螺旋板式换热器结构优化及传热特性研究

程友良， 韩 健， 杨星辉

(华北电力大学 能源动力与机械工程学院，保定 071003)

螺旋板式换热器结构优化及传热特性研究

程友良， 韩 健， 杨星辉

(华北电力大学 能源动力与机械工程学院，保定 071003)

基于强化传热理论，通过建立合理的数学模型和物理模型，运用FLUENT数值模拟软件，对螺旋板式换热器流道中添加螺旋形扰流体的工况进行数值模拟，并对换热效果较差的扰流体工况进行进一步优化模拟。研究表明，在所研究的定曲率和变曲率两种螺旋形扰流体的5种布置方式中，两者均在布置方式5时效果最优；对比分析各参数后发现，定曲率螺旋形扰流体的换热效果更胜一筹。进一步对扰流体结构进行优化，当扰流体直径增加时，可以强化换热；从而说明扰流体的直径在增强换热效果中起着很重要的作用。

螺旋板式换热器；结构优化；传热特性；螺旋形扰流体

0 引 言

螺旋板式换热器是由瑞典的Rosenblad在1930年首先提出的一种新型高效的板式换热器。由于具有结构紧凑、传热效率高、自洁能力强、造价低及占地面积小等优点，故得到日益广泛的应用。螺旋板式换热器由两张钢板卷制而成，板间均匀地装有定距柱，一方面起到支撑作用，另一方面也加强了流体的扰动，达到强化换热的目的[1]。刘宝庆等[2]应用计算流体动力学(CFD)和数值传热学方法，建立了考虑可拆式螺旋板换热器(DSHE)内流动与传热的三维数学模型，分析了换热器内流体的流速、流向、流动状态以及换热器高度、流道间距、接管形式等流动与结构参数对传热系数、系统压降及传热-压降性能系数EK等参数的影响。Sathiyan等人[3]根据相关性预测了液-液两相螺旋板换热器的传热系数，实验在不同的体积流速和温度条件下进行，热流体的体积流速保持恒定。预测结果表明，在层流范围内，其变化幅度为不超过12%。左丹[4]使用等角度间隔的方式将换热器中的流动通道及传热面分为多个流动单元和面单元，分析及建立了流动单元与传热面单元的对应关系，应用传热学原理建立了螺旋板式换热器的数学模型。应用Visual Bisic 6.0进行程序设计，自动生成方程组并进行求解。模拟计算得到了换热器内的温度分布、总传热系数及总流动阻力。林玉娟等[5]应用计算流体力学(CFD)和数值传热学方法对螺旋板式换热器高黏性介质的传热特性进行了数值模拟。通过热流通道的润滑油、减压渣油和导热油3种介质与冷流通道的水模拟，计算传热系数和压降，分析不同黏度流体对螺旋板式换热器传热性能的影响。Rangasamy RAJAVEL[6]通过实验和数值模拟方法研究了螺旋板式换热器的传热和流动特性。研究了螺旋板式换热器的几何结构和流体性质对传热特性的影响；设计、组装、并测试了三种不同板间距(4 mm,5 mm,6 mm)的螺旋板式换热器；对不同流体和流动工况下的物理模型进行了实验；得到了质量流量和雷诺数对传热系数的影响；并将数值模拟得到的努赛尔数与实验数据相比较。Lu等[7]采用实验和数值方法研究了多通道缠绕式螺旋板换热器的换热性能，并得到了一个较为简单的壳程换热关联式。Nguyen和San[8,9]提出了一种利用3D打印技术生产逆流螺旋板式换热器的新方法，并研究了换热器壁厚和壁面材料对换热器性能的影响；研究表明，对于螺旋板式换热器，螺旋方向的热传导使换热器效能ε随着Bi数的降低而降低，径向的热传导使换热器效能ε随着Bi数的增加而降低；无论是平衡流动工况还是非平衡流动工况，螺旋板式换热器在冷热流域分别存在一个最佳Bi数值，最佳值在10-4～10-2之间，当处于最佳Bi数时，换热效能的衰减Δε/ε接近0。选择合适的壁面材料可以有效减少螺旋板式换热器换热效能的衰减。刘炳成等[10]通过实验对异形定距柱螺旋板式换热器的传热特性进行了研究，利用热质比拟萘升华技术，测量了Re=4 200-7 000范围内的圆形定距柱和两种椭圆形定距柱柱面及通道底面的对流换热系数，得出了椭圆形定距柱螺旋通道的传热规律，并对其综合性能进行了比较。目前研究板式传热器的性能主要体现在传热特性和压降两个方面，目的是提高传热效果和降低压降[11]。螺旋板式换热器作为一种特殊形式的板式换热器，对其的理论研究具有十分重要的意义。

