密封条对六分螺旋折流板换热器壳程侧换热影响

马 璐，王 珂，许伟峰，刘敏珊

（郑州大学 河南省过程传热与节能重点实验室，河南 郑州 450002）

1 引言

管壳式换热器是工业过程应用最广泛的一种换热换热器[1]。折流板在换热器壳程侧除起到管束支撑作用外，还可使壳程侧流体产生期望的流形和流态[2]。上世纪九十年代初，一种新型冷换设备-螺旋折流板换热器开始应用于工业领域，其壳程侧呈螺旋流动[3]。根据流路分析法，可将换热器壳程侧流动分为主流区，漏流（折流板或管板与换热管间隙），旁路流（折流板外径与壳体内壁之间的旁路流与管束外围到折流板外缘旁流）三个主要部分[4]。后面两种流态存在的主要原因是制造和安装方法的限制[5]：漏流一般是不可避免的，而旁路流的存在使得部分流体无法与主流区的流体一样获得同样的换热接触面积，使得这部分流体的温差减小，进而降低壳程换热性能。密封条是装配在折流板上，平行于管束，能迫使旁路流流入主流区，从而提高壳程侧换热系数的一种金属元件，能够减少部分旁路流的存在，进而提高壳程侧换热系数[6]。文献[7]中对带有密封条的弓形折流板换热器实验研究表明，密封条的存在能够有效堵住管束和壳体内径之间的流体，减少旁路流，壳程换热系数提高（18．2～25．5）%，压力损失增加（44．6～48．8）%；文献[8]中对安装有密封条的连续性螺旋折流板换热器和三分扇形螺旋折流板换热器进行了数值研究，肯定了密封条对壳程侧传热提高的有效性，也分析了其对连续性和非连续性螺旋折流板换热器影响的不同。现存文献对六分扇形螺旋折流板换热器中的密封条的研究较少，故将分析密封条的存在及结构参数的改变对六分扇形螺旋折流板换热器壳程侧的影响，为今后非连续性螺旋折流板换热器的设计提供一定的参考。

2 数值计算模型

2.1 物理模型

根据非连续性螺旋折流板剪裁方式不同，一种用90°扇形剪裁周向部分重叠[10]，另一种采用60°扇形剪裁周向首尾相接；两者均沿换热器壳程内壁周向，每隔60°布置一折流板：文中选取轴向安装角为30°的六分扇形螺旋折流板换热器建立计算模型，分析密封条对其壳程侧流动传热的影响。换热器的基本结构几何参数，如表1和表2所示。

表1 换热器结构尺寸Tab.1 Structure Parameters of Heat Exchanger

表2 不同折流板的结构尺寸Tab.2 Structure Parameters of Different Baffles

2.2 基本假设与边界条件

采用整体计算模型，计算区域物理模型，如图1所示。图1为60°和90°六分螺旋折流板换热器模型（有密封条）。在计算范围内，Re以壳程当量直径定义，流动均在湍流状态，不考虑浮力和重力的影响，忽略折流板管孔与换热管之间的间隙漏流；采用流体计算软件ANSYS Fluent，使用RNG k-ε湍流模型，以常温下20℃的水为壳程流体，采用质量流量进口，压力出口，换热管壁为70℃恒温边界，壳程外壁面为绝热壁面。压力速度的耦合采用SIMPLE算法，动量和能量的离散采用二阶迎风格式。

图1 计算区域模型示意图Fig．1 Schematic Diagrams of Calculation

2.3 网格独立性与方法验证

鉴于螺旋折流板换热器结构比较复杂，故用非结构法进行划分：考虑换热管附近壁面温度和速度梯度较大以及边界层效应，对网格进行了三次细化。为了验证网格无关性，以90°扇形布置的六分螺旋折流板换热器为验证对象，得到了327万，646万，918万，1183万4组不同的计算网格：当壳程雷诺数为2000时，分别对其进行了模拟计算，其换热系数和压降的变化规律，如图2所示。可知，计算结果相差在3%以内为后两组数据，综合考虑计算能力和计算精度，最终确定网格数目为918万。为了验证数值计算方法的可靠性，采用方法对文献[9]中倾角为35°连续性螺旋折流板换热器进行数值模拟；计算结果与实验结果对比，如图3所示。由图中可以看出，计算得出的壳程侧换热系数与实验值偏差为（3．23～10．7）% ，这在工程上是允许的，证明了数值计算结果的可靠性。

图2 壳程侧换热系数和压降随网格数量变化Fig．2 Shell-Side Heat Transfer Coefficient andPressure Drop Versus Grid Number

图3 壳程侧换热系数的实验值与模拟值对比Fig．3 Comparison of Heat Transfer Coefficient Between Experiment Results and Simulation Results

3 计算结果分析

3.1 整体流场分布

Re=2000时，90°扇形组成的六分扇形螺旋折流板换热器壳程侧流体流线图，如图4所示。在折流板的导向作用下，壳程流体整体呈螺旋流动；两者的区别在于，密封条使得旁路流更多的流向中心主流区，故存在密封条的壳程侧中心区流线较无密封条的更为密集。密封条迫使螺旋折流板换热器壳程侧管束与壳程内壁间的流体更多的进入主流区，沿布管中心至管束边缘流体的湍动强度逐渐增加；故，密封条的存在能够使得部分旁路流重新进入主流区，进而增强了螺旋折流板换热器的壳程侧换热。

