<rt id="qokge"><optgroup id="qokge"></optgroup></rt>
<rt id="qokge"><optgroup id="qokge"></optgroup></rt>
<rt id="qokge"><optgroup id="qokge"></optgroup></rt><rt id="qokge"><optgroup id="qokge"></optgroup></rt> <tr id="qokge"></tr>
<rt id="qokge"></rt>
哈雷釬焊板式換熱器
專業生產:換熱器;分水器;過水熱;冷卻器
新聞動態

徑向熱管換熱器(過水熱)殼程數值模擬及結構參數優化

點擊:1920 日期:[ 2014-04-20 00:59:04 ]
摘要:利用FLUENT軟件,對同軸徑向熱管換熱器殼程進行模擬計算,分析煙氣速度、溫度及局部對流換熱系數沿殼程的變化規律,并尋求換熱器結構參數優化值。研究結果顯示:換熱器殼程,離熱管管壁越近,溫度梯度越大;煙氣流經管束時,在管束尾部形成一個楔形的渦流區,速度在流體出現脫體的地方達到最大;湍流強度在渦流中心區域也達到最大值,中心區域的換熱強度明顯高于熱管兩側邊緣處,管束尾部的煙氣溫度低于管邊緣處的煙氣溫度。將模擬結果與測試結果進行比較,誤差在10%以內。通過改變換熱器結構參數,對換熱器殼程煙氣對流換熱進行分析研究,得到徑向熱管換熱器結構優化參數:橫向管距為114~120 mm;縱向管距為120~125 mm;翅片高度不應高于26.5 mm;翅片間距為6 mm。
    關鍵詞:同軸徑向熱管換熱器;數值模擬;對流換熱;結構參數優化
    中圖分類號:TK172.4文獻標志碼:A文章編號:1672-7207(2012)05-1975-09
    對含硫量較高的中、低溫工業煙氣進行余熱回收和利用,要求設備具有優良的抗低溫露點腐蝕的性能,而常規的換熱設備不具備該性能,且換熱器壽命短,事故頻繁,常造成整個生產線停產,使企業蒙受較大的經濟損失[1]。同軸徑向熱管換熱器是一種新型的高效換熱器,輸熱能力大,均溫性能優良、傳熱方向可逆、阻力損失小、安全耐用,較好的解決了中低溫含硫煙氣露點腐蝕的問題[2?3]。國內外學者目前對于熱管換熱器的研究主要是針對軸向熱管換熱器,對于同軸徑向熱管換熱器的研究尚少。Peretz等[4?5]研究了熱管換熱器的幾何結構對其傳熱性能的影響,對管間距、翅片間距以及熱管的蒸發段和冷凝段長度進行優化;董其伍等[6]引入了13個參數量,建立了電站鍋爐熱管空氣預熱器的優化設計模型,并編制了組合型離散變量優化算法程序;鄧斌等[7]采用各向異性多孔介質模型對管殼式換熱器殼側的流動進行了數值模擬,著重分析了管殼式換熱器殼側的湍流流動特性;黃興華等[8?9]使用多孔介質模型對實驗用管殼式熱管換熱器殼程單相流動和傳熱進行了三維數值模擬,得出了殼程流體流動和傳熱的分布規律;孫世梅等[10?11]運用Fluent對徑向熱管換熱器內流體流動與傳熱進行了模擬研究,較好的說明了采用數值計算方法預測熱管換熱器傳熱性能的可行性;袁達忠等[12]研究了以單根熱管換熱為基礎的熱管換熱器耦合源模型內的流動與傳熱特性,以及熱管的布置方式對換熱器換熱的影響。另外文獻[13?15]也對熱管換熱器進行了研究。在此,本文作者將對同軸徑向熱管換熱器進行數值模擬研究。
    1·數值模擬
    1.1物理模型
    熱管換熱器內部幾何結構復雜,同時考慮到換熱管內部冷卻介質對換熱的影響,和煙氣與管外壁、管內壁與冷卻水的流固耦合傳熱傳質,以及高溫煙氣對外管的物理化學侵蝕、物性變化等因素。假定換熱器在穩定工況下運行,各操作參數恒定,沒有波動變化,換熱器內部熱管運行狀態良好。
    換熱器具有殼程大、管內徑小、管子數目多,尤其是在圓管的劃分上,很容易出現扭曲度較大的網格,這需要不斷的調整網格的大小,難度非常大。本文依靠點、線、面、體的步驟,將整個計算區域劃分為幾個不同區域分塊劃分網格,熱管直管段、彎頭段、冷卻水進口、出口、換熱器兩側擋板、換熱器喇叭口段等。采用六面體結構網格劃分整個計算區域。采用Gambit 2.2進行網格劃分。熱管換熱器的幾何參數如表1所示,建立的熱管換熱器的三維計算區域網格如圖1所示。
            
