螺旋板换热器轴向错流通道湿法捕尘拟均相模型_徐其鹏

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双螺旋折流板换热器最佳螺旋角的研究

双螺旋折流板换热器最佳螺旋角的研究赵忠超;米浩君;成华;丰威仙;云龙【摘要】为了研究换热器的传热性能与双螺旋折流板换热器的螺旋角的关系，通过建立多个不同螺旋角的管壳式换热器模型，运用数值计算的技术手段对其进行模拟，并对其数值模拟结果进行对比分析。

结果表明：双螺旋折流板换热器存在最佳螺旋角使得换热器的换热性能最优。

相同换热器结构的条件下，壳程进口流量对双螺旋折流板换热器的最佳螺旋角没有影响。

随着壳径的增大，双螺旋折流板式换热器的最佳螺旋角有下降趋势。

%To investigate the relationships between the heat transfer coefficient and baffle helix angle of double -helical baffles heat exchanger , the physical and mathematical model of double-helical baffles heat exchanger with different baffles helix angle weredeveloped .The results show that the optimization baffles helix angle results in the highest heat transfer coefficient of double-helical baffles heat exchanger;the inlet flow flux of shell side has no effect on the optimization baffles helix angle for those heat exchanger with the same heat transfer structure . The optimization baffles helix angle tends to decrease with the tube diameter increment of double -helical baffles heat exchanger .【期刊名称】《江苏科技大学学报（自然科学版）》【年(卷),期】2013(000)006【总页数】5页(P551-555)【关键词】双螺旋折流板;螺旋角;传热系数;压降【作者】赵忠超;米浩君;成华;丰威仙;云龙【作者单位】江苏科技大学能源与动力工程学院，江苏镇江212003;江苏科技大学能源与动力工程学院，江苏镇江212003;江苏科技大学能源与动力工程学院，江苏镇江212003;江苏科技大学能源与动力工程学院，江苏镇江212003;江苏科技大学能源与动力工程学院，江苏镇江212003【正文语种】中文【中图分类】TK124管壳式换热器(shell and tube heat exchanger)又称列管式换热器,是以封闭在壳体中管束的壁面作为传热面的间壁式换热器[1].这种换热器结构较简单，操作可靠,可用各种结构材料制造,能在高温、高压下使用,是目前应用最广的换热器类型.其缺点主要是流动死区大，换热系数小,流动压降大[2].为了解决上述问题，20世纪60年代，研究人员提出了螺旋折流板换热器.螺旋折流板换热器是将折流板布置成近似的螺旋面，使换热器中的壳侧流体呈连续的螺旋状流动，以实现有效降低壳侧的流动阻力以及强化传热的目的.与常用的弓形折流板式换热器相比，螺旋折流板式换热器边界膜层减薄，没有流动死区，污垢沉淀较少，热阻降低，换热系数增大，压降损失减小，抗振性能强[3].提高螺旋折流板式换热器的传热性能，选取合适的螺旋角至关重要，对于双螺旋折流板换热器同样如此.大量的研究文献表明，随着螺旋角的增大，换热器壳侧的沿程阻力会减小，但同时换热系数也会相应减小[4].因此，螺旋折流板式换热器螺旋角的选取应当综合考虑阻力损失和换热系数之间的关系,根据具体情况作出选择.1 模型换热器折流板是用来改变流体流向的板，常用于管壳式换热器设计壳程介质流道，根据介质性质和流量以及换热器大小确定折流板的多少.折流板被设置在壳程，它既可以提高传热效果，又能够起到支撑管束的作用.折流板有弓形，圆盘-圆环形，螺旋折流板等形式[5]，其中螺旋折流板有单螺旋和双螺旋两种(图1,2).为了使螺旋折流板能够用于实际生产，一般可以用平面板子的拼接来实现螺旋折流板.