图4 壳程流体流动整体流线分布Fig．4 Overall Streamlines Distribution of Shell Side

3.2 壳程传热系数和压降分析

不同六分扇形螺旋折流板换热器壳程侧换热系数与压降随壳程Re变化的曲线，如图5所示。两种六分扇形螺旋折流板换热器的壳程换热系数和压降均随壳程Re的增加而增加。存在密封条时，两者的壳程换热系数均有所增加：当Re在（2000～6000）范围内，60°扇形组成的螺旋折流板换热器换热系数提（3．27～6．01）%，而90°扇形组成的螺旋折流板换热器提高（4．55～10．1）%，密封条使得90°扇形组成的螺旋折流板换热器壳程侧换热系数增加的幅度高于60°扇形的。密封条的存在，使得壳程压降增加：当Re在（2000～6000）范围时，60°扇形组成的螺旋折流板换热器的壳程侧压降增加（5．00～10．9）%，90°扇形组成的螺旋折流板的壳程侧压降增加（6．4～14．92）%。90°扇形在组成螺旋折流板时，中间有部分折流板在流路中重叠交错，减少了三角区部分的漏流，提高了壳程流体的整体螺旋性[10]，密封条的存在使得管束与内壁间的旁路流能够重新进入主流区与换热管壁进行换热；60°扇形组成螺旋折流板时，壳程轴向安装倾角的存在使得主流区出现了三角区漏流，降低了这部分流体与主流区的换热机会，但密封条迫使部分旁路流进入主流区，而由于三角区的存在，使得进入的这部分旁路流体仍会继续通过三角区，故对其壳程侧换热系数有一定程度的提高，仍低于90°扇形组成的螺旋折流板换热器。密封条的存在，使得90°扇形组成的螺旋折流板换热器壳程侧的换热系数和压降都得到了一定程度的提高，但高于对60°扇形组成的螺旋折流板组成的换热器。可以得出：密封条对90°扇形组成的六分扇螺旋折流板换热器壳程侧的传热和压降影响较大；故下文中，如无特殊说明，主要考虑密封条对90°扇形组成的六分扇螺旋折流板换热器壳程侧的影响。

图5 壳程换热系数和压降随雷诺数的变化曲线Fig．5 Curves of Heat Transfer Coefficient and Pressure Drop of Shell-Side

3.3 密封条结构对壳程侧传热的影响

为了讨论密封条的结构变化对壳程侧热力性能的影响，保持壳程侧其他参数不变：当密封条宽度与管束和壳程内壁间隙比值为 0时，表示无密封条存在；依次建立比值为 23．6%，50%，76．5%和94．1%的换热器壳程侧模型，密封条宽度由管束中心方向沿壳体径向增加。螺旋折流板换热器侧壳程换热系数、压降和单位压降换热系数随密封条宽度与间隙比值的变化曲线，如图6所示。

图6 壳程换热系数和压降随密封条宽度的变化曲线Fig．6 Curves of Heat Transfer Coefficient，Pressure Drop and Heat Transfer Coefficient Under Unit Pressure Drop With Different Width of Sealing Strips

根据结果分析得出，当密封条宽度与间隙比值最大时，壳程换热系数最大，同时压降损失也最高。当密封条宽度与间隙比值低于 76．5%，Re在（2000～4000）范围内，换热系数的增加不甚明显，但压降一直增大。当宽度与间隙比值增加至大于76．5%之后，换热系数增加的幅度也较之前提升：当比值为76．5%和94．1%，换热系数较比值 50%时分别提高（1．8～5．05）%和（5．5～8．62）%，压降增加（2．5～5．86）%和（6．22～10．6）%。由图（c）中的单位压降换热系数中的变化可以看出，单位压降换热系数随着Re的增加而减小，呈下降趋势；随着密封条宽度的增加而增大，呈上升趋势。在密封条宽度与间隙比小于94．1%时，单位压降换热系数随逐渐增大，但增加幅度较小；在密封条宽度与间隙比在94．1%时，较无密封条时单位压降换热系数增加（8．05～17．8）%。

4 结论

（1）两种六分扇形螺旋折流板换热器的壳程换热系数、压降均随壳程Re的增加而增加；而密封条的存在，使90°扇形六分螺旋折流板换热器壳程侧的换热系数较60°扇形六分螺旋折流板换热器增加（1．28～4．09）%，而压降增加（1．4～4．02）%。（2）密封条宽度与间隙比值越大，壳程的换热系数也越大，压降也随之增加：当比值低于50%时，对换热系数的影响较小；当比值大于50%后，换热系数变化较大。当比值达到94．1%时较无密封条时换热系数和压降分别增加（4．55～10．1）%和（6．4～14．92）%。（3）当密封条宽度与间隙比值为94．1%时，单位压降换热系数最大，较无密封条时单位压降换热系数增加（8．05～17．8）%；故可认为，当密封条宽度与间隙比值达到一定程度时，可有效地强化传热。

［1］董其伍，刘敏珊．纵流壳程换热器［M］．北京：化学工业出版社，2007．（Dong Qi-wu，Liu Min-shan．Heat Exchanger With Longitudinal Fluid Flow In Shellside［M］．Beijing：Chemical Industry Press，2007．）

［2］王珂，王永庆，董晓琳．新型管壳式换热器三维流场分析［J］．工程热物理学报，2011，32（12）：2114-2116．（Wang Ke，Wang Yong-qing，Dong Xiao-lin．Analysis of fluid flow field in shell sides of shell-and-tube heat exchangers［J］．Journal of Engineering Thermophysics，2011，32（12）：2114-2116．）

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