(nèi)高 溫蒸氣聚積嚴(yán)重,在頂部高溫段加絕熱套管后,可顯著改善頂部流動(dòng),減少高溫蒸氣集聚,其熱流率增加達(dá) 13. 04%,流量增加5. 18%,出口蒸氣體積分?jǐn)?shù)降低4. 34%,換熱性能明顯提高。研究結(jié)果將有助于對(duì)殼管式換熱器 內(nèi)部流動(dòng)的認(rèn)識(shí),并作為設(shè)計(jì)與結(jié)構(gòu)優(yōu)化的參考。

關(guān)鍵詞:換熱器;汽水兩相流;絕熱套管;頂部流動(dòng)，換熱機(jī)組,換熱器,熱交換器,汽水混合器,乏汽回收,凝結(jié)水回收,噴射器,汽水換熱器

分類(lèi)號(hào):TK172　文獻(xiàn)標(biāo)識(shí)碼:A　文章編號(hào): 1001-5884(2009)04-0261-04

1　前　言

殼管式換熱器廣泛用于大型動(dòng)力電站、核電站、石油化 工及制冷空調(diào)工程。統(tǒng)計(jì)數(shù)字表明,在工業(yè)用換熱器中有近 50%的換熱器均在殼側(cè)存在兩相流動(dòng)[1]。由于其流動(dòng)與換 熱非常復(fù)雜,包含轉(zhuǎn)捩、湍流、漩渦以及相變等現(xiàn)象。目前對(duì) 其內(nèi)部具體流動(dòng)認(rèn)識(shí)尚不完全清楚。實(shí)驗(yàn)研究雖能較準(zhǔn)確 地測(cè)量換熱器的流量、壓力等平均參數(shù),但無(wú)法獲得其內(nèi)部 的流動(dòng)細(xì)節(jié)、溫度分布等參數(shù),而且由于實(shí)驗(yàn)設(shè)備、實(shí)驗(yàn)條件 以及經(jīng)費(fèi)的限制,實(shí)施困難。數(shù)值模擬在現(xiàn)有理論與數(shù)值方 法基礎(chǔ)上,能較準(zhǔn)確模擬出內(nèi)部流動(dòng)細(xì)節(jié),有助于對(duì)流動(dòng)現(xiàn) 象認(rèn)識(shí)和指導(dǎo)設(shè)計(jì)與改進(jìn)。

以往對(duì)換熱器的研究主要集中在單相對(duì)流研究[2-5],對(duì) 兩相流動(dòng)的研究較少,主要以實(shí)驗(yàn)測(cè)量部分平均參數(shù)為主, 很少具體研究?jī)?nèi)部流場(chǎng)細(xì)節(jié)。本文針對(duì)某船舶動(dòng)力系統(tǒng)的 非能動(dòng)余熱排出系統(tǒng)中的管殼式換熱器殼側(cè)兩相流動(dòng)及換 熱情況。參考文獻(xiàn)[6]的汽水轉(zhuǎn)化公式,利用UDF編寫(xiě)了質(zhì) 量轉(zhuǎn)化源相,耦合到流動(dòng)方程中,分析了換熱器內(nèi)部流場(chǎng)速度、蒸氣體積分布等參數(shù),并針對(duì)頂部高溫流體集聚現(xiàn)象進(jìn) 行了改進(jìn)。

1　物理模型與數(shù)值方法

利用FLUENT前處理軟件GAMBIT生成計(jì)算網(wǎng)格,采用 非結(jié)構(gòu)化六面體網(wǎng)格,如圖1所示。換熱器殼體縱向高度 2m,殼內(nèi)對(duì)稱(chēng)布置有30根換熱管,進(jìn)、出口接管管徑均為 209mm,它們和殼體之間的交接面使用非完全對(duì)接的方法處理,考慮換熱器結(jié)構(gòu)的對(duì)稱(chēng)性,取一半幾何體進(jìn)行計(jì)算,縱向 剖面采用對(duì)稱(chēng)面邊界條件,以節(jié)省計(jì)算資源,網(wǎng)格數(shù)40萬(wàn)左 右。

選用解耦方程求解器;使用帶有標(biāo)準(zhǔn)壁面函數(shù)的k-ε 湍流模型;對(duì)流項(xiàng)采用二階迎風(fēng)差分格式離散;利用SIMPL 法求解壓力速度耦合方程。