    1.2數學模型
    熱管換熱器內的氣體流動一般為湍流流動,假設熱管換熱器內的流動為不可壓縮湍流運動,經過雷諾時均化的控制方程可表示為如下形式:
            
    控制方程確定后,要對流場控制方程進行離散,本文采用精度較高的QUICK格式來離散對流項;對動量方程的離散通過修正壓力梯度項來控制;由于熱管換熱器內流動的旋轉特性,壓力插補格式采用PRESTO格式;同時考慮到熱管換熱器內流動的復雜性,采用SIMPLE算法進行求解。
    1.3耦合傳熱問題數值計算
    數值解法可分為分區求解邊界耦合和整場求解兩種方法。換熱器的煙氣與熱管的流固耦合問題用整場求解的方法最為有效。外流域煙氣和熱管外表面,同時冷卻水流域和熱管內表面,產生耦合交界面。界面處處理方法采用調和平均法。固體和氣體控制容積節點P和E的導熱系數λ不相等,則由界面上的熱流密度連續的原則,由Fourior定律,可得界面上的當量導熱系數的調和平均公式:
          
    溫度場耦合求解時,固體與流體的分界面自然地成為控制容積的界面,該界面上的當量擴散系數應該采用上面介紹的調和平均的方法。固體與流體區中的導熱系數采取各自的實際值,但在固體區中的比熱容則采用流體區的比熱容之值,這樣才能保證耦合界面上的熱流密度連續。
    1.4模型設置求解及邊界條件
    使用分離式求解器,非穩態隱式格式求解;速度壓力耦合方式采用基于交錯網格的SIMPLE方式;流體為煙氣,物性參數由熱態試驗中測試而得;假設入口來流的速度均勻穩定,殼體壁面采用不可滲透無滑移絕熱邊界。
    入口采用速度入口邊界條件,煙氣具體參數見表2,冷卻水入口給定流速和水溫,入口湍流采用湍流強度和水力直徑。出口采用壓力出口邊界條件。壁面為無滑移邊界條件,近壁區的處理采用壁面函數法。進行傳熱模擬需要選定能量方程,對換熱管束壁面和翅片,設定為無滑移,無滲透,并選擇Coupled流固耦合條件,將兩側煙氣和水流耦合起來。壁面設置厚度為8 mm,導熱系數設置為充液率43.2%的熱管等效導熱系數值,可由下式得出:
           
    2·數值仿真結果驗證與誤差分析
    2.1仿真結果分析
    圖2所示為不同切面上換熱器第1~14排等溫線。由圖2可知:對于換熱器殼程,越是靠近熱管管壁的地方,等溫線越是密集,證明溫度梯度越大。在熱管兩側的邊緣處的煙氣溫度高于管束尾部的煙氣溫度。這是由于在高雷諾數下,管間容積內的流體變成具有高湍流度的旋渦流。在熱管迎風面的尾部,流體中的壓力增大,沿流動方向的速度下降,因為在邊界層內流體微團由于摩擦而失去能量,動能不足以克服增長的壓力,于是微團的運動逐漸減慢,以致停下來向相反的方向運動,逆向的微團互相推擠,造成熱管尾部湍流度增加,換熱增強,所以尾跡區內的溫度比同一位置上的殼程上的溫度要低些。
(a)Y=500 mm,第1~9排等溫線;(b)Y=1 300 mm,第1~9排等溫線;(c)Y=2 000 mm,第1~9排等溫線;(d)Y=500 mm,第10~14排等溫線;(e)Y=1 300 mm,第10~14排等溫線;(f)Y=2 000 mm,第10~14排等溫線
                 圖2不同切面上換熱器第1~14排等溫線(單位:K)
    圖3所示為換熱器內熱管局部速度矢量和流線圖。由圖3可以看到:在煙氣流經管束時,在管束尾部形成一個楔形的渦流區,渦流區的速度明顯低于其同Z坐標的其他區域,在熱管的X向側緣,流體速度達到最大,最大流速均大于煙氣入口流速。對第一排和其后深層各排管的繞流狀況進行對比,可以發現,深層管排迎面的來流具有更高的湍流度,與第一排相比,其脫體點的位置向流動的下游方向移動。其楔形區的流束較窄,而且返回流束具有更為復雜的流線圖形。圖中在繞流尾跡區形成的一對旋轉方向相反的對稱漩渦,稱為卡門渦街。當殼程流體出現卡門渦街時,由于在管子兩側交替地釋放漩渦,其繞流情況是不一樣的,流動阻力也不同,而且有周期變化??ㄩT渦街作用力方向的交變性是由于在管子尾跡流的卡門渦街中,兩列旋轉方向相反的漩渦周期性均勻交替脫落引起的。當渦街作用力的交變頻率與設備管束彈性結構的固有頻率相耦合發生共振時,造成了換熱器的振動問題。
 
