基于FLUENT的管壳式换热器流场的数值模拟与分析

基于FLUENT的管壳式换热器流场的
数值模拟与分析
鲍苏洋
（南京工业大学机械与动力工程学院，南京210009)
摘要:通过简化管壳式换热器模型，采用非结构网格划分，选用κ-ε湍流模型，应用CFD 软件FLUENT 对壳程流体流动和传热过程进行了数值模拟，得到了不同折流板间距情况下壳程流体温度场、压力场以及速度场的分布情况。

分析了折流板间距对壳程流体流场分布、换热器传热速率以及压力损失的影响，并得出了进口流速与传热量和压力损失之间的关系。

模拟结果与理论研究结果相符合，对管壳式换热器的设计和改进有一定的参考价值。

关键词:化工机械; 换热器; 数值模拟; 温度场; 速度场; 压力场
Numerical Simulation and Analysis of Flow Field in Shell-and-Tube Heat Exchanger Based on FLUENT
Suyang BAO
( School of Mechanical and Power Engineering，Nanjing University of Technology，Nanjing 210009，China)
Abstract: By simplified the model of shell-and-tube heat exchangers，adopted the unstructured mesh，chose the κ-εturbulence model to gain the static temperature field，velocity field and static pressure field distribution of shell by taking numerical simulation of the shell side turbulent flow and heat transfer process with the CFD software FLUENT at different baffle spacing．Analyzed the effect of baffle spacing on the distribution of shell fluid flow，heat transfer rate and pressure drop，also acquired the relationship between inlet velocity and heat transfer rate，pressure drop．The simulation results consistent with the theoretical results of shell-and-tube heat exchangers，which can be a reference for the design and improvement of shell-and-tube heat exchangers．
Key words: chemical machinery; heat exchanger; numerical simulation; temperature field; velocity field; pressure field
0 引言
换热器是石油化工行业广泛应用的工艺设备，换热器不仅能够合理调节工艺介质的温度以满足生产工艺的需要，同时也是余热回收利用的有效设备［1］。

管壳式换热器是现阶段石化行业应用最广泛的一种换热器，有很多学者对其进行了大量的改进研究［2］。

管壳式换热器的传热性能主要取决于管程和壳程内的流体及其相互之间的耦合作用。

壳程流体的流动形态是影响换热器结构性能的重要因素，不同的壳程流体流动状态使得管壳式换热器的传热和流动阻力等性能呈现出较大差异［3］。

采用数值模拟方法可以模拟复杂和理想工况下的流体流动状态、温度场、压力场等。

数值模拟的优点是求解速度快、费用低、重复性好、可操作性强，可以通过改变模型结构参数和初始边界条件来模拟不同工况下的流场，进而对不同操作工况的求解结果进行对比分析，得出最优的模型。

近年来计算流体力学( CFD) 软件在分析实际工程问题中得到了极其广泛的应用，其中Fluent 软件是计算流体力学工程问题中常用的工具软件。

现阶段应用Fluent 软件模拟管壳式弓形折流板换热器内部流场有了较快发展［4--7］，取得了很多成果。

文中应用FLUENT软件对不同折流板间距和不同进口流速情况
下的管壳式换热器壳程流场进行了数值模拟，对比分析了壳程折流板间距和流速对换热器传热量和压降的影响。

1物理模型与数值计算方法
1．1物理模型
数值模拟模型采用普通管壳式换热器，单管程、单壳程和弓形圆缺折流板，折流板间距分3 种情况设
置为400mm ，200 mm 和100 mm ，相应折流板数分别为4 块、7 块和12 块。

