管壳耦合螺旋波纹管换热器流动与换热性能的数值模拟

管壳耦合螺旋波纹管换热器流动与换热性能的数值模拟

转自International Communications in Heat and Mass Transfer国际传热学与传质通讯

论文信息：

Numerical simulation of flow and heat transfer performance of tube-shell coupled helically coiled corrugated tube heat exchanger

Yiran Duan , Xiaoyan Zhang , Ziyi Han, Qingjiang Liu , Xingge Li , Linchuan Li

论文链接：https://doi.org/10.1016/j.icheatmasstransfer.2024.107325

研究背景

为了强化传热，本研究提出一种新的螺旋管与中心对称正弦波纹相结合的复合强化结构。建立了螺旋管波纹管换热器的管壳耦合模型。采用努塞尔数（Nu）、摩擦系数（f）和性能评价准则数（PEC）数值模拟了雷诺数、换热高度和换热长度对流动和换热性能的影响。研究结果表明，HCCTHE的Nut和Nush分别是螺旋盘管光管换热器的2.33和2.16倍。随着高度的增加，Nut、Nush和PEC数显著增加。相反地，减小的长度导致增加的螺母，螺母，和PEC数，与英尺的影响不显著。此外，Nut,Nush和ft的相关性提出。本文的研究不仅填补了国内外在换热器壳程流动和传热特性研究方面的差距，而且为换热器的设计和优化提供了理论参考。

研究内容

HCCTHE的三维物理模型使用UG NX 12.0软件构建，该软件被认为是复杂曲面和实体建模的最先进解决方案之一。该物理模型如图1所示。HCCTE由铜HCCT和不锈钢外壳组成。管程和壳程都使用水作为流体，以逆流模式流动。管程流体，即循环水，从HCCT的左侧流入并从右侧流出。同时，壳程流体（其为矿井水）从壳程的顶部引入并在壳程的底部排出。在距离入口和出口300 mm处创建管道。壳体厚度为20 mm，HCCT厚度为2 mm，并且用于壳侧流体的入口/出口管也为2 mm厚。考虑到矿井水热回收的具体实际条件，具有Centro-sin波纹的HCCTHE的参数如表1所示。

图1.HCCTHE的物理模型。

表1.物理参数模型。

对于该物理模型，使用ANSYS Fluent Meshing 2023 R1软件创建非结构化网格。图2（A）显示了生成的网格，包括壳侧和管侧的体网格、壳外的面网格以及边界层的细节。网格剖分采用多面体剖分方法，特别适用于HCCTHE复杂几何模型的剖分。并在流固界面处进行了边界层网格的细化处理。在开始数值模拟之前，进行网格独立性验证。对六种不同的网格划分方法进行了评估，结果网格数分别为323万、365万、427万、468万、501万和525万。图2（B）显示了不同网格划分方法对Nut的影响。从图中可以看出，随着网格数量的增加，Nut的增长趋势逐渐稳定。当网格数达到468万时，任何进一步的增加对Nut的影响都很小，从而导致计算资源的浪费。因此，为了在计算量和精度之间取得平衡，本研究选择了网格数为468万的方法进行进一步研究。

图2.网格模型和独立性验证。

图3（A）、3（B）和3（C）分别显示了HCCTHE和HCSTHE的压力分布、R = 250 mm处的速度分布和Y = 0处的速度流线。此外，还显示了同一位置处的压力分布、速度分布和流线的详细横截面。对于管程流体，HCCTHE和HCSTHE之间的流动特性表现出相似性。两个管的横截面上的压力分布表明最靠近外壁的压力较高（即，远离旋转轴线）而不是最靠近内壁（即，靠近旋转轴）。两个管的横截面上的速度分布呈现为“新月形”-最靠近内壁的流体具有较慢的速度，而最靠近外壁的流体具有较快的速度，具有较大的速度梯度。这是因为在螺旋结构的影响下，两种模型中的管程流体由于离心力而被推向最靠近外壁的区域。离心力的大小与曲率和局部切向速度有关。由于流体与管壁之间的摩擦，中心流体的局部切向速度高于靠近管壁的流体的局部切向速度。因此，中心流体从离心力接收更大的作用。压力梯度和离心力之间的差异以及流体的质量守恒共同导致中心流体朝向壁移动，并且邻近壁的流体朝向管中心过渡。它导致在横截面上形成两个相对旋转的涡流，即二次流现象（图4（C））。然而，HCSTHE与HCCTHE之间的差异是显著的。虽然HCSTHE的管侧速度分布保持恒定（图3（B）（b）），但HCCTHE的管侧流体速度不受干扰地发生周期性变化，周期长度为s（图3（B）（a））。此外，当管程流体流过HCSTHE时，压力有一致的下降趋势，横截面上的压力分布相对均匀（图3（A）（b））。对于HCCTHE管程流体，压力在压降谷值处最低，然后随着管径的增大而增大，并在靠近外壁处形成一个新月形高压区，随着管径的增大而增大。相反，在一个“谷-峰-谷”周期中，在100 °的谷处速度最高。然后，随着管径的增大，它突然下降。与此同时，横截面上的速度梯度减小，内壁附近的低速区扩大，直到速度达到最小值的峰值。之后，随着管径变窄，速度逐渐增加，同时横截面速度梯度始终上升，并且内壁附近的低速区域收缩，最终在谷处恢复到初始状态。对于管程截面，HCCT的“新月形”形状比HCST的弯曲。此外，HCCT横截面上的二次流比HCST更不对称，特别是靠近内壁的旋涡。这是因为，受复合结构的影响，HCCTHE管程流体分为三个流动方向：一部分受速度变化引起的压力梯度影响而径向运动;一部分受管壁摩擦力影响而周向运动;一部分沿原方向继续轴向运动。因此，HCCT中的二次流的程度比HCST中更强烈，并且内壁速度边界层的破坏也更大。

