利用商业软件FLUENT所提供的多相流模型、UDF(用户自定义函数)以及相关的数值方法,对壳管式换热器内部的汽水两相流场进行了数值模拟。结果表明,汽相主要集中在换热器上部,尤其是接近上端封头处壳侧内高 温蒸气聚积严重,在顶部高温段加绝热套管后,可显著改善顶部流动,减少高温蒸气集聚,其热流率增加达 13. 04%,流量增加5. 18%,出口蒸气体积分数降低4. 34%,换热性能明显提高。研究结果将有助于对壳管式换热器 内部流动的认识,并作为设计与结构优化的参考。

关键词:换热器;汽水两相流;绝热套管;顶部流动，换热机组,换热器,热交换器,汽水混合器,乏汽回收,凝结水回收,喷射器,汽水换热器

分类号:TK172　文献标识码:A　文章编号: 1001-5884(2009)04-0261-04

1　前　言

壳管式换热器广泛用于大型动力电站、核电站、石油化 工及制冷空调工程。统计数字表明,在工业用换热器中有近 50%的换热器均在壳侧存在两相流动[1]。由于其流动与换 热非常复杂,包含转捩、湍流、漩涡以及相变等现象。目前对 其内部具体流动认识尚不完全清楚。实验研究虽能较准确 地测量换热器的流量、压力等平均参数,但无法获得其内部 的流动细节、温度分布等参数,而且由于实验设备、实验条件 以及经费的限制,实施困难。数值模拟在现有理论与数值方 法基础上,能较准确模拟出内部流动细节,有助于对流动现 象认识和指导设计与改进。

以往对换热器的研究主要集中在单相对流研究[2-5],对 两相流动的研究较少,主要以实验测量部分平均参数为主, 很少具体研究内部流场细节。本文针对某船舶动力系统的 非能动余热排出系统中的管壳式换热器壳侧两相流动及换 热情况。参考文献[6]的汽水转化公式,利用UDF编写了质 量转化源相,耦合到流动方程中,分析了换热器内部流场速度、蒸气体积分布等参数,并针对顶部高温流体集聚现象进 行了改进。

1　物理模型与数值方法

利用FLUENT前处理软件GAMBIT生成计算网格,采用 非结构化六面体网格,如图1所示。换热器壳体纵向高度 2m,壳内对称布置有30根换热管,进、出口接管管径均为 209mm,它们和壳体之间的交接面使用非完全对接的方法处理,考虑换热器结构的对称性,取一半几何体进行计算,纵向 剖面采用对称面边界条件,以节省计算资源,网格数40万左 右。

选用解耦方程求解器;使用带有标准壁面函数的k-ε 湍流模型;对流项采用二阶迎风差分格式离散;利用SIMPL 法求解压力速度耦合方程。

给定压力进口和压力出口的边界条件,冷却水在进口温 度为288K,密度使用boussenisq假设,以便考虑温度变化导 致的浮升力,其物性参数见表1。

为了简化计算,将换热管分成两段,分别为蒸气凝结段 和凝水冷却段。本文主要研究壳侧冷却水在换热过程中的 传热相变和流动过程,因此不考虑换热管管壁厚度的影响 认为从换热管到壳侧冷却水的传热只在垂直于管壁的方向 上且忽略蒸气与管壁之间的对流换热,根据蒸气参数直接计 算出管壁的平均温度。蒸气凝结段换热管管壁的温度保持 稳定值,凝水冷却段换热管管壁的温度假设为线性变化。管 侧需冷却的水蒸气为过热水蒸气,蒸气参数为:压力2. 3MP 流量2. 5t/h,换热管内凝水出口温度94. 6℃。换热管内冷凝 水高度为1 000mm。根据蒸气参数查《水和水蒸气热力性质 表》,算得蒸气凝结段换热管管壁温度为513K,凝水冷却段 换热管管壁温度的变化规律为T=288+225x。其中x为换 热管的长度。换热管管壁的温度随换热管长度的变化规律 如图2所示。

2　计算结果分析

2. 1　原型两相流动计算结果分析

选取了几个有代表性的截面进行分析研究,各截面相对 位置如图3所示,截面1到截面7分别是沿纵向不同高度上 的横截面,它们与底部管板纵向距离分别为100mm、500mm、 900mm、1 200mm、1 500mm、1 800mm、1 920mm。截面8是沿 流动方向所截的纵向剖面。为了避开换热管,得到一个能够 完整表述纵向流动情况的截面,以便更清楚地研究流动沿纵向的发展变化情况,截面8与纵向对称剖面间的距离为22. 5 mm。