由于换热器为对称结构，所以
采用一半结构模型。

换热器的具体几何模拟计算参数见表1和表2，管壳换热器结构简图如图1所示。

表1 换热器的几何参数
Table 1 Geometric parameters of heat exchanger
壳体长度/
壳体直径/ mm
换热管直径/
mm
换热管
数/ 根 管间距/ mm 换热管排列方式
折流板间距/
mm 折流板数/
块 折流板厚度/ mm
1632
8273⨯φ 5.225⨯φ
40
32
∆
400,200，100
4,7,12
6
表2 换热器计算工况
壳程流体
入口流速/ （m ·s -1
）
入口温度/ （℃） 密度/ kg /m 3
比热容/
Kj(kg ·K)
动力粘度/ u Pa ·s 热传导率/ W/( m ·K)
管程流体
空气
1.0
25
1.067
1.005
1.825
0.029
饱和水蒸汽
图1 管壳换热器结构
Figure 1 Shell and tube heat exchanger structure
1．2 数值计算方法
由于主要研究换热器内部壳程流体的流动和传热过程，计算区域内流动和传热过程采用文献［8］
中的连
续性方程、动量方程、能量方程来描述。

1) 连续性方程
0x u =∂∂+∂∂+∂∂z
u
y u (1) 2) 动量守恒方程
X 方向
)]([)]([)2()
()()(）u （z
u x u z y u x v y divU x u x x p f z
wu y vu x uu t x ∂∂+∂∂∂∂+∂∂+∂∂∂∂++∂∂∂∂+∂∂-=∂∂+∂∂+∂∂+∂∂μμλμρρρρ (2) Y 方向
)]([)]([)2()
()()(）（z
u y w z y u x v x divU y v y y p f z
wv y vv x uv t v y ∂∂+∂∂∂∂+∂∂+∂∂∂∂++∂∂∂∂+∂∂-=∂∂+∂∂+∂∂+∂∂μμλμρρρρ (3) Z 方向
)]([)]([)2()
()()(）w （z
v y w y x w z u x divU z w z z p f z
ww y vw x uw t z ∂∂+∂∂∂∂+∂∂+∂∂∂∂++∂∂∂∂+∂∂-=∂∂+∂∂+∂∂+∂∂μμλμρρρρρ (4) 式中: f 为流体单位体积的质量力，μ 为流体的动力黏度，λ 为流体的第2 分子黏度，对于气体可取λ=－2/3
3) 能量守恒方程
T p p p S z
T c z y T c y x T c x z wT y vT x uT t +∂∂∂∂+∂∂+∂∂+∂∂∂∂=∂∂+∂∂+∂∂+∂∂)()()()
()()(）T （λλλρρρρ(5) 式中: C p 为比热容，T 为温度，λ 为导热系数，S T 为黏性耗散相。

在ProE 中创建三维模型，导入到ICEM 中，利用ICEM 划分非结构化网格，根据表1 的几何参数绘制出换热器几何体，并分3 次设定不同的折流板间距分别为400 mm ，200 mm 和100mm ，对应折流板块数为4 块、7块和12 块，划分网格。

因湍流效应对流动与传热的影响较大，故计算模型选用κ-ε 湍流模型
［9］
，求解方式采用隐式求解，
保证了收敛的稳定性; 压力和速度耦合采用SIMPLE 算法，动量、能量以及湍流参量的求解采用二阶迎风差分格式; 操作条件考虑重力加速度的影响。

将换热器内流体定义为不可压缩的牛顿型流体，给定流体的物性参数; 定义入口处为速度入口边界，给定入口速度以及相应的温度条件; 流体进口采用速度入口条件，给定流体流速、温度及相应的湍流条件; 出口采用自由出口边界条件; 换热管定义为固定壁温壁面边界条件，换热器筒体、折流板以及折流栅定义为绝热、无速度滑移壁面边界条件。

2 模拟结果及分析
2．1温度场分布
由图2 温度分布图可以看出壳程流体流动过程中在折流通道变向过渡区域，流体取最短的路程斜向前进，形成一个介质相对静止的三角形空间，这一空间为介质滞留区，处于滞留区的管子表面换热性能较差，相当于减少了一部分换热面积，形成传热死区。

