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關于殼管式換熱器數據分析

發布時間:2012-10-15 發布人:admin
      利用商業軟件FLUENT所提供的多相流模型、UDF(用戶自定義函數)以及相關的數值方法,對殼管式換熱器內部的汽水兩相流場進行了數值模擬。結果表明,汽相主要集中在換熱器上部,尤其是接近上端封頭處殼側內高 溫蒸氣聚積嚴重,在頂部高溫段加絕熱套管后,可顯著改善頂部流動,減少高溫蒸氣集聚,其熱流率增加達 13. 04%,流量增加5. 18%,出口蒸氣體積分數降低4. 34%,換熱性能明顯提高。研究結果將有助于對殼管式換熱器 內部流動的認識,并作為設計與結構優化的參考。
關鍵詞:換熱器;汽水兩相流;絕熱套管;頂部流動,換熱機組,換熱器,熱交換器,汽水混合器,乏汽回收,凝結水回收,噴射器,汽水換熱器
分類號:TK172 文獻標識碼:A 文章編號: 1001-5884(2009)04-0261-04
1 前 言
殼管式換熱器廣泛用于大型動力電站、核電站、石油化 工及制冷空調工程。統計數字表明,在工業用換熱器中有近 50%的換熱器均在殼側存在兩相流動[1]。由于其流動與換 熱非常復雜,包含轉捩、湍流、漩渦以及相變等現象。目前對 其內部具體流動認識尚不完全清楚。實驗研究雖能較準確 地測量換熱器的流量、壓力等平均參數,但無法獲得其內部 的流動細節、溫度分布等參數,而且由于實驗設備、實驗條件 以及經費的限制,實施困難。數值模擬在現有理論與數值方 法基礎上,能較準確模擬出內部流動細節,有助于對流動現 象認識和指導設計與改進。
以往對換熱器的研究主要集中在單相對流研究[2-5],對 兩相流動的研究較少,主要以實驗測量部分平均參數為主, 很少具體研究內部流場細節。本文針對某船舶動力系統的 非能動余熱排出系統中的管殼式換熱器殼側兩相流動及換 熱情況。參考文獻[6]的汽水轉化公式,利用UDF編寫了質 量轉化源相,耦合到流動方程中,分析了換熱器內部流場速度、蒸氣體積分布等參數,并針對頂部高溫流體集聚現象進 行了改進。
1 物理模型與數值方法
利用FLUENT前處理軟件GAMBIT生成計算網格,采用 非結構化六面體網格,如圖1所示。換熱器殼體縱向高度 2m,殼內對稱布置有30根換熱管,進、出口接管管徑均為 209mm,它們和殼體之間的交接面使用非完全對接的方法處理,考慮換熱器結構的對稱性,取一半幾何體進行計算,縱向 剖面采用對稱面邊界條件,以節省計算資源,網格數40萬左 右。

選用解耦方程求解器;使用帶有標準壁面函數的k-ε 湍流模型;對流項采用二階迎風差分格式離散;利用SIMPL 法求解壓力速度耦合方程。
給定壓力進口和壓力出口的邊界條件,冷卻水在進口溫 度為288K,密度使用boussenisq假設,以便考慮溫度變化導 致的浮升力,其物性參數見表1。

為了簡化計算,將換熱管分成兩段,分別為蒸氣凝結段 和凝水冷卻段。本文主要研究殼側冷卻水在換熱過程中的 傳熱相變和流動過程,因此不考慮換熱管管壁厚度的影響 認為從換熱管到殼側冷卻水的傳熱只在垂直于管壁的方向 上且忽略蒸氣與管壁之間的對流換熱,根據蒸氣參數直接計 算出管壁的平均溫度。蒸氣凝結段換熱管管壁的溫度保持 穩定值,凝水冷卻段換熱管管壁的溫度假設為線性變化。管 側需冷卻的水蒸氣為過熱水蒸氣,蒸氣參數為:壓力2. 3MP 流量2. 5t/h,換熱管內凝水出口溫度94. 6℃。換熱管內冷凝 水高度為1 000mm。根據蒸氣參數查《水和水蒸氣熱力性質 表》,算得蒸氣凝結段換熱管管壁溫度為513K,凝水冷卻段 換熱管管壁溫度的變化規律為T=288+225x。其中x為換 熱管的長度。換熱管管壁的溫度隨換熱管長度的變化規律 如圖2所示。

2 計算結果分析
2. 1 原型兩相流動計算結果分析
選取了幾個有代表性的截面進行分析研究,各截面相對 位置如圖3所示,截面1到截面7分別是沿縱向不同高度上 的橫截面,它們與底部管板縱向距離分別為100mm、500mm、 900mm、1 200mm、1 500mm、1 800mm、1 920mm。截面8是沿 流動方向所截的縱向剖面。為了避開換熱管,得到一個能夠 完整表述縱向流動情況的截面,以便更清楚地研究流動沿縱向的發展變化情況,截面8與縱向對稱剖面間的距離為22. 5 mm。