图3.HCCTHE和HCSTHE的流动特性。

图4显示了HCCTHE和HCSTHE中相同位置处管侧湍流动能分布的比较。螺旋曲率的影响导致HCCTHE和HCSTHE中相似的分布特征：壁附近的湍流动能高于管中心处的湍流动能，并且外壁附近的湍流动能高于内壁。然而，一个显着的区别是，HCCTHE的管侧湍流动能高于HCSTHE。此外，虽然HCSTHE内的湍流动能分布保持相对恒定，但HCCTHE显示出湍流动能的周期性变化，周期长度为s。外壁附近形成一个高湍流动能的“C”形区域。这是主要轴向流速度矢量和次级涡流的径向向外流动的组合的结果，最终导致外壁附近的局部速度和湍流增加。

图4 . HCCTHE和HCSTHE 100 ° C时管侧湍流动能分布。

图5（A）显示了HCCTHE和HCSTHE管侧的温度分布。该图示出了随着流体从入口（图5（A）中的底部）到出口（图5（A）中的顶部）沿着螺旋管沿着流动，温度逐渐增加，特别是在出口和壳壁附近表现出显著的局部加热。.这主要归因于两个因素。首先，管侧和壳侧上的流动方向是逆流的，导致出口附近的管侧流体的显著加热。其次，螺旋管与壳程之间的差距较小时，壳程流体速度明显增大，湍流效应增强，从而强化了流体与管壁之间的传热。此外，由于对流增强湍流，管侧温度升高的现象在HCCTHE中比在HCSTHE中更明显。HCCTHE和HCSTHE的壳程流体温度分布如图5（B）所示。在这两种换热器中，随着壳程流体从入口流向出口，温度逐渐下降。此外，螺旋管上游的壳程温度高于下游。这可归因于管下游明显的涡流区，破坏了边界层并强化了传热效果。

图5 .HCCTHE和HCSTHE的传热特性。

总结与展望

为提高矿井水余热回收的传热效率，数值模拟建立了湍流条件下Centro-sin波纹管管壳耦合HCCTHE模型，并与HCSTHE模型进行了对比研究。以Nu、f和PEC数为评价指标，分析了Re、导流高度和导流长度对HCCTHE流动和热力性能的影响。此外，英尺，螺母，和与足够的数据拟合的相关性提出。该研究不仅填补了HCCTHE壳程流动与传热性能研究的空白，而且可为HCCTHE的设计与优化提供理论参考。主要调查结果如下。与HCSTHE相比，HCCTHE在管侧具有更强的二次流，在壳侧具有更大的涡区。HCCTHE的Nut和Nush分别是HCSTHE的1.39-2.33倍和1.46-2.16倍。随着Re的增加，Nut和Nush均显著增加，而ft和PEC数先急剧下降，然后逐渐趋于稳定。HCCTHE的传热性能在Ret = 0.81 ×104时最佳优于HCSTHE，并且这种优势在Ret > 3.77 × 104时稳定。随着叶片长度的减小，叶片中的Nut、Nush和PEC数增加，但ft的变化不显著。波纹长度的变化对HCCTHE内湍流强度的影响不显著。换热增强的主要原因是换热表面积随着换热管长度的减小而不断增加。在s/di = 1.5-3.0范围内，管侧和壳侧的Nu随管长的变化率保持不变。值得注意的是，Nut的平均增幅始终比Nush高出约2%。根据提出的ft、Nut和Nush的关联式，管程长度对管程和壳程Nusselt数的影响是可比的。

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