給定壓力進(jìn)口和壓力出口的邊界條件,冷卻水在進(jìn)口溫 度為288K,密度使用boussenisq假設(shè),以便考慮溫度變化導(dǎo) 致的浮升力,其物性參數(shù)見(jiàn)表1。

為了簡(jiǎn)化計(jì)算,將換熱管分成兩段,分別為蒸氣凝結(jié)段 和凝水冷卻段。本文主要研究殼側(cè)冷卻水在換熱過(guò)程中的 傳熱相變和流動(dòng)過(guò)程,因此不考慮換熱管管壁厚度的影響 認(rèn)為從換熱管到殼側(cè)冷卻水的傳熱只在垂直于管壁的方向 上且忽略蒸氣與管壁之間的對(duì)流換熱,根據(jù)蒸氣參數(shù)直接計(jì) 算出管壁的平均溫度。蒸氣凝結(jié)段換熱管管壁的溫度保持 穩(wěn)定值,凝水冷卻段換熱管管壁的溫度假設(shè)為線性變化。管 側(cè)需冷卻的水蒸氣為過(guò)熱水蒸氣,蒸氣參數(shù)為:壓力2. 3MP 流量2. 5t/h,換熱管內(nèi)凝水出口溫度94. 6℃。換熱管內(nèi)冷凝 水高度為1 000mm。根據(jù)蒸氣參數(shù)查《水和水蒸氣熱力性質(zhì) 表》,算得蒸氣凝結(jié)段換熱管管壁溫度為513K,凝水冷卻段 換熱管管壁溫度的變化規(guī)律為T(mén)=288+225x。其中x為換 熱管的長(zhǎng)度。換熱管管壁的溫度隨換熱管長(zhǎng)度的變化規(guī)律 如圖2所示。

2　計(jì)算結(jié)果分析

2. 1　原型兩相流動(dòng)計(jì)算結(jié)果分析

選取了幾個(gè)有代表性的截面進(jìn)行分析研究,各截面相對(duì) 位置如圖3所示,截面1到截面7分別是沿縱向不同高度上 的橫截面,它們與底部管板縱向距離分別為100mm、500mm、 900mm、1 200mm、1 500mm、1 800mm、1 920mm。截面8是沿 流動(dòng)方向所截的縱向剖面。為了避開(kāi)換熱管,得到一個(gè)能夠 完整表述縱向流動(dòng)情況的截面,以便更清楚地研究流動(dòng)沿縱向的發(fā)展變化情況,截面8與縱向?qū)ΨQ(chēng)剖面間的距離為22. 5 mm。

由圖4截面8的流場(chǎng)參數(shù)分布可知,由于蒸氣的密度小,在浮升力的作用下,蒸氣聚集在換熱器和接管頂部,密度較大的汽水混合物由接管底部流出換熱器。而且高速流動(dòng)主要集中在出口接管的下半部,結(jié)合水蒸氣分布可知,該部分主要是水流,而接管上半部分蒸氣的流速相對(duì)較低,這主要由于生成的水蒸氣大量聚集在換熱器頂部,蒸氣的密度小,慣性小,容易受外界背壓的影響,流速較低。而出口接管底部蒸氣的體積分?jǐn)?shù)小,流體的密度較大,慣性大,流速較高。

由圖5可知,各橫截面的平均溫度沿流向逐漸上升,但 下半部分上升的速率比較平緩,截面6到截面7間,由于頂部換熱管表面溫度較高,并且有大量冷卻水相變后形成高溫水蒸氣在此聚集,熱量不能及時(shí)被帶走,因此流體溫度急劇 升高。

從圖6各橫截面平均速度分布來(lái)看,截面1至6平均速度不斷增加,截面2、3、4間流速變化相對(duì)減緩,截面5、6間流速增加最為劇烈,而后增加速度減緩,這主要由于水在流 動(dòng)過(guò)程中不斷被加熱,蒸氣體積分?jǐn)?shù)增大,同時(shí)基于bous- senisq模型,隨溫度的升高水密度下降,因此汽水混合物密度下降,其流速必然增大,這與平均溫度變化是一致的。截面 1、7由于跨越了換熱器和出口接管,速度方向變化較大,其平均值不能反映實(shí)際流速大小。