在搭接结构中进一步增加搭接距离，当搭接距离为螺距的一半时，原来相邻的两块折流板相对放置，而原来相间的折流板反而连续在一起，形成所谓的双螺旋结构.为了区分，将普通的连续结构称为单螺旋结构[6].图1 双螺旋换热器结构Fig.1 Structure of double helix heat exchanger图2 单螺旋换热器结构Fig.2 Structure of single helix heat exchanger文中建立了管壳式双螺旋折流板换热器模型，在管程介质不变的情况下进行模拟，研究壳程直径对双螺旋折流板式换热器最佳螺旋角的影响.换热器采用单壳程、二管程的非连续形双螺旋折板结构，换热器管束以等边三角形布管.壳程进口温度为90℃，出口温度为50℃；管程进口温度为15℃；管程和壳程进口压力分别为3．1，2．9 MPa.壳程流动工质为润滑油，管程流动工质为水.在流体力学的计算中，需要计算一些复杂的方程，主要有描写流体的质量守恒方程、能量守恒方程和动量守恒方程(即N-S方程)[1].这些控制方程可以用一个通用的形式来表达：+div(ρUφ)=div(Γφgradφ)+Sφ(1)式中:φ为通用变量,可以代表u,v,w,T等求解变量,Γφ为广义扩散系数,Sφ为广义源项.不同的φ在不同的控制方程中所代表的变量是不相同的[4].文中换热器内流体以湍流的形式存在,进行数值计算过程中采用最广泛的认可的当属k-ε两方程模型.其中在此模型中，k和ε是两未知量，与之对应的方程为：湍流脉动动能方程(2)和耗散率的控制方程(3).两方程分别得到湍流流动的脉动动能k和湍流耗散率ε，进而求得湍流应力[7].(2)(3)式中：ui,uj为时均速度，μ为流体动力粘度，μt为湍动粘度，σk和σε分别是与湍动能k和耗散率ε对应的prandtl数，c1和c2为经验常数，通常c1=1.44,c2=1.92.整个数值模拟的过程,壳程压降与壳程换热系数是主要的性能参数,对于螺旋折流板换热器,壳程对流换热系数ho为[8]:(4)式中:JHo为壳程传热因子,无因次;CP为壳程流体定压比热容,J/kg·k-1;λoD为壳程材料导热系数,w/(m·k)；λ为壳程流体导热系数,w/(m·k)；φo为壳程壁温校正系数,无因次;εh为旁路档板传热校正系数,无因次.公式的具体含义可查阅文献(7).根据Kerm法推导出螺旋折流板换热器壳程膜传热系数基本形式[7]:(5)式中:为通过推导公式计算出的壳程对流换热系数,deo壳层的当量直径(m);a为壳程流体热扩散率(m2/s);当b为加热流体时，b=0.4.当b为冷却流体时，b=0.3;Re 为壳程雷诺数,Pr为管外壁温度下的普朗特数.根据单弓形折流板管内及壳程压力降,结合实际的试验数据推导出螺旋折流壳程压力降近似公式:(6)式中:为壳程压力降(Pa);fo为壳程摩擦因数;ρ为壳程流体的密度(kg/m3);L为管长(m)；u为壳程流体流速(m/s);B为螺旋折流板螺距(m).2 不同螺旋角的换热性能对比在壳体直径为1 400 mm,管长为7 000 m,管径为16 mm,壳侧进出口直径为250 mm,管侧进出口直径为200 mm,管束在正三角排列的情况下,分别选择螺旋角为3°～15°,以1°为步长.在此条件下计算壳程传热系数、压力降，以及不同螺旋角时单位压降下的换热系数.2.1 壳程换热系数随流量的变化在相同的几何结构条件下，不同的壳侧进口流量影响对流换热系数.从图3可以看出：在螺旋角θ相同时，双螺旋折流板换热器的壳程对流换热系数k随着壳程进口流量的增大而增大.在流量相同时，双螺旋折流板式换热器壳程对流换热系数h 随着螺旋角度的减小而增大.主要原因是：对于双螺旋折流板换热器，壳体内径、螺旋角及折流板间距三者是相互关联的.当壳体内径一定时，双螺旋折流板间距随着双螺旋折流板的螺旋角的增大而增大，因此，壳程最小截面面积也随之增大.在相同的壳程流量下，最小截面的流速较低，不利于换热.其次，螺旋角越小，流动的切向分量越大，越有利于横向冲刷换热管，减小边界层厚度，增强流体产生湍流，更有利于换热.而且，切向速度分量可使流体产生离心惯性力，在离心惯性力的作用下，产生二次流动，即沿半径方向流动，也使流动扰动大幅度增加，所以增强了换热.图3 流量与螺旋角对壳程换热系数的影响Fig.3 Influence of flow and helixangle on the heat transfer coefficient2.2 壳程压降随流量的变化壳程流速对换热器的换热系数有影响，流速越大，换热器的换热系数就越高.而壳侧的压降对壳侧的流速有影响，壳程压降越少流速越大.