本文采用数值模拟方法对螺旋板式换热器流道中添加螺旋形扰流体的工况进行数值模拟，并对换热效果较差的扰流体工况进行进一步优化模拟，结合强化换热理论，多角度分析了模拟单元中添加扰流柱时的流动换热特性。

1 数值模拟

1.1 物理模型

螺旋板式换热器在工作过程中，冷、热流体在螺旋通道内独立流动，并通过金属板换热。冷热流域采用同宽度的通道，两流体的中间区域为螺旋板，即为换热面。因此，在建模时选取研究目标包括冷、热流体区域以及螺旋板区域；冷、热流体区域建立模型时，除螺旋通道的部分，还延长进出口管部分，以方便流速设置[12]。

所研究的螺旋板式换热器型号是BLC1.6-6-0.5/500-10，板片的材料为304不锈钢[13]，比热容c=5.0×102J/(kg·K)，密度Q=7 850 kg/m3，导热系数K=30 W/(m·K)。换热器相关结构参数为：换热器筒高500 mm，螺旋体外径500 mm，定距柱直径30 mm，螺旋板厚度4 mm，冷流体通道宽度10 mm，热流体通道宽度10 mm。螺旋板换热器几何模型见图1。

图1 螺旋板式换热器几何模型Fig.1 The geometric model of spiral plate heat exchanger

对于几何结构呈周期性变化的流动通道，当流动与换热进入充分发展阶段以后，可认为流体各参数都在进行周期性的变化，因而为了研究充分发展阶段的流动与传热规律，我们选取一个周期结构即可。实验研究发现对于具有扰流件周期性分布的结构，当流体从入口开始通过3～5排扰流件以后，流动和热传递就达到周期性充分发展状态，而实际结构扰流件数量远多于5个，所以进口段影响很小[14-16]。

螺旋板式换热器的流道内结构具有周期性，为了简化起见，将其内部结构简化为可以计算的带有很多规则排列的扰流体的夹层结构作为周期流模型取代螺旋板式换热器进行研究。这种取其中一个部分作为模拟单元，代表整个结构的简化方式，模型小，计算量少，模拟方便。

选取螺旋形扰流体，分为定曲率和变曲率两种，如图2所示。并将其按照不同的布置方式添加到模拟单元冷热流道内，上层为热流域，下层为冷流域，具体布置如图3所示。

图2 流道内扰流体物理模型Fig.2 The physical model of spoilers in flow channel

图3 扰流体布置方式Fig.3 Arrangement of spoilers

1.2 控制方程

本文结合螺旋板式换热器模拟单元流道内流体流动传热的具体情况，在建立数学模型时进行如下假设：(1)流道内流体为常物性，根据本文假设，流体的马赫数M远小于0.2，因此认定为不可压缩流体；(2)壁面为无滑移边界条件；(3)不考虑重力对该问题的影响；(4)忽略流体流动时的粘性耗散作用产生的热效应。

在假设的基础之上，螺旋板式换热器模拟单元流道内流体流动传热的控制方程可以表述为

第q相流体的连续性方程为

(1)

式中：αq为q相流体的体积分数；vq为q相流体的速度；Sα q为质量源；ρq为q相密度；mpq为p相到q相的质量输送；mqp为q相到p相的质量输送。其中，p=1,2，q=1,2。

动量方程为

(2)

式中：ρ为两相的合密度；μ为动力学黏度；v为速度向量；p为压力；g为重力加速度；F为源项。

能量方程为

(3)

式中：E为总能量；T为温度；keff为有效热传导系数；Sh为容积热源项。

本文数值模拟采用RNGk-ε模型。标准的k-ε模型的湍动能k和耗散率ε方程为

Gk+Gb-ρε-YM

(4)

(5)

