【原】滿液式殼管蒸發(fā)器換熱管束排布優(yōu)化設計

新用戶6150vJiw 2022-06-21 發(fā)布于上海

展開全文

殼管蒸發(fā)器內(nèi)制冷劑通過換熱管與管內(nèi)流體進行換熱，制冷劑在此過程中發(fā)生相變，制冷劑傳質量的多少決定了蒸發(fā)器換熱量的大小。在殼側流體相變過程中，換熱管束排布會影響兩相流型從而影響殼側傳質量和換熱系數(shù)，因而需要針對滿液式蒸發(fā)器工作時氣泡的生成、運動規(guī)律對換熱管束排布進行優(yōu)化設計。本文我們就一起來看這個問題。

1、研究對象

滿液式殼管蒸發(fā)器基本結構如圖1所示。其在穩(wěn)定工作時，制冷劑液體從殼程進口進入筒體，水從管程進口進入換熱管束，制冷劑通過換熱管與管程的水進行換熱，在筒體內(nèi)沸騰，制冷劑蒸汽從殼程出口離開。

圖2（a）為正常工作時滿液式殼管蒸發(fā)器的側面剖視圖。滿液式殼管蒸發(fā)器在工作過程中，制冷劑從底部進入換熱管束底部區(qū)域，換熱管傳遞熱量部分用于管外流體的潛熱換熱，流體在換熱管外表面不斷蒸發(fā)并生成大量氣泡，氣泡匯聚在一起形成氣膜并粘附在管壁上。在靠近液面的上部區(qū)域，氣泡尺寸、數(shù)量都顯著增加。

圖2（b）為單根換熱管壁面上制冷劑的蒸發(fā)過程。制冷劑在換熱管壁上吸熱發(fā)生相變從液體蒸發(fā)為氣態(tài)，首先很小的氣泡從換熱管壁面上形成，在向上運動過程中氣泡不斷吸熱，蒸發(fā)量增大，氣泡也跟著長大，最后在換熱管上部脫落，在液體中形成單獨的氣泡；來自換熱管下方的氣泡也會和換熱管壁面上新生成的小氣泡結合，形成大氣泡。

2、殼側換熱模型建立

2.1 控制方程

本文采用兩相流模型為流體提及函數(shù)模型。

通過求解一組帶有各相流體體積分數(shù)的控制方程，能夠計算整個區(qū)域中所有網(wǎng)絡中各相的體積分數(shù)，從而得到氣液相界面。

（1）連續(xù)性方程

對于同種工質的蒸發(fā)冷凝問題，VOF方法中氣相和液相的連續(xù)性方程如下：

（2）運動方程

（3）能量方程

在上述控制方程中，連續(xù)性方程中傳質源項、動量方程中表面張力項和能量方程中潛熱傳熱項未知，需要分別建立子模型進行求解。

2.2 源項模型

1）傳質源項模型

為了得到方程(1)、(2)中的蒸發(fā)量m? lg和冷凝量 m? gl，需要針對滿液式殼管蒸發(fā)器工作特點建立相應傳質子模型。考慮到滿液式殼管蒸發(fā)器中，傳質主要發(fā)生在換熱管壁面上液面覆蓋區(qū)域，而流動中氣泡在液體中運動時通過相界面發(fā)生的傳質量較小。當換熱管外壁面網(wǎng)格存在液相，且液相溫度等于或高于蒸發(fā)溫度時，液相通過換熱得到的熱量用于流體潛熱傳熱，液相蒸發(fā)為氣相，即外壁面網(wǎng)格滿足a1 > 0，Tl > Tsat，壁面上的蒸發(fā)量由下式計算得出：

2）連續(xù)表面張力源項模型

為了得到動量方程(4)中的表面張力Fσ，在 VOF 方法中使用連續(xù)表面張力模型（Continuum Surface Force Model，CSF）獲得表面張力項。連續(xù)表面張力模型中，氣液相界面處的表面張力由表面張力系數(shù)s和相界面正交方向的曲率決定，其計算公式如下：