从图4可以看出：螺旋角度相同时，双螺旋折流板换热器的壳程阻力Δp随着流量的增大而增大.流量相同时，螺旋折流板换热器的壳程阻力随着螺旋角度的减小而增大.其原因是：流量的增大使边界层变成湍流边界层，边界层分离点提前，管束后面产生大量的漩涡，漩涡运动增强流体径向混合，使得径向速度分布越来越均匀，脉动速度增大；湍动速度越大，壳程压降越大.图4 流量与螺旋角对壳程压降的影响Fig.4 Influence of flow and helix angle on the pressure drop2.3 壳程单位压降换热系数随流量的变化大量的文献资料表明[9]，随着螺旋角的增大，换热器壳侧的压降会减小，但同时对流换热系数也会相应减小.因此，螺旋折流板式换热器螺旋角的选取应当综合考虑压降和换热系数之间的关系.对流传热的性能不仅取决于流体的速度和物性以及流体与固体壁面间的温差，还取决于流体速度场与热流场之间协同的程度.对流传热的场协同数Fc[10]为：(7)式中:Nu为壳程努赛尔数.场协同数Fc的值代表对流引起的热源强度在全场的总和,反应了整个对流传热过程中速度场与热流场的协同程度,值越大,表明速度场与热流场的协同性越好,传热效果越好.从图5可以看出：螺旋角度一定时，单位压降下的壳程传热系数随着壳程流量的增加而降低.在不同流量下，壳程场协同数存在最大值，所对应的螺旋角度为6°～8°间，这是最佳螺旋角范围.图5 流量与螺旋角对壳程协同角的影响Fig.5 Influence of flow and helix angle on the coefficient of performance3 不同管长换热器的换热性能对比在壳体直径为1 400 mm,管径为16 mm,壳侧进出口直径为250 mm,管侧进出口直径为200 mm,管束以正三角排列,流量为30 kg/s的情况下,分别选择管长为7,8,9 m,在此情况下计算壳程传热系数、压力降,以及不同螺旋角条件下的单位压降换热系数.3.1 壳程换热系数随管长的变化管壳式换热器的换热管长度与壳径之比有一适合值，不宜太大亦不宜过小.本文以换热器设计标准为参考，管长与壳径的比例在5～10之间选取.从图6可以看出，当壳体直径相同、流量相同、螺旋角相同时，不同管长的换热器的对流换热系数近乎相等，双螺旋折流板换热器的管长对换热器对流换热系数影响甚少.图6 管长与螺旋角对壳程换热系数的影响Fig.6 Influence of tube length and helix angle on the heat transfer coefficient3.2 单位管长压降随管长的变化流体经过的路程越长，沿程阻力越大，压降越大.在图7中可以看出，螺旋角度相同时，双螺旋折流板换热器的壳程阻力ΔP随着管长的增大而增大，但随着螺旋角的增大，管子的长度对压降的影响越来越少.因此在适应壳径所对应的管长范围内，螺旋角度越大，管长对换热器的压降影响越少.图7 管长与螺旋角对壳程压降的影响Fig.7 Influence of tube length and helix angle on the pressure drop3.3 壳程单位压降换热系数随管长的变化文中以单位压降下的换热系数为衡量换热器传热效益的标准，作为性能系数.从图8可以看出：螺旋角度一定时，单位压降下的壳程传热系数随着壳程管长的增加而降低.在不同管长下，单位压降下的壳程传热系数存在最大值.螺旋角在6°～8°间存在一个最佳螺旋角.因此6°～8°是最佳螺旋角范围.由此可知，管长对最佳螺旋角的大小无明显影响.图8 管长与螺旋角对壳程性能系数的影响Fig.8 Influence of tube length and helix angle on the heat transfer coefficient4 最佳螺旋角随壳体直径的变化从上文已知,流量一定时,螺旋角小于7°时随着角度的增大单位压降下的换热系数升高;大于7°时随着角度的增大,性能系数下降,流量越小这种规律越明显,这说明6°～8°是壳径R为1 400 mm时的最佳螺旋角范围.流量对最佳螺旋角的大小无明显影响.用同样的方法模拟了壳径D分别为700,800,900,1 000,1 100,1 200,1 300 mm 的螺旋折流板式换热器，发现都有如下规律.图9所示，两线所围区域为最佳螺旋角范围.从图中可看出随着壳径的增大，双螺旋折流板换热器最佳螺旋角范围有下降趋势.