基于HTRI的螺旋折流板换热器设计

王 密 周予东 潘晓栋 范 飞 牛晓娟

(1.兰州兰石能源装备工程研究院有限公司；2.青岛兰石重型机械设备有限公司)

基于HTRI的螺旋折流板换热器设计

王 密*1周予东2潘晓栋2范 飞1牛晓娟2

(1.兰州兰石能源装备工程研究院有限公司；2.青岛兰石重型机械设备有限公司)

利用HTRI软件对螺旋折流板换热器进行设计，考察了螺旋角β、搭接量e和壳体长径比L/D对搭接型螺旋折流板换热器壳程压降Δp、总传热系数U和单位压降下的总传热系数Up的影响。结果表明：Δp随着β的增大逐渐降低，随着e和L/D的增大逐渐上升；U随着L/D的增大逐渐上升，随着β的增大整体呈下降趋势，但在β为35°附近出现了一定程度的反弹，而e对U几乎没有影响，β在35～45°范围内时，螺旋折流板换热器的Up最高。

螺旋折流板换热器 螺旋角 搭接量 长径比 传热性能

管壳式换热器占据了约40%的市场份额，被广泛应用于石油炼化、化工生产、发电工程及余热回收等行业[1，2]。因传热装置的操作过程中需要耗费大量电力，故新型高效换热器的研发对节能环保至关重要。换热器传热效率的升高或压差的降低，都能有效减少单元操作中泵的功耗。螺旋折流板换热器是一种新型高效的管壳式换热器。螺旋折流板换热器壳程流体更接近柱塞流，可以有效消除弓形折流板后面的卡门涡，防止流体诱导振动，避免了弓形折流板的返混现象，可提高有效传热温差，减少流动死区和污垢沉积，且螺旋通道内柱状流的速度梯度影响了边界层的形成，使传热系数提高[3，4]。科学家们提出了多种螺旋折流板结构，并开展了一系列实验研究和数值模拟[5～8]。其中，以适用于正方形和辐射状排列布管的四分扇形螺旋折流板换热器最为常见，且已实现工业化[9，10]。

孙琪等用激光测速仪测量了搭接螺旋折流板换热器的流场特性，着重研究了螺旋折流板倾角为35°时搭接量对速度分布、脉动速度、摩擦阻力和有效换热面积的影响，发现随着搭接量的增大，流动摩阻损失逐渐减小，搭接可增大换热流程，有利于强化传热[11]。张翠翠通过实验研究对比了弓形折流板冷凝器和不同角度螺旋折流板冷凝器的优劣，发现40°有泄流槽螺旋折流板冷凝器壳程压力损失最小，能量消耗最少，阻力性能最佳[12]。但采用实验方法研究结构参数对螺旋折流板换热器传热性能的影响时，需要制造大量的换热器模型，造成人力、物力的严重浪费。桑迪科和黄思应用Fluent软件，建立了螺旋折流板换热器壳程通道的三维物理模型，对壳程流体的速度场和压力场进行了数值模拟，发现螺旋折流板使径向受力更均衡，无明显的大尺度旋涡，与弓形折流板相比，壳程单位压降下的传热系数提高了30%以上[13]。但CFD模拟需要划分高质量的网格、求解离散方程，计算周期较长。

目前，可用于螺旋折流板换热器工艺计算的商业软件非常少，HTRI软件就是其中之一。它广泛收集了工业级热传递设备的试验数据，采用全球领先的工艺热传递和换热器技术，能够十分精确地进行各种换热器的性能预测。HTRI软件包含了螺旋折流板换热器的计算程序，可以完成特定工况下流体性质、管束振动、管壳程结构、压降和传热性能的工艺计算。刘朋标和朱为明开发了HelixTool程序，辅助HTRI软件完成了螺旋折流板换热器的设计与核算，结果与ABB集团Lummus传热公司的设计值吻合度良好[14]。林玉娟等运用HTRI软件对不同壳体直径和不同壳程介质的螺旋折流板换热器进行了模拟，研究了壳体直径和介质粘度对单位压降下换热系数的影响[15]。