綜上分析可知,換熱器的相變過(guò)程主要發(fā)生在上半部 分,由此而造成殼體上面溫度梯度很大。換熱器頂部高溫氣 流聚集,使熱量不能及時(shí)地順利排出,易導(dǎo)致局部過(guò)熱和燒 損,這對(duì)換熱器的工作的穩(wěn)定性有極為不利的影響。

2. 2　加套絕熱襯套對(duì)殼側(cè)流場(chǎng)的影響

針對(duì)原型管殼式換熱器出現(xiàn)的問(wèn)題,為了減少換熱器頂 部蒸氣集聚,降低該區(qū)域的溫度,本文采取了安裝絕熱襯管 的改型方案,即在頂部環(huán)熱管外加長(zhǎng)100mm絕熱襯管,如圖 7所示,計(jì)算中將該段設(shè)為絕熱壁面。

圖8為縱向剖面蒸氣體積分?jǐn)?shù)、溫度及速度分布云圖。 與圖4對(duì)比可知加套絕熱襯管后,換熱器頂部的蒸氣聚集現(xiàn) 象得到了一定程度的緩解,水蒸氣體積分?jǐn)?shù)有所減小,而且 頂部流速也有所增加。

圖9給出了原型(Ori)與加絕熱套管后(Modify)截面1到7面積平均溫度與蒸氣體積分?jǐn)?shù)變化對(duì)比。由圖可得,加 絕熱套后,換熱器下部分溫度場(chǎng)改變不明顯,在截面3以后 變化較大,截面3到6的平均溫度從低于原型到逐漸高于原 型,截面6以后溫度比原型低,截面7降低達(dá)30K,因此頂部 降溫效果非常明顯,這一結(jié)論可從圖10、圖11給出的截面 6、7溫度分布進(jìn)一步得出。從各截面蒸氣體積分?jǐn)?shù)看,其變 化趨勢(shì)與溫度變化趨勢(shì)一致,原型截面7的平均蒸氣體積分 數(shù)為97. 42%,而加套絕熱襯管后其平均蒸氣體積分?jǐn)?shù)為 93. 08%,較原型減小了4. 34%,因此頂部蒸氣積聚減弱。

圖12給出了加絕熱套前后接管出口的溫度分布,加絕 熱套后接管內(nèi)上半部分溫度也遠(yuǎn)低于原型。高溫區(qū)也不在 接管的上壁面,而是偏向管道中心,可以看出接管內(nèi)高溫蒸 氣集聚也得到改善。

從表中可以看出,在相同邊界條件下,換熱器頂部安裝 絕熱襯管后,換熱器的熱流率、質(zhì)量流量、出口平均速度分別 增加了13. 04%、5. 18%和6. 1%,這表明改型后換熱器的換 熱能力較原型有所增強(qiáng),而改型后換熱器頂部蒸氣體積分?jǐn)?shù) 則下降4. 34%,說(shuō)明通過(guò)改型,換熱器頂部蒸氣聚集的現(xiàn)象 也得到改善。

3　結(jié)　論

采用FLUENT對(duì)原型及改型后管殼式換熱器殼側(cè)氣液 兩相流場(chǎng)進(jìn)行了數(shù)值模擬,可得到以下結(jié)論:

(1)原型換熱器的相變過(guò)程主要發(fā)生在換熱器上半部 分,由此造成殼體上部溫度梯度很大。高溫氣流聚集在換熱 器頂部,熱量不能及時(shí)地順利排出,易導(dǎo)致局部過(guò)熱和燒損, 這對(duì)換熱器的工作的穩(wěn)定性有極為不利的影響。

(2)通過(guò)在頂部換熱管加套絕熱襯管,可顯著減少換熱 器頂部蒸氣聚集量,使殼側(cè)流體的流速增加、溫度下降,其熱流率、質(zhì)量流量、質(zhì)量平均流速分別增加達(dá)13. 04%、5. 18% 和6. 1%,出口蒸氣體積分?jǐn)?shù)減低了4. 34%,因此改善了換熱 器頂部蒸氣聚集的現(xiàn)象,提高了換熱器的換熱效果。

(3)本文所采用的boussenisq假設(shè)以及汽水轉(zhuǎn)化公式能比較準(zhǔn)確地模擬考慮相變過(guò)程的管殼式換熱器殼側(cè)汽液兩相流動(dòng),研究結(jié)果有助于對(duì)殼管式換熱器內(nèi)部流動(dòng)的認(rèn)識(shí), 并作為設(shè)計(jì)與結(jié)構(gòu)優(yōu)化的參考。