图9 最佳螺旋角随壳径的变化Fig.9 Relationship between shell diameter and optimization helix angle5 结论1) 相同螺旋角度的双螺旋折流板换热器，随着壳程流量的增大压降减小，换热系数增大，壳程性能系数(即单位压降下的换热系数)下降.2) 壳程流量相同的双螺旋折流板换热器螺旋角度增大，壳程压降减小，壳程换热系数也减小.螺旋角小于最佳螺旋角时，随着螺旋角度的增大，壳程单位压降下的换热系数升高.3) 壳径一定时，最佳螺旋角一定，壳程流量的改变对最佳螺旋角的大小无影响.壳径一定时，最佳螺旋角一定，壳程流量一定时，管长的改变对最佳螺旋角的大小无影响.4) 随着壳径的增大，双螺旋折流板换热器的最佳螺旋角有下降趋势.参考文献[1] Wang Qiuwang,Chen Guidong,Chen Qiuyang.Review of improvements on shell-and-tube heat exchangers with helical baffles[J].Heat Transfer Engineering,2010,31(10):836-853.[2] 刘化瑾,陈亚平,李彦晴,等.当量螺旋角对三分螺旋折流板换热器性能的影响[J].化学工程,2010,38(7):22-25,30.Liu Huajin,Chen Yaping,Li Yanqing,et al.Influence of equivalent helix angle on rerformance of trisection helix baffled neat exchanger[J].Chemtcal Engineering,2010,38(7):22-25,30.(in Chinese)[3] Peng B,Wang Q W,Zhang C,et al.An experimental study of shell-and-tube heat exchangers with continuous helical baffles[J].J Heat Transfer,2007,129(10):1425-1431.[4] 钱颂文.换热器设计手册[M].北京:化学工业出版社,2002.[5] Yang J,Zeng M,Wang Q,et al.Forced convection heat transfer enhancement by porous pin fins in rectangular channels[J].J Heat Transfer-Trans ASME，2010，132：051702.[6] Wang Y,Liu Z,Huang S,et al.Experimental investigation of shelland-tube heat exchanger with a new type of baffles[J].Heat Massransfer,2011(47):833-839.[7] Fan A W,Deng J J,Guo J,et al.A numerical study on thermo-hydrauliccharacteristics of turbulent flow in a circular tube fitted with conical strip inserts[J].Appl Therm Eng,2011(31):2819-2828.[8] Peng B,Wang Q W,Zhang C,et al.An experimental study of shell and tube heat exchangers with continuous helical baffles[J].ASME J Heat Transfer,2007(129):1425-1431.[9] Li Y,Jiang X,Huang X,et al.Optimization of high-pressure shell-andtube heat exchanger for syngas cooling in an IGCC[J].Int J Heat Mass Transfer,2010(53):4543-4551.[10] Guo Z Y,TaG W Q,Shah R K.The field synergy principle and its applications in enhancing single phase convective heattransfer[J].International Journal of Heat and MassTransfer,2005,48(9):1797-1807.。