3）潛熱傳熱源項模型

由傳質模型可知，能量方程(7)中的工質潛熱換熱源項 Sh 由下式計算得出：

2.3 計算區(qū)域和邊界條件

在對滿液式蒸發(fā)器進行模擬時，由于換熱管長度相比換熱管直徑長得多，因此可采用二維模型。網(wǎng)格劃分采用結構性網(wǎng)格，同時采用區(qū)域網(wǎng)格劃分方法，在進出口、換熱管壁面等流動復雜區(qū)域采用較小的網(wǎng)格尺寸，在靠近殼程筒體等區(qū)域采用較大的網(wǎng)格尺寸，兼顧了網(wǎng)格質量和計算速度的需求。

模擬中使用的工質為 R134a，在表壓260 kPa 工況下蒸發(fā)溫度為 6 o C；進口邊界條件為速度入口，出口邊界為壓力出口，具體參數(shù)見表 1；換熱管壁面上采用第三類邊界條件，其管內(nèi)換熱系數(shù)、管內(nèi) 流體溫度和壁厚見表 2，管內(nèi)換熱系數(shù)是通過換熱管相變傳熱性能測試的數(shù)據(jù)擬合曲線得到；初始化中設置初始時刻液面位置比最上方換熱管略高，即初始時刻工質完全浸沒換熱管束，且工質溫度設置為 5.9 o C，略低于蒸發(fā)溫度。計算區(qū)域邊界條件及參數(shù)見圖 3。

2.4 殼側換熱模型實驗驗證

為了驗證所建立的殼側換熱模型的正確性，對原始排布樣機進行仿真計算，并將結果與采用焓差實驗臺的測試結果進行比較。實驗工況、測量參數(shù)要求均滿足熱交換器及傳熱元件性能測試方法國家標準（GB/T 27698.1-2011和GB/T 27698.2-2011）?？紤]到各傳感器精度及測量誤差，整個實驗臺系統(tǒng)誤差小于標準規(guī)定的±5%。實驗結果見表 3。使用所建立的模型對原始樣機進行仿真所得的平均單管管外換熱系數(shù)為 5,434 W/(m² ·K)。仿真結果誤差不超過 5%，因此模型的計算結果與實驗結果符合較好

3、殼側換熱模型的管路排布優(yōu)化及驗證

3.1 換熱管橫向間距對換熱能力的影響

為了研究換熱管橫向間距對換熱管束換熱能力的影響，在單列管束研究中逐漸增大換熱管橫向間距進行模擬，換熱管橫向間距從原始排布的 19.23 mm 增大至 23.23 mm。

不同橫向間距的管束結構的換熱管壁表面平均換熱系數(shù)的變化規(guī)律如圖 4 所示。增大管束間橫向間距能夠有效地提升管束表面換熱系數(shù)。當橫向間距增大時，管外換熱系數(shù)先迅速增大，后緩慢增大，當橫向間距大于 22.23 mm后，換熱系數(shù)增大幅度不明顯。

這是由于管束橫向間距增大后，氣泡更容易離開換熱管壁面，減小氣泡熱阻，當管束間距增大到一定程度時（以本文研究中的換熱管為例，橫向間距為 22.23 mm），單管換熱系數(shù)達到最大，這時繼續(xù)增大換熱管橫向間距對換熱效果的提升已經(jīng)不再顯著。從圖 4 曲線中可以看出，當橫向間距為 22.23 mm 時，單列管束表面換熱系數(shù)提升幅度最大。對于不同型號和換熱能力的換熱器，不同橫向間距對單列管束表面換熱系數(shù)的影響會隨之變化，橫向間距的最優(yōu)值也需要重新計算得出。

3.2 換熱管縱距對換熱能力的影響

為了研究換熱管縱向間距對換熱管束換熱能力的影響，在單列管束研究中逐漸增大換熱管縱向間距進行模擬，換熱管縱向間距從原始排布的 22.2 mm 增大至 26.2 mm。不同縱向間距的管束結構的換熱管壁表面平均換熱系數(shù)的變化規(guī)律如圖 5 示。增大管束間縱向間距能夠有效地提升管束表面換熱系數(shù)。