式中：μt为漩涡黏度；Gk为由层流速度梯度引起的湍流动能；Gb为由于浮力影响引起的湍流动能；YM为可压缩湍流脉动膨胀对总的耗散率的影响。C1ε= 1.44，C2ε=1.92，C3ε=0.09，σk=1.0，σε=1.3。

以二维平板边界层流动为例，在整个热边界层内对能量守恒方程求积分，可以得到

(6)

式(6)等号右侧为流体与固体表面间的换热量，等号左侧为速度矢量与温度梯度的点积，还可以写为

(7)

式中：β为速度矢量与温度梯度之间的夹角，即协同角β。可见对流换热量不仅与物性参数和速度矢量与温度梯度的大小有关，还与速度矢量与温度梯度之间的夹角有关，在物性参数和边界条件不变的前提下，减小协同角可以增加对流换热量，即在整个换热区域内速度场和温度梯度场的协同性越好，换热效果越好。

1.3 边界条件

流动工质为水，工质的相关边界条件参数如表2所示。外部边界为无滑移壁面边界条件，冷热流道相接触的面设为传热面，其余各面设为绝热边界条件。模拟体系中的冷热流体分别进入螺旋板式换热器，通过金属间壁进行换热；在壁面处采用流固耦合边界条件来模拟流体与固体壁面间的对流换热，以及板内的热传导。考虑到本文研究的内容，为更好的观察近壁处流体流场、温度场，以及添加扰流体后的漩涡强度，故本文选用精度和可信度更高的RNGk-ε模型来模拟湍流流动。

表1 边界条件参数

使用GAMBIT软件对螺旋板式换热器简化后的模拟单元物理模型进行网格划分，并在靠近换热面区域进行局部加密，并通过网格无关性验证，最终选取网格数约为83万时可满足计算精度的要求。

1.4 数值模拟有效性验证

为了验证数值模拟方法和数学模型的有效性和正确性，将本文数值模拟结果与上文提到的文献[6]中的模拟结果进行对比，对比结果如图4所示。由图4可知，本文的模拟结果与文献[6]中的模拟结果接近，变化趋势大致相同。

从狭义来讲，共享经济是以获得一定报酬为主要目的，基于陌生人之间且存在物品使用权暂时转移的一种商业模式[4]，换句话说，共享经济的实质是对闲置资源的充分利用。当前，共享经济的发展领域主要集中在交通出行、生活服务、房屋短租、金融借贷、生产能力、知识技能等方面。

刘燕[17]利用几何原理和传热学原理建立了螺旋板式换热器的数学模型，并以型号为I6T120-1.2/1400-10螺旋板式换热器为例进行实验，该螺旋板式换热器高1 400 mm，螺旋通道间距10 mm，定距柱直径10 mm，螺旋板厚度3 mm，利用改进的威尔逊标记法对32组实验数据(Re数在1 113～93 101之间)进行处理，最终整理出实验关联式：

(8)

利用上述实验关联式对本模型在不同Re数下的Nu数进行预测，预测值如图4所示，可以看出，在一定Re数变化范围内，实验关联式预测值结果的斜率最大，文献[6]模拟结果次之，本文模拟结果斜率最小，同时，三者Nu数整体偶合情况良好。

图4 数值方法的有效性验证Fig.4 Validation of the numerical method

2 数值模拟结果与分析

2.1 扰流体在5种布置方式下的对比分析

图5为不同布置方式时Nu数分布图。从图中可以看出，冷水流域和热水流域的Nu数的走势大致相同；定曲率情况下，布置方式1时Nu数均最小，布置方式5的Nu数最大，由此可知，布置方式5时传热效果最好，布置方式1时最差。变曲率情况下，布置方式1时Nu数最小，布置方式3的Nu数最大，布置方式5的Nu数较方式3时略小。同时比较两图可以看出，变曲率螺旋形扰流体在5种布置方式下，冷热流域的Nu均较定曲率螺旋形扰流体时要高。理论上讲Nu数越大，换热效果越好，但要分析扰流体对流体扰动换热的强弱并不能仅仅依靠Nu数这一个参数。