螺旋盘管换热器的结构对换热的影响

螺旋盘管换热器的结构对换热的影响作者：徐文郭健翔付珊臧飞来源：《城市建设理论研究》2015年第01期摘要：本文研究了螺旋盘管的结构对换热器流动与换热的影响，建立了螺旋管内的控制方程，通过fluent进行模拟求解，得出不同螺旋管的结构对换热效果的影响程度。

由模拟结果可以看出，在螺距一定时，传热系数随曲率半径的增大而减小，压强损失也随着曲率半径的增大而减小；在曲率半径一定时，传热系数随着螺距的增大而增大，但是增大的幅度很小。

关键词：螺旋盘管曲率半径螺距 fluent中图分类号：TE08文献标识码： A引言螺旋盘管管构造独特，可以利用离心力来抑制污垢的生长，起到自清洗作用。

螺旋盘管换热器充分利用空间进行设计，管内通道与管外通道均为螺旋状流体通道，一次介质与二次介质均可旋流运动进行热交换，传热系数较高，结构紧凑、空间利用率高，换热面积大大增加，而且占地面积很小[1]。

本文对螺旋盘管换热器进行研究，研究螺旋盘管的结构对换热器换热系数和流动性能的影响。

螺旋管中的流体在离心力的作用下，呈现三维网状流动或不规则螺旋流动，增强了流体边界层、换热边界层的扰动，使边界层变薄，强化对流换热。

而且在离心力的作用下，污水中的杂质轻易被带走，具有自清洗功能，避免了频繁清洗，在一定程度上解决了污水中杂质沉淀造成的换热器堵塞、换热效率降低等问题。

1、影响螺旋盘管换热器性能的因素螺旋管管内为强制对流换热，换热系数由Dittus-Boelter公式[2]计算：加热流体时，n=0.4，冷却流体时，n=0.3。

此关联式仅适用于平直管道，对于螺旋管，需要进行修正。

工程上一种实用的做法是，应用上述准则式计算出Nu数后再乘以一个螺旋管修正系数cr。

对于液体，，R为盘管曲率半径。

选定介质及换热器材料后，对换热系数有直接影响的参数有：换热管管径d、螺旋管曲率半径R、螺距b。

螺旋盘管式换热器的一个优势就是可以充分利用空间，若螺距过大会导致空间利用率低，同时根据文献[3]资料可知，螺距相对曲率半径来说，对换热效率及压强损失的影响相对较小，因此先研究曲率半径对螺旋管换热效果的影响，再研究螺距的影响。

秸秆两级螺旋输送系统设计

0 引言
螺旋输送机是一种利用电机带动螺旋回转袁推移物料以实现输送目的的机械遥它能水平尧倾斜或垂直输送袁具有结构简单尧横截面积小尧密封性好尧操作方便尧维修容易尧便于封闭运输等优点遥传统的螺旋输送系统在运输缠绕性的物料过程中容易出现物料堆积堵塞现象袁不能保证连续性输送的问题袁轻则影响产量尧增加电耗袁重则会烧坏电机袁还有可能扭断螺旋轴袁导致设备损坏袁影响生产安全遥因此袁防堵型的螺旋输送系统可以减少物料堵塞现象袁防止物料缠绕堆积袁影响设备正常使用袁保证输送的连续性及生产安全遥
本文研究一种带有防堵结构的两级螺旋输送机袁能够控制进料速度袁使物料进入和输送形成时间差袁防止物料堆积遥
1 高防堵两级螺旋输送系统的设计与工作原理
1.1 整体结构设计该系统采用双螺旋输送技术袁设计高低布置两
级螺旋式输送机构袁在输送机构安装进料速度控制器袁根据实际需要控制输送速度袁研究输送功率尧螺旋转速及机构布置高度对进料量影响规律袁解决生物质运输速度和数量等难以控制的问题曰为了解决
情况袁给出了最小输送量时转速与螺旋直径的关系
曲线渊如图 3尧4 所示冤遥
图 3 螺旋直径与转速关系曲线
总第 212 期
49
粤耘栽
农业装备技术
圆园19.4
图 4 最小输送量时螺旋直径与转速关系曲线
取 D= 4 0 m m 袁得到对应转速 n=2 2 9.1 6 r/m in 遥
根据式渊 4冤院
目前袁国内的螺旋输送系统防堵研究主要集中在单级输送机构上袁主要采用增大出料口尧粉碎化物料尧安装反旋向叶片尧无载启动尧空载停车等方式来
尽可能避免堵料袁而对两级螺旋输送系统的防堵研究相对空白遥两级螺旋输送系统是在一级螺旋输送系统的基础上袁增加了一级输送系统袁有助于改变输送方向袁主要应用于有高度差的物料运输情况遥