當縱向間距增大時，管外換熱系數(shù)先迅速增大，后緩慢增大，當縱向間距大于 23.2 mm后，換熱系數(shù)增大幅度不明顯。這是由于管束縱向間距增大后，氣泡更容易離開換熱管壁面，減小氣泡熱阻，當管束間距增大到一定程度時（以本文研究中的換熱管為例，縱向間距為 23.2 mm），單管換熱系數(shù)達到最大，這時繼續(xù)增大換熱管縱向間距對換熱效果的提升已經(jīng)不再顯著。從圖 5 曲線中可以看出，當縱向間距為 23.2 mm 時，單列管束表面換熱系數(shù)提升幅度最大。

對于不同型號和換熱能力的換熱器，縱向間距對單列管束表面換熱系數(shù)的影響也會隨之變化，縱向間距的最優(yōu)值需要重新計算得出。

3.3 管束優(yōu)化結構

原有滿液式殼管蒸發(fā)器換熱管束間都采用相同的間距，導致中上部換熱管附近的氣泡無法及時排出換熱管區(qū)域，結合對單列管束的研究結果優(yōu)化設計換熱管束排布如圖 6 示。優(yōu)化后的換熱管束分為四個區(qū)域，并在不同區(qū)域中采用不同的換熱管間距，其中底部區(qū)域換熱管排布較密，換熱管間距較小，上部區(qū)域換熱管排布較疏，換熱管間距較大。此外，還在中上部區(qū)域內(nèi)布置了氣道，使氣泡更快地通過換熱管束區(qū)域，減小氣泡與換熱管接觸造成的熱阻。對于不同換熱能力的換熱器，管束優(yōu)化結構，可參照圖 6 的方法進行調整和優(yōu)化。

3.4 管束優(yōu)化結構仿真結果

采用本文模型對優(yōu)化結構進行仿真，并將其結果與原始結構進行比較，如表 4 所示。在不同時刻的優(yōu)化排布比原始排布換熱效果都好，優(yōu)化后的換熱管束在 3 s 內(nèi)的單管平均換熱系數(shù)比原始排布高 14.4%。

這主要是因為：

1）根據(jù)單列管束仿真結論對換熱管間距進行適當優(yōu)化后，單管平均換熱系數(shù) 有所提高；

2）在換熱管不同區(qū)域采用不同的換熱管間距可以使各區(qū)域的氣泡都盡快離開換熱管；

3）在離兩側殼程筒體較遠的中間區(qū)域，氣泡可以通過縱向氣道更快向上運動離開換熱管束區(qū)域；

4）優(yōu)化后的換熱管束擁有更多的區(qū)域，氣泡容易通過不同區(qū)域間的空隙向兩側殼程筒體導走。根據(jù)表中數(shù)據(jù)可以看出，優(yōu)化后的換熱管排布可以有效提高單管平均換熱系數(shù)，其幅度為 14.4%。

3.5 優(yōu)化管束結構的實驗驗證

根據(jù)本文提出的優(yōu)化設計方法，對蒸發(fā)器管束排布進行了優(yōu)化設計，將換熱管束分為多個區(qū)域，在不同區(qū)域采用不同的換熱管間距并布置縱向氣道，根據(jù)優(yōu)化后的結構制造樣機并進行實驗。所用焓差實驗臺、實驗工況、測量參數(shù)要求均滿足熱交換器及傳熱元件性能測試方法國家標準（GB/T 27698.1- 2011 和 GB/T 27698.2-2011），考慮到各傳感器精度及測量誤差，整個實驗臺系統(tǒng)誤差小于標準規(guī)定的±5%。樣機設計中將換熱管數(shù)量從原始排布的 169 根減少到優(yōu)化設計后的 149 根，減少約 11%。對采用原始換熱管排布的冷水機組，以及根據(jù)優(yōu)化原則設計的樣機進行實驗，其實驗結果見表 5。

從表中可以看出，蒸發(fā)器的單管換熱量從原始排布的 5.904 kW 增大到優(yōu)化排布樣機的 6.725 kW，采用優(yōu)化排布方案的蒸發(fā)器單管換熱器，比原始排布的蒸發(fā)器大13.9%。其原因在于，優(yōu)化后的換熱管束排布能夠使氣泡盡快脫離換熱管壁，減少氣泡造成的熱阻，從而提高了換熱管的換熱系數(shù)。