    圖4所示為換熱器X=110 mm,Y=1 230 mm,殼程Z向湍流強度。由圖4可以看出:湍流強度在渦流中心區域最大,且中心區域的換熱強度要明顯高于邊緣處。隨著流動深度的增加,換熱器內部的湍流強度越來越大,當煙氣離開熱管區域時,湍流強度明顯減小。
    2.2仿真結果驗證
    仿真結果與現場測試數據對比見表3。4個測點分布于熱管換熱器的中心,在Z向上變化,其中測點4的位置,位于最后一排熱管的下方120 mm處。由表3可知:誤差在10%范圍內,證明用數值模擬方法是可行的。造成誤差的原因是多方面的,主要包括數值仿真計算中的誤差和測試中的誤差兩方面。
            
    3·熱管換熱器結構參數優化
    為了進一步提高換熱器的技術性能,在現有模型的基礎上對換熱器的結構參數進行優化研究。由于翅片數目龐大,布置密集,要想實現整臺換熱器的實體模擬困難很大,根據換熱器管排和翅片布置的對稱性,在建模時應用對稱邊界條件,選取一個代表性單元作為計算區域,使得實體模擬得以實現。結構參數優化選用的模型如圖5所示,具體參數見表1,選取面1-1,2-2和面3-3,4-4所包圍的區域為計算區域,局部網格放大圖如圖6所示。在模擬計算時,保持冷卻水入口流量和溫度穩定,分別研究熱管管距、管外翅片高度、翅片間距的變化對換熱器單位壓降換熱系數α/Δp的影響規律。
            
    3.1熱管橫向管距
    橫向管距變化下熱管出口煙溫與出口水溫變化規律如圖7所示。由計算結果可知:煙氣出口的平均溫度和冷卻水出口溫度都隨橫向間距的增加而變大。其中冷卻水出口溫度增加是由于進口煙氣流速保持不變的情況下,隨著橫向間距的增大,進口煙氣流量增大,換熱量增大所致。
           
    由圖7可以看出:保持縱向間距120 mm不變,橫向間距在105~120 mm之間時,兩者溫壓最小,換熱器效率在此處較大;在壓降方面,換熱器壓降隨著熱管橫向間距增加,壓降呈線性減小,且降幅明顯,熱管橫向間距由102 mm增加到114 mm,壓降平均可減小105 Pa,降幅明顯。因此,橫向間距對換熱器阻力影響顯著。
    以換熱器的單位壓降換熱系數α/Δp為優化目標。圖8所示為橫向管距變化下單位壓降換熱系數。由圖8可知:在橫向間距120 mm處,單位壓降換熱系數達到最大值,換熱器性能最優。根據換熱器的設計計算公式,橫向管距ST=1.02~1.5df,df為翅片外直徑,本文所用換熱器df為96 mm,橫向管距的范圍為98~144 mm。綜上所述,換熱器橫向管距的最優值在114~120 mm之間。
       
