燃气采暖热水炉冷凝换热器数值模拟

梁展程

(广东万和热能科技有限公司，广东佛山528325)

1 概述

国内外学者对波纹管换热器管内强化换热的机理已有深入研究[1-3]，而管外换热的相关研究则相对较少。本文以冷凝式燃气采暖热水炉的冷凝换热器为研究对象，采用Fluent软件模拟不同烟气进气角下冷凝换热器烟气温度场、传热系数、进出口烟气压力降，根据模拟结果分析最佳烟气进气角。

2 数值模拟

2.1 几何模型

对于冷凝式燃气采暖热水炉，按照品位对口的原则，冷凝换热器(以下简称换热器)用于预热进口冷水。换热器采用壳管式换热器，烟气走壳程，冷水走管程。冷水由换热器上部分水箱流入，流经换热管与烟气换热后由换热器下部集水箱流出。烟气由换热器下部烟气进口流入，放热后由换热器上部烟气出口流出。换热器外形见图1，图中数值单位为mm，β为烟气进气角。换热管采用波纹管(见图2)，波纹管光管直径为12.6 mm，壁厚为0.3 mm，波纹高度为1 mm。

在建立几何模型时，换热器外壳内壁面考虑两种情况，一种为平面内壁，另一种为波纹内壁(波纹高度为2 mm，宽度为15 mm)，以下分别称为平面内壁换热器、波纹内壁换热器。对于两种换热器，仅在网格划分时有所不同，对Fluent软件的设置、求解等均一致。

图1 换热器外形

图2 换热管结构

2.2 网格划分

考虑到换热管内的水在流动过程中温升比较小，因此将水侧的换热边界条件简化为换热管壁温恒定，仅对烟气流域求解计算。采用ICEM 17.0软件划分网格，选用四面体网格方法，平面内壁换热器、波纹内壁换热器的网格数分别约417×104、425×104个，并对换热管外壁面进行局部加密。换热器沿Oz轴中间截面网格划分见图3。

2.3 各项设置

① 采用Fluent 17.0软件进行求解，选择压力基求解器，稳态模拟，忽略重力对流场的影响。

② 模型中打开能量方程。考虑烟气雷诺数比较低，湍流模型选择k-ε realizable。由于几何模型比较复杂，因此选择对近壁网格容差性较好的Standard Wall Function(与k-ε湍流模型配套的近壁面经验函数，以增加边界层求解的精确性)。

③ 物性参数，不考虑烟气冷凝，因此可将烟气侧作为单相流动问题处理，根据烟气成分拟合物性参数。在拟合时将烟气设定为低速流动，并视为不可压缩理想气体。烟气比定压热容设为定值，为1 113 kJ/(kg·K)。对烟气密度编写UDF(User Defined Function，用户自定义函数)，定义烟气密度与温度的函数关系，UDF采用C语言编写程序后加载到Fluent软件中。

④ 边界条件：a.按燃气采暖热水炉额定热功率24.0 kW及相应过剩空气系数计算烟气质量流量，烟气入口设定为质量流量入口mass-flow-inlet，烟气出口设定压力出口pressure-outlet。烟气质量流量为0.014 4 kg/s，出口表压设为0 Pa。b.换热管为恒壁温(333 K)，采用无滑移壁面。烟气入口温度为396 K，换热器外壳设为绝热壁面。

2.4 求解

利用有限体积法离散方程，耦合稳态隐式格式求解[4]。压力与速度的耦合计算采用Coupled求解方法，其中梯度插值选择Green-Gause Node Based，压力项选择PRESTO，动量、能量以及湍动能、湍流扩散率的求解均采用Second Order Upwind格式。亚松弛因子均取默认值，定义收敛条件，能量方程残差绝对值小于10-6，其余变量取10-5。

2.5 参数计算方法

① 传热系数

换热器的传热系数K的计算式为：

式中K——换热器的传热系数，W/(m2·K)