螺旋折流板换热器具有强化传热和壳程压降低的特点，尤其适合高粘度、易结垢的流体或传热和压降由壳程控制的体系。但现有文献中所采用的物理模型多设定在中低压条件下，且壳程为单相流体，不符合螺旋折流板换热器的最佳使用环境。笔者利用HTRI软件模拟了DEU型四分扇形螺旋折流板换热器在炼油化工高温、高压、易结垢环境中的应用。在保证传热负荷的前提下，着重研究了螺旋角β、搭接量e和壳体长径比L/D对壳程压降Δp、总传热系数U和单位压降下的总传热系数Up的影响，并给出了不同条件下螺旋折流板换热器结构参数的最佳取值范围。

1 物理模型

以重油-裂化产物换热体系为研究对象，模拟螺旋折流板式DEU型换热器在高温高压环境中的应用。换热器的管程介质为重油、纯液相，进出口温度为270、309℃，进口压力为21.6MPa；壳程介质为裂化产物，气液两相流体，进出口温度分别为420、368℃，进口压力为20.3MPa，流量为30kg/s。采用单壳程、双管程、四分扇形非连续螺旋折流板结构。为保证壳程介质均匀流动，防止管束振动失稳，特在壳程入口处加设两层直径为16mm的防冲杆。换热管外径为25mm，管间距为32mm，以45°转角正方形布管，具体如图1所示。

图1 螺旋折流板换热器的结构简图

2 结果与讨论

参照GB 151-2014，在保证传热负荷的前提下，利用HTRI对3种壳体结构的连续搭接型螺旋折流板换热器进行设计核算：壳程内径D=1200mm，换热管长度L=4.8m，换热管数为810，长径比L/D=4；壳程内径D=1100mm，换热管长度L=5.5 m，换热管数为660，长径比L/D=5；壳程内径D=1000mm，换热管长度L=6.0m，换热管数为522，长径比L/D=6。

2.1连续搭接型螺旋折流板换热器

β对连续搭接型螺旋折流板换热器Δp和U的影响如图2所示。由图2a可知：随着β的增大，不同L/D的换热器的Δp均先急剧下降，后逐渐趋于稳定。β相同时，L/D越大Δp越大。这种变化趋势随着β的增大逐渐减弱。当β>20°时，L/D的增加对Δp的影响已非常小，不大于2kPa。由图2b可知：随着β的增大，换热器的U整体呈下降趋势，但在35°附近出现了一定程度的反弹。这说明35°的连续搭接型螺旋折流板换热器可以在保证低壳程压降的条件下，获得更高的传热负荷。β相同时，L/D越大，U越大。

图2 β对连续搭接型螺旋折流板换热器Δp和U的影响

β对连续搭接型螺旋折流板换热器Up和r的影响如图3所示。Up1～Up3分别对应L/D为4～6时单位压降下的总传热系数。由图3a可知：随着β的增大，不同L/D换热器的Up均呈先上升后下降的趋势，并在β为35～40°时达到最大值。当β<20°时，Up随着L/D的增加而降低；当β=20°时，L/D对Up几乎没有影响；当β>20°时，Up随着L/D的增加而升高。图3b给出了不同β条件下，L/D增大时Up的下降率r的变化情况。可以看到：随着β的增大，L/D增大时Up的下降幅度逐渐减弱，直到β=20°后，L/D增大时Up的上升幅度随β的增大逐渐加强。结合图2可以知道：L/D较小时，可选用β为10～15°的结构，而L/D较大时，可选用β为35～40°的结构，以保证在Δp较小的条件下获得更高的U。