由圖4截面8的流場參數分布可知,由于蒸氣的密度小,在浮升力的作用下,蒸氣聚集在換熱器和接管頂部,密度較大的汽水混合物由接管底部流出換熱器。而且高速流動主要集中在出口接管的下半部,結合水蒸氣分布可知,該部分主要是水流,而接管上半部分蒸氣的流速相對較低,這主要由于生成的水蒸氣大量聚集在換熱器頂部,蒸氣的密度小,慣性小,容易受外界背壓的影響,流速較低。而出口接管底部蒸氣的體積分數小,流體的密度較大,慣性大,流速較高。

由圖5可知,各橫截面的平均溫度沿流向逐漸上升,但 下半部分上升的速率比較平緩,截面6到截面7間,由于頂部換熱管表面溫度較高,并且有大量冷卻水相變后形成高溫水蒸氣在此聚集,熱量不能及時被帶走,因此流體溫度急劇 升高。
從圖6各橫截面平均速度分布來看,截面1至6平均速度不斷增加,截面2、3、4間流速變化相對減緩,截面5、6間流速增加最為劇烈,而后增加速度減緩,這主要由于水在流 動過程中不斷被加熱,蒸氣體積分數增大,同時基于bous- senisq模型,隨溫度的升高水密度下降,因此汽水混合物密度下降,其流速必然增大,這與平均溫度變化是一致的。截面 1、7由于跨越了換熱器和出口接管,速度方向變化較大,其平均值不能反映實際流速大小。

綜上分析可知,換熱器的相變過程主要發生在上半部 分,由此而造成殼體上面溫度梯度很大。換熱器頂部高溫氣 流聚集,使熱量不能及時地順利排出,易導致局部過熱和燒 損,這對換熱器的工作的穩定性有極為不利的影響。
2. 2 加套絕熱襯套對殼側流場的影響
針對原型管殼式換熱器出現的問題,為了減少換熱器頂 部蒸氣集聚,降低該區域的溫度,本文采取了安裝絕熱襯管 的改型方案,即在頂部環熱管外加長100mm絕熱襯管,如圖 7所示,計算中將該段設為絕熱壁面。

圖8為縱向剖面蒸氣體積分數、溫度及速度分布云圖。 與圖4對比可知加套絕熱襯管后,換熱器頂部的蒸氣聚集現 象得到了一定程度的緩解,水蒸氣體積分數有所減小,而且 頂部流速也有所增加。
圖9給出了原型(Ori)與加絕熱套管后(Modify)截面1到7面積平均溫度與蒸氣體積分數變化對比。由圖可得,加 絕熱套后,換熱器下部分溫度場改變不明顯,在截面3以后 變化較大,截面3到6的平均溫度從低于原型到逐漸高于原 型,截面6以后溫度比原型低,截面7降低達30K,因此頂部 降溫效果非常明顯,這一結論可從圖10、圖11給出的截面 6、7溫度分布進一步得出。從各截面蒸氣體積分數看,其變 化趨勢與溫度變化趨勢一致,原型截面7的平均蒸氣體積分 數為97. 42%,而加套絕熱襯管后其平均蒸氣體積分數為 93. 08%,較原型減小了4. 34%,因此頂部蒸氣積聚減弱。

圖12給出了加絕熱套前后接管出口的溫度分布,加絕 熱套后接管內上半部分溫度也遠低于原型。高溫區也不在 接管的上壁面,而是偏向管道中心,可以看出接管內高溫蒸 氣集聚也得到改善。


從表中可以看出,在相同邊界條件下,換熱器頂部安裝 絕熱襯管后,換熱器的熱流率、質量流量、出口平均速度分別 增加了13. 04%、5. 18%和6. 1%,這表明改型后換熱器的換 熱能力較原型有所增強,而改型后換熱器頂部蒸氣體積分數 則下降4. 34%,說明通過改型,換熱器頂部蒸氣聚集的現象 也得到改善。
3 結 論
采用FLUENT對原型及改型后管殼式換熱器殼側氣液 兩相流場進行了數值模擬,可得到以下結論:
(1)原型換熱器的相變過程主要發生在換熱器上半部 分,由此造成殼體上部溫度梯度很大。高溫氣流聚集在換熱 器頂部,熱量不能及時地順利排出,易導致局部過熱和燒損, 這對換熱器的工作的穩定性有極為不利的影響。
(2)通過在頂部換熱管加套絕熱襯管,可顯著減少換熱 器頂部蒸氣聚集量,使殼側流體的流速增加、溫度下降,其熱流率、質量流量、質量平均流速分別增加達13. 04%、5. 18% 和6. 1%,出口蒸氣體積分數減低了4. 34%,因此改善了換熱 器頂部蒸氣聚集的現象,提高了換熱器的換熱效果。
(3)本文所采用的boussenisq假設以及汽水轉化公式能比較準確地模擬考慮相變過程的管殼式換熱器殼側汽液兩相流動,研究結果有助于對殼管式換熱器內部流動的認識, 并作為設計與結構優化的參考。
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