    3.2熱管縱向管距
    熱管換熱器熱管布置設計時,在主流方向,熱管應該選擇適當的間距;隨著縱向間距的增大,熱管的排列方式越接近于順排。在叉排管束中,阻力隨縱向管距的增加而減小,因為賴以形成漩渦的管間容積大小主要取決于縱向管距。當縱向管距減小到很小時,它對流通截面的影響更大。
    圖9所示為縱向管距變化時,熱管出口煙溫與出口水溫變化規律??梢姡簱Q熱器管排總數不變時,縱向管距越大,煙氣在換熱器中停留的時間越長,換熱量增大。以單位壓降換熱系數為優化目標,縱向管距越大,殼程內部流動越接近于管子的順排,壓降減小,所以單位壓降換熱系數增大,但是縱向管距增大,同時也減小了流動的湍流強度,殼程換熱系數降低,對設備的緊湊性同樣有較大的影響。圖10所示為縱向管距變化下換熱器單位壓降換熱系數。由圖10可得出最佳的縱向管距在120~125 mm之間。
         
         
    3.3翅片高度
    用翅片擴大換熱管表面積和促進介質的紊流,從而提高傳熱效率。在選擇翅片高度時,除了追求效率高之外,還應盡可能與翅片厚度相匹配。圖11所示為翅片高度變化下局部對流換熱系數變化規律。由圖11可知:翅片的高度越小,翅片管表面附近的流動狀況也就越接近與無翅片管的狀況,隨著翅片高度的增加,翅片間的流動越具有明顯的間隙流動特征。翅片高度在25 mm時,局部對流換熱系數達到最大,之后翅片高度增加對換熱的影響并不明顯,若考慮到換熱器壓降性能,此時,熱管換熱器翅片高度不應高于26.5 mm。
             
    3.4翅片間距
    煙氣的具體流體力學狀況,決定了外側肋化表面的換熱強度。了解翅片管周圍流體的流動,才能對翅片局部換熱系數的變化做出充分的解釋。由計算結果可知,當翅片間距由8 mm到4 mm,隨著翅片間距減小,換熱面積增大,換熱效果增強。圖12所示為不同雷諾數和翅片間距下局部對流換熱系數變化規律。從圖12中可以看出:翅片間距在6 mm(兩翅片表面之間的距離為5 mm)以內時,換熱隨翅片間距的加大而明顯增強,但繼續加大時翅片間距時,換熱效果增強不明顯。這是翅片間距的增大,換熱面積減小的結果;隨著Re的增大,翅片間距對換熱的影響逐漸減弱。這是由于Re的增大,使邊界層厚度變小,在較小的翅片間距值之下,換熱系數即達到峰值。綜上所述,翅片間距為6 mm時,換熱效果較為理想。
           
    4·結論
    (1)換熱器殼程中煙氣離熱管壁面越近,溫度梯度越大。在熱管兩側邊緣處的煙氣溫度高于管束尾部的煙氣溫度。這是因為在邊界層內流體微團互相推擠,造成熱管尾部湍流度增加,換熱增強。
    (2)煙氣流經換熱器殼程時,在管束尾部形成一個楔形的渦流區,速度在流體出現脫體的地方達到最大值。湍流強度在中心區域也是最大,因此,中心區域的換熱強度明顯高于邊緣處。
    (3)換熱器結構參數優化結果是:橫向管距為114~120 mm;縱向管距為120~125 mm;翅片高度不應高于26.5 mm;翅片間距為6 mm。
轉載請注明:哈雷換熱設備有限公司 http://www.njamda.com/news/20129119121.html

上一篇:換熱器、過水熱專用防腐涂料應用新突破 下一篇:2012年中國換熱器過水熱行業投資市場調查觀點

相關資訊

Copyright ?2008 哈雷換熱設備有限公司 All Rights Reserved. 地址:奉化外向科技園西塢金水路 電話:0086-574-88661201 傳真:0086-574-88916955
換熱器 | 板式換熱器 | 釬焊板式換熱器 | 冷卻器 | 分水器 | 地暖分水器 | B3-14B板式換熱器 | 網站地圖 | XML 浙ICP備09009252號 技術支持:眾網千尋
亚洲一区二区在线,亚洲日本在线观看,日韩在线视精品在亚洲,欧美日韩在线视频专区免费