图3 β对连续搭接型螺旋折流板换热器Up和r的影响

2.2交错搭接型螺旋折流板换热器

采用交错搭接的螺旋折流板结构，将上述3台换热器的折流板搭接量e均设定为0.5，再次进行设计核算，结果如图4所示。可以看到：随着螺旋角β的增大，交错搭接型螺旋折流板换热器的Δp和U与连续搭接型螺旋折流板换热器的变化趋势相同。交错搭接型螺旋折流板换热器的U与相同结构参数的连续搭接型螺旋折流板换热器几乎相同，但Δp上升趋势更加明显，且随着β的增大，这种上升趋势逐渐减弱。当β=5°时，L/D为4～6的交错搭接型螺旋折流板换热器较相同结构参数的连续搭接型螺旋折流板换热器Δp上升了364%～657%；当β=45°时，Δp仅上升了11.3%～37.2%。为了获得较低的Δp和较高的U，交错搭接型螺旋折流板换热器的β宜设置在35°左右。

图4 β对交错搭接型螺旋折流板换热器Δp和U的影响

图5给出了在不同L/D条件下交错搭接型螺旋折流板换热器Up和r随β的变化曲线。由图5a可知：L/D为4、5的换热器Up随着β的增大呈先上升后下降的趋势，在β=40°时获得最大Up；而L/D=6的换热器Up随着β的增大逐渐上升，在β=45°时获得最大Up。与相同结构参数的连续搭接型螺旋折流板换热器不同，对于β为5～45°的交错搭接型螺旋折流板换热器，Up均随着L/D的增加而降低。图5b给出了不同β条件下，L/D增大时Up的下降率的变化情况。可以看到，随着β的增大，Up的降低趋势逐渐减弱，直到β=45°时，r已接近于0。这说明：对交错搭接型螺旋折流板换热器进行结构参数设计时，应选择较大的β和L/D，以获取更低的Δp与更高的U和Up。

图5 β对交错搭接型螺旋折流板换热器Up和r的影响

以β=40°为例，研究e对交错搭接型螺旋折流板换热器传热性能的影响。图6给出了Δp和U随e的变化曲线。一方面，相同L/D条件下，随着e的增加，Δp逐渐上升，而U几乎不变。且L/D越大，Δp的上升趋势越陡峭。当L/D=4时，随着e由0.0增大到0.7，Δp上升了78.6%；而当L/D=6时，Δp上升了334%。另一方面，e相同时，随着L/D的增大，Δp和U均逐渐上升。且e越大，Δp的上升趋势越明显，U的上升幅度几乎不变。当e=0时，随着L/D由4增大到6，Δp上升了4.62%，U上升了24.3%；而当e=0.7时，Δp上升了95.8%。这说明：L/D较大的换热器，应采用e较小的螺旋折流板结构，以在保证Δp较低的情况下，获得更高的U和Up。

图6 e对交错搭接型螺旋折流板换热器Δp和U的影响

图7为交错搭接型螺旋折流板换热器Up和r随e的变化曲线。由图7a可知：Up随e的增加逐渐下降，且L/D越大，下降趋势越明显。Up的减小是由Δp的上升引起的(图6a)。当e<0.4时，Up随L/D的增加而上升；当e为0.40～0.45时，L/D对Up的影响非常小；而当e>0.45时，Up随着L/D的增加而降低。这是由L/D对Δp和U的影响强弱不同导致的(图6b)。图7b为不同e下，L/D增大时Up下降率的变化情况。可以看到，当e<0.4时，e越小，Up随L/D的增大上升越明显；而当e>0.45时，e越大，Up随L/D的增大下降越明显。因此，交错搭接型螺旋折流板换热器宜选用L/D较大的壳程结构和e较小的搭接方式，以获取更低的Δp，更高的U和Up。