图6为模拟单元内冷热水流域进出口温差图。从定曲率螺旋形扰流体布置图中可以看出，热水流域的温降高于冷水流域的温升，冷水流域的温升在4.85～5.75 K的范围内，热水流域的温降在5.27～6.47 K的范围内。从冷热水流域的整体走势来看，扰流体布置方式5的温升和温降均为最大，该布置方式较优；扰流体布置方式1的温升和温降在5种布置方式中为最小，换热效果较差。从变曲率螺旋形扰流体布置图中可以看出，热水流域的温降高于冷水流域的温升，冷水流域的温升在4.50～5.33 K的范围内，热水流域的温降在4.90～5.97 K的范围内。从冷热水流域的整体走势来看，扰流体布置方式5的温升和温降均为最大，该布置方式较优；扰流体布置方式4的温升和温降在5种布置方式中为最小，换热效果较差。同时比较两图可以发现，定曲率螺旋形扰流体在5种布置方式下冷热流域的温变较变曲率螺旋形扰流体的大。

图5 不同布置方式下的Nu数分布Fig.5 Vertical distributions of Nusselt number under different arrangements

图6 不同布置方式下的温差分布Fig.6 Vertical distributions of temperature difference under different arrangements

图7为模拟单元内压降图。从图中可以看出，定曲率螺旋形扰流体在5种布置方式下的冷水流域压降在0.94～1.10 Pa间波动，热水流域压降在0.95～1. 09 Pa间波动，扰流体布置方式为3、4时的压降较大，其他3种扰流体布置方式压降较3、4小，且差距不大；布置方式2时冷热水流域压降均为5种方式中最低，方式5次之。变曲率螺旋形扰流体在5种布置方式下的冷水流域压降在0.74～0.97 Pa间波动，热水流域压降在0.78～0. 99 Pa间波动，很明显地低于定曲率螺旋形扰流体。在变曲率螺旋形扰流体的5种布置方式下，方式4时压降最低。

图8为不同布置方式焓变分布图。常压下焓的变化量就是热量的变化。由定曲率螺旋形扰流体布置图可知，热水流域中，扰流体布置方式4、5时焓降值相近且为最大，布置方式1时焓降值最小；冷水流域中，扰流体布置方式5时焓增值相最大，布置方式1、2时焓增值相近且为最小。焓变较大说明扰流体在布置方式5时热量变化也较大，这就能够说明，在布置方式5时，热水流域中热量的释放及冷水流域中热量的吸收均为最大。由变曲率螺旋形扰流体布置图可知，热水流域中，扰流体布置方式5时焓降值为最大，布置方式4时焓降值最小；冷水流域中，扰流体布置方式5时焓增值相最大，布置方式4时焓增值为最小。

图7 不同布置方式下的压降分布Fig.7 Vertical distributions of pressure drop under different arrangements

图8 不同布置方式下的焓值分布Fig.8 Vertical distributions of enthalpy value under different arrangements

图9 不同布置方下的漩涡强度分布Fig.9 Vertical distributions of swirl strength under different arrangements

2.2 螺旋形扰流体布置优化模拟结果分析比较

鉴于上文对螺旋形扰流体的综合分析比较发现，定曲率螺旋形扰流体对流体的扰动效果比变曲率螺旋形扰流体的扰动效果好，因此继续对定曲率螺旋形扰流体的布置结构进行优化。其中定曲率螺旋形扰流体在布置方式1时的换热效果最差，因此对该布置方式下的扰流体结构进行优化，看能否对布置方式1进行改善，下面对各优化结构进行分析，具体布置优化结构见表2。

图10和图11分别为定曲率螺旋形扰流体布置方式1的优化结构的Nu数分布图和协同角β分布图。由图11中可以看出冷水流域的协同角β小于热水流域，说明此时冷水流域温度场与速度场之间的协同性要好于热水流域，结合图10可以看出，冷水流域的Nu数确实要大于热水流域；同时，可以看出优化后的结构与原结构的Nu数差距较为微小，优化结构5、6、7的Nu数较布置方式1大，优化结构5、6、7所对应的协同角β小则较布置方式1小，说明优化结构5、6、7的协同性更好，换热效果亦更佳，说明协同角β可以用来评价传热性能的好坏。结合表2发现，优化效果较好的结构均为加粗扰流体的结构，冷热流域共加粗两个和一个扰流体的优化效果差别不大，因此若考虑到经费问题，只加粗一个扰流体即可。

图10 不同优化结构下的Nu数分布Fig.10 Vertical distributions of Nusselt number under different optimization structures