由图4截面8的流场参数分布可知,由于蒸气的密度小,在浮升力的作用下,蒸气聚集在换热器和接管顶部,密度较大的汽水混合物由接管底部流出换热器。而且高速流动主要集中在出口接管的下半部,结合水蒸气分布可知,该部分主要是水流,而接管上半部分蒸气的流速相对较低,这主要由于生成的水蒸气大量聚集在换热器顶部,蒸气的密度小,惯性小,容易受外界背压的影响,流速较低。而出口接管底部蒸气的体积分数小,流体的密度较大,惯性大,流速较高。

由图5可知,各横截面的平均温度沿流向逐渐上升,但 下半部分上升的速率比较平缓,截面6到截面7间,由于顶部换热管表面温度较高,并且有大量冷却水相变后形成高温水蒸气在此聚集,热量不能及时被带走,因此流体温度急剧 升高。

从图6各横截面平均速度分布来看,截面1至6平均速度不断增加,截面2、3、4间流速变化相对减缓,截面5、6间流速增加最为剧烈,而后增加速度减缓,这主要由于水在流 动过程中不断被加热,蒸气体积分数增大,同时基于bous- senisq模型,随温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,这与平均温度变化是一致的。截面 1、7由于跨越了换热器和出口接管,速度方向变化较大,其平均值不能反映实际流速大小。

综上分析可知,换热器的相变过程主要发生在上半部 分,由此而造成壳体上面温度梯度很大。换热器顶部高温气 流聚集,使热量不能及时地顺利排出,易导致局部过热和烧 损,这对换热器的工作的稳定性有极为不利的影响。

2. 2　加套绝热衬套对壳侧流场的影响

针对原型管壳式换热器出现的问题,为了减少换热器顶 部蒸气集聚,降低该区域的温度,本文采取了安装绝热衬管 的改型方案,即在顶部环热管外加长100mm绝热衬管,如图 7所示,计算中将该段设为绝热壁面。

图8为纵向剖面蒸气体积分数、温度及速度分布云图。 与图4对比可知加套绝热衬管后,换热器顶部的蒸气聚集现 象得到了一定程度的缓解,水蒸气体积分数有所减小,而且 顶部流速也有所增加。

图9给出了原型(Ori)与加绝热套管后(Modify)截面1到7面积平均温度与蒸气体积分数变化对比。由图可得,加 绝热套后,换热器下部分温度场改变不明显,在截面3以后 变化较大,截面3到6的平均温度从低于原型到逐渐高于原 型,截面6以后温度比原型低,截面7降低达30K,因此顶部 降温效果非常明显,这一结论可从图10、图11给出的截面 6、7温度分布进一步得出。从各截面蒸气体积分数看,其变 化趋势与温度变化趋势一致,原型截面7的平均蒸气体积分 数为97. 42%,而加套绝热衬管后其平均蒸气体积分数为 93. 08%,较原型减小了4. 34%,因此顶部蒸气积聚减弱。

图12给出了加绝热套前后接管出口的温度分布,加绝 热套后接管内上半部分温度也远低于原型。高温区也不在 接管的上壁面,而是偏向管道中心,可以看出接管内高温蒸 气集聚也得到改善。

从表中可以看出,在相同边界条件下,换热器顶部安装 绝热衬管后,换热器的热流率、质量流量、出口平均速度分别 增加了13. 04%、5. 18%和6. 1%,这表明改型后换热器的换 热能力较原型有所增强,而改型后换热器顶部蒸气体积分数 则下降4. 34%,说明通过改型,换热器顶部蒸气聚集的现象 也得到改善。

3　结　论

采用FLUENT对原型及改型后管壳式换热器壳侧气液 两相流场进行了数值模拟,可得到以下结论:

(1)原型换热器的相变过程主要发生在换热器上半部 分,由此造成壳体上部温度梯度很大。高温气流聚集在换热 器顶部,热量不能及时地顺利排出,易导致局部过热和烧损, 这对换热器的工作的稳定性有极为不利的影响。

(2)通过在顶部换热管加套绝热衬管,可显著减少换热 器顶部蒸气聚集量,使壳侧流体的流速增加、温度下降,其热流率、质量流量、质量平均流速分别增加达13. 04%、5. 18% 和6. 1%,出口蒸气体积分数减低了4. 34%,因此改善了换热 器顶部蒸气聚集的现象,提高了换热器的换热效果。

(3)本文所采用的boussenisq假设以及汽水转化公式能比较准确地模拟考虑相变过程的管壳式换热器壳侧汽液两相流动,研究结果有助于对壳管式换热器内部流动的认识, 并作为设计与结构优化的参考。