Φ——换热量(可由烟气质量流量及进出口温差求得)，W

A——换热面积(换热管外表面积)，m2

Δtm——对数平均温差，℃

② 烟气压力降

由Fluent软件读取。

3 模拟结果与分析

3.1 烟气温度场

烟气垂直进气(β=0)条件下，平面内壁换热器、波纹内壁换热器沿烟气进(出)口中间截面(沿Oy轴)的温度分布云图分别见图4、5。由图4、5可知，两种换热器烟气入口右侧(远离出口侧)均存在烟气滞留区。由于波纹对换热管与外壳间隙实现了填充，波纹内壁换热器不会出现平面内壁换热器的烟气短路情况(部分进口烟气未经换热管与管内冷水换热，就流向烟气出口)。波纹内壁换热器出口烟气温度明显低于平面内壁换热器，说明波纹内壁换热器的换热性能更优。

图5 波纹内壁换热器沿烟气进(出)口中间截面(沿Oy轴)的温度分布云图

3.2 传热系数及压力降

平面内壁换热器、波纹内壁换热器传热系数随烟气进气角的变化见图6。由图6可知，两种换热器的传热系数均随烟气进气角的增大而增大。主要是由于烟气进气角的增大，有效减小了烟气滞留区。相同烟气进气角条件下，波纹内壁换热器的传热系数大于平面内壁换热器。

图6 平面内壁换热器、波纹内壁换热器传热系数随烟气进气角的变化

平面内壁换热器、波纹内壁换热器烟气压力降随烟气进气角的变化见图7。由图7可知，两种换热器烟气压力降均随烟气进气角的增大而增大。主要是由于烟气的流程随着烟气进气角的增大而加长。尤其是当烟气进气角大于45°后，烟气从入口到出口的流动过程中，流动方向将近似发生180°改变，导致烟气压力降增幅明显。

相同烟气进气角条件下，平面内壁换热器的烟气压力降小于波纹内壁换热器，主要是由于平面内壁换热器的烟气短路。

图7 平面内壁换热器、波纹内壁换热器进出口烟气压力降随烟气进气角的变化

3.3 最佳烟气进气角

增大烟气进气角，虽然可以提高换热器的传热系数，但烟气压力降也随之增大。因此，引入换热器评价因子，以不同烟气进气角下单位烟气压力降的传热系数与烟气进气角为0条件下的比作为评价指标，考核烟气进气角的影响。换热器评价因子μ的计算式为：

式中μ——换热器评价因子

Ka——任意烟气进气角下换热器的传热系数，W/(m2·K)

Δp——任意烟气进气角下烟气压力降，Pa

Δp0——烟气进气角为0条件下烟气压力降，Pa

K0——烟气进气角为0条件下换热器的传热系数，W/(m2·K)

根据上式计算不同烟气进气角(0°～60°)对应的换热器评价因子，选取换热器评价因子最大时对应的烟气进气角作为最佳烟气进气角。

平面内壁换热器、波纹内壁换热器评价因子随烟气进气角的变化见图8。由图8可知，对于平面内壁换热器，换热器评价因子仅在烟气进气角为15°时为1.001，达到极大值。对于波纹内壁换热器，当烟气进气角为30°时，换热器评价因子达到了1.01，达到极大值。当烟气进气角达到45°后，两种换热器的评价因子均快速下降。平面内壁换热器、波纹内壁换热器的最佳烟气进气角分别为15°、30°。

4 结论

① 两种换热器烟气入口右侧(远离出口侧)均存在烟气滞留区。由于波纹对换热管与外壳间隙实现了填充，波纹内壁换热器不会出现平面内壁换热器的烟气短路情况(部分进口烟气未经换热管与管内冷水换热，就流向烟气出口)。波纹内壁换热器出口烟气温度明显低于平面内壁换热器，说明波纹内壁换热器的换热性能更优。

② 两种换热器的传热系数均随烟气进气角的增大而增大。相同烟气进气角条件下，波纹内壁换热器的传热系数大于平面内壁换热器。

③ 两种换热器烟气压力降均随烟气进气角的增大而增大。相同烟气进气角条件下，平面内壁换热器的烟气压力降小于波纹内壁换热器。

④ 平面内壁换热器、波纹内壁换热器的最佳烟气进气角分别为15°、30°。