图12为定曲率螺旋形扰流体布置方式1的优化结构的温变和漩涡强度图。从图中很明显地看出优化结构5、6、7冷热域的温变和漩涡强度均大于布置方式1，其余优化结构的温变和漩涡强度都小于布置方式1。结合表2说明，降低扰流体高度和减小扰流体直径的方式对于改善换热均不理想，只有加粗扰流体直径的时候换热效果改善显著。

图11 不同优化结构下的协同角β分布Fig.11 Vertical distributions of β under different optimization structures

图12 不同优化结构下的温差和漩涡强度分布Fig.12 Vertical distributions of temperature difference and swirl strength under different optimization structures

表2 布置方式1基础上的结构优化

图13为定曲率螺旋形扰流体布置方式1的优化结构的压降图。从图中可以看出，优化效果较好的结构6的压降较布置方式1不仅没有增加，反而有所下降。说明在加粗扰流体直径后，流体换热效果好，同时流动阻力并未显著提高。说明在热域加粗扰流体直径后强化换热综合效果较好。

图14为定曲率螺旋形扰流体布置方式1的优化结构的焓变图。从图中可以看到，优化结构5、6、7时冷热水流域的焓变均明显高于其他结构；其中优化结构5时热域的焓变在这三者中也为最大。焓变也从一方面体现出冷热流体温变的大小，焓变大说明流体温变也较大。结合熵图的分析可知，在优化结构5时热流体扰动较强，换热能力较大，因此温度变化也就较大，焓变因此也较大。所以说同时增加冷热域扰流体直径后更有利于热域的流动传热。

图13 不同优化结构下的压降分布Fig.13 Vertical distributions of pressure drop under different optimization structures

图14 不同优化结构下的焓值分布Fig.14 Vertical distributions of enthalpy value under different optimization structures

3 结 论

以螺旋形板式换热器为研究对象，运用CFD数值模拟软件建立其整体三维模型，并截取了流体充分发展后的螺旋板式换热器的一部分作为模拟单元进行研究。选取定曲率和变曲率两种螺旋形扰流体结构及5种布置方式，分析比较了两种扰流体在每一种布置方式时的数值模拟结果，依据上述结果分析进一步对定曲率螺旋形扰流体进行结构优化。以数值模拟结果为基础，结合强化换热理论分析得到以下结论：

(1) 两种螺旋形扰流体在所提出的5种布置方式中，均在布置方式5时流动换热效果最优。

(2) 对于定曲率和变曲率这两种螺旋形扰流体，综合对比分析各参数后发现，定曲率螺旋形扰流体的换热性能较好。

(3) 结合场协同原理对螺旋形扰流体结构优化后分析发现，扰流体直径不变、降低高度时，换热效果未改善；扰流体高度不变、减小直径时，换热效果同样未得到改善，而增大直径时，换热效果有所改善；从而说明扰流体的直径在增强换热效果中起着很重要的作用。

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Research on Heat Transfer Characteristics and Structural Optimization of Spiral Plate Heat Exchanger

CHENG Youliang, HAN Jian, YANG Xinghui
(School of Energy Power and Mechanical Engineering, North China Electric Power University, Baoding 071003, China)

Rational mathematical and physical model were built under the guidance of theory of heat transfer enhancement. And the operation condition of spiral-like spoilers which were added into the flow channel of the spiral plate heat exchanger was simulated by the software FLUENT. Optimization simulation was made for the operation condition of spoilers which were inefficient in heat transfer. Studies show that among the five kinds of arrangement, the heat exchange effect of arrangement 5 is optimal for the constant curvature and variable curvature spiral spoilers. After comparing and analyzing various parameters, it can be found that the heat exchange effect of the constant curvature spiral spoiler is better. The structure of spoiler is further improved. It is found that heat transfer effect is improved as the diameter increases, which demonstrates that the diameter of the spoiler plays a very important role in enhancing the heat transfer in the spiral plate heat exchanger.

spiral plate heat exchanger; structure optimization; heat transfer characteristics; spiral spoilers

2016-03-11.

中央高校基本科研业务费专项资金资助项目(2016XS107).

10.3969/j.ISSN.1007-2691.2016.06.16

TK172

A

1007-2691(2016)06-0102-09

程友良(1963-)，男，教授，博士生导师，主要从事流体动力学及流体设备与节能理论与应用等方面的研究。