随着壳程折流板数目的增加，每一块折流板后面的传热死区面积减少，折流板两侧的温差逐渐变小，出口温度升高，整个壳程温度分布变均匀。

在弓形折流板换热器［10］中，由于折流板的扰流作用，使得壳程流体横向冲刷换热管束，并周期性地改变方向，加速了传热表面流体的迅速剥离并使流体充分混合，很好地增强了对流换热效果。

当折流板的间距较大时，流体流速较低，膜传热系数较低，换热器的总传热系数较小，需要较大的换热面积。

当折流板的间距较小时，流体流速变大，换热器的总传热系数较大，有利于换热。

图2 进口速度1 m/s，折流板间距为400 mm，200 mm，100 mm 时的温度分布
Figure 2 Velocity of 1 m/s，respectively，baffle spacing of 400 mm，200 mm，100 mm contour map
of the temperatur
2．2 压力场分布
由图3 压力分布图可以看出流体在折流板前后存在明显压差，当折流板间距较大时，壳程压力分布较均匀，进出口压差较小; 随着折流板间距的减小，流体压差变大，壳程压差不均匀程度增大，进出口压差较大，增大了动力损失。

折流板的阻挡和扰流作用使得流体冲击折流板时改变流向，流体在壳程侧形成若干个并列的折返通道，介质急剧改变流向。

同时由于流通截面的突变而在弓形折流板缺口处形成流体速度突变和压力突变，并且在折流板背面形成回流区，造成很大的压力损失。

2．3 速度场分布
由图4 和图5 速度分布图可以看出流体在折流板前的区域内上下方向冲刷管束，呈错流传热，在较低的Re 数下就能达到湍流状态，大部分的热传递在此区域内完成。

折流板下方是层流区，流体与管束平
图3 进口速度1 m/s，折流板间距为400 mm，200 mm，100 mm 时压力分布图
Figure 3 Velocity of 1 m/s，respectively，baffle spacing of 400 mm，200 mm，100 mm contour map of
the pressure
行流动，在此区域内完成的热量传递较少。

折流板后方是涡流区，流体在此区域内相对停滞，使热混合的程度极小，热量在此聚集而无法及时传递，局部换热效果较差，成为传热死区。

随着折流板间距的减小，流体在壳程中心区域流速急剧增大，湍动程度增大，提高了传热系数。

折流板后方的涡流区域面积变小，流场分布变均匀。

图4 折流板附近流体速度矢量放大图Figure 4 Baffle near the velocity vector to enlarge
图5 进口速度1 m/s，折流板间距为400 mm，200 mm，100 mm 时的速度场分布
Figure 3 Velocity of 1 m/s，respectively，baffle spacing of 400 mm，200 mm，100 mm contour map of
the velocity
2．4 进口流速的影响
由图6 和图7 可以看出随着流体速度的增加和折流板间距的减小，换热器传热量随之增大，近似呈线性关系。

但是传热量增加的同时，压力损失的增加也是明显的。

合理的壳程流体流速和折流板间距不仅应使换热器获得较好的传热效果，以满足给定的传热要求［11］，而且能够使壳程的流体压力降不超过允许的最大压力降，避免了动力消耗过大。

图6 不同折流板间距时速度与传热速率关系Figure 6 Relate of different baffle spacing between
velocity and heat transfer rate
图7 不同折流板间距时速度与压力损失关系
Figure 7 Relate of different baffle spacing between
velocity and pressure loss 3结论
采用数值模拟计算方法和FLUENT 软件相结合
的方法对管壳式换热器壳程进行了温度场、速度场和压力场的模拟，得出了各流场在不同情况下的分布情况。

模拟结果表明: 随着管壳式换热器壳程流体进口速度的增大，传热死区面积减少，有效传热面积增加，提高了传热效率，但压力损失也随之增加。

减小折流板间距能够增大流体的湍动程度，提高传热效率，同时压力损失的增加也是非常明显的。

模拟结果与理论研究结果吻合良好，该方法能有效地模拟换热器温度场等的相关信息，为管壳式换热器的设计和改进提供了依据。

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