图7 e对交错搭接型螺旋折流板换热器Up和r的影响

结合图3、5的分析可以得出：采用较大β的螺旋折流板结构，可以有效缓解换热器L/D变大所带来的综合传热性能下降的现象。而图6显示：选取较小的e，可以在保证传热负荷的前提下，有效降低Δp。但β越大、e越小，换热管的无支撑跨距越大，管束振动增加，易引发换热管断裂失效，需要综合考虑传热性能和使用寿命两方面的因素。因此L/D较大的螺旋折流板换热器可选用较大的β、较小的e；而L/D较小的交错搭接型螺旋折流板换热器宜选用较小的β、较大的e，以在保证使用寿命的前提下，达到更高的传热性能。

3 结论

3.1当β= 35°时，L/D= 4的连续搭接型螺旋折流板换热器Up最高；当β=40°时，L/D为5、6的连续搭接型螺旋折流板换热器和L/D为4、5的交错搭接型螺旋折流板换热器Up最高；当β=45°时，L/D=6的交错搭接型螺旋折流板换热器Up最高。

3.2Δp随着β的增大逐渐降低，随着e和L/D的增大逐渐上升；U随着L/D的增大逐渐上升，随着β的增大整体呈下降趋势，但在35°附近出现一定程度的反弹，而e对U几乎没有影响。因此，若Δp过大，应适当降低e和L/D，提高β；若U较小，应适当增加L/D，并选取合适的β。

3.3对于连续搭接型螺旋折流板换热器，L/D较小时，宜选用β为10～15°的结构，而L/D较大时，宜选用β为35～40°的结构；对于交错搭接型螺旋折流板换热器，β宜设置在35°左右；L/D较大时，宜选用e<0.4的结构，而L/D较小时，可选用e≥0.4的结构。

3.4β的增大和e的减少会导致换热管无支撑跨距变大，管束振动增加，易引发换热管断裂失效，需要综合考虑传热性能和使用寿命两方面的因素。在压降允许的范围内，适当降低β，加大e和L/D，以获取更高的U。

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DesignofHelicalBaffledHeatExchangersBasedonHTRI

WANG Mi1, ZHOU Yu-dong2, PAN Xiao-dong2, FAN Fei1, NIU Xiao-juan2

(1.LanzhouLSEnergyEquipmentEngineeringInstituteCo.,Ltd.,Qingdao266500,China; 2.QingdaoLSHeavyMachineryEquipmentCo.,Ltd.,Qingdao266500,China)

Making use of HTRI software to design helical baffled heat exchangers was implemented. The influences of helix angle (β), overlap size (e) and length-to-diameter ratio (L/D) on shell-side pressure drop (Δp), overall heat transfer coefficient (U) and heat transfer coefficient with unit pressure drop (Up) were discussed. Results show that, the Δpdecreases withβand increases witheorL/D; whileUrises gradually withL/Dand gradually decreases withβ’s rise, it partly rebounds whenβequals to 35°; andeinfluencesUllittle. Whenβranges from 35° to 45°, the helical baffled heat exchangers obtain maximalUp.

helical baffled heat exchanger,helix angle, overlap size, length-to-diameter ratio,heat transfer characteristics

*王 密，女，1987年9月生，工程师。山东省青岛市，266500。

TQ053.2

A

0254-6094(2016)05-0610-06

2015-10-26，

2016-08-24)

(Continued from Page 609)

structure listed in GB/T 151-2014 Standard and the connection mode stipulated in this standard can’t be directly selected to calculate the tube-sheet thickness. Considering both loading force and stress on the tube sheet, two methods for calculating tube-sheet thickness were proposed and the heat exchanger tube’s center-to-center distance can be adopted to correct the thickness calculated. The closer calculation results prove feasibility of these two methods. Considering the fact that the heat exchanger tube header has hemispherical head and the present standard fails to provide calculation method for flat cover which connecting with the hemispherical head when the second calculation method takes the tube sheet as the flat cover in the calculation, taking the flat cover in calculation and then adopting ANSYS software to analyze and verify calculation results was proposed and applied in the engineering.

KeywordsU-tube heat exchanger, tube sheet, strength calculation, flat cover, calculation thickness, correction factor, hemispherical tube header, finite element analysis