螺旋鳍片管换热过程三维数值模拟及性能评价

ｆｒｅｆｅｅｃｅｆｉｉｎ￣ｏｂｅｔｅｔｍｔｎｆｒｐｉｍｄｓｇ．Ｔｅｅｐｒｍｅｔｌｅｕｔｅｄ — ｒｊｅｉｕｏｏｔｏ￣＇ｉｏｍｕｅｉｎｈｘｅｉｎａｒｓｌｓｏ，ｈｔｔｏｈｅｒｆｒｎｅｔｔｔｒｅｓ／ｕ
Ａｂｓｒｔｔａｃ：Ｔｈｅｔｔａｓｅａａｔｒｓｉｆｓｉａｉｎｅｕｅｈａｒｎｆｒ（ｒｃｅｉｔｏｐｒｌｆｎｄｔｂｅｗｈｉｈｐｒｏｍｅｉｈａｒｃ＇ｏｌｒｗａｉｈｅｃｅｆｒｄｎｅｔｅｏ，ｙｈｉｅｓｓｍｕｌｔｄｙｕｓｎｅａｅｈｉｇｐｒｇａｏｒｍｍａｌａｇａｅ “ＡＰＤＩ ” ｏｈｅｌｎｕｇｆＡＮＳＹＳＴｈｎｕｎｅｏｉｆｒｎｏｄｗａｅ ’ ｒｔｎｈｍｏｋ ’ ｅｅａｕｅｗａｎｌｚｄｅｉｆｅｃｆｄｆｅｅｔｅｌｔｒｓａｅａｄｔｅｓｌｅｓｔｍｐｒｔｒｓａａｙｅ
明，为基于有限元分析技术进行螺旋鳍片管换热器的结构优化设计奠定了基础
关键词：旋鳍片管；一流耦合；值模拟；热特性评价螺热数换中图分类号：Ｋ２．Ｔ２３３文献标识码：Ａ文章编号：０１４５（０８１ — ０９０１ — ５１２０）１０７ — ４０
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Ｔｃｎｌｇｅｈｏｏ），Ｈａｇｈｕ３０１ｎｚｏ１０４，Ｃｉａ；２Ｃｌｇ『Ｚｅｚｅ，ＺｈｊａｇＵｎｖｒｉ，Ｈａｇｈｔ３０５ｈｎ．ｏｌｅｏ、ＨＵＫ —ｈｎｅｅｉｎｉｅｓ）ｔｎｚ０ｌ１０８，Ｃｉａｈｎ）

螺旋翅片管换热器内气固两相流动特性数值模拟

４ａ同向螺旋翅片管速度矢量图
４ｂ反向螺旋翅片管速度矢量图
图２同向、反向螺旋翅片管速度矢量图
图１螺旋管束排列方式
表１螺旋管束的结构尺寸（单位：ｍｍ）
从图２中可以看出，反向螺旋翅片管在同列桕邻翅片管问速度欠的变化更为明显，且后排翅片管受前排流场的干扰更大。另外从前排翅片间流过的气流由ｆ存在轴向方向的分速度，当它进入Ｆ一排管束ｆＩ、』与翅片间存存一定的角度，此对翅片起到一定的吹｛］作用，具备自动清灰的能力。通过对图２ｄ．、４ｂ的对比可以看出州向螺旋管的气流扰动相对较弱，颗粒更容易在同向螺旋管束上沉。由于管束排列方式的不同会影响管束间烟气流场的分布，有的排列方式使得管束的某些区域流场分布稳定而存有的区域气流的扰动很大，对于扰动大的区域烟气颗粒不容易沉积，相反伍扰动小的区域烟
◎
◎
扰动，减小ｒ积从区域。。。袁晓豆、史月涛对绕流Ｈ型翅片管进行２模拟结果及分析ｒ冷念数值帧拟，结果表明颗粒速度在Ｈ型翅片管迎嘶呈Ｍ分布；２１螺旋翅片管的流场分布背风丽呈ｗ型分布，使Ｈ型翅片管不易积灰。本文存前人的研究
基础上，以螺旋翘片管换热器内的气固两梢流动特性为研究对象，研究管束排列方式及颗粒南径对翅片管内气固两相流动特性的影响。图２为同列桕邻趟片管
截面上的述度矢
。
１计算模型及算法
１１物理模型

螺旋折流板换热器的研究进展

螺旋折流板换热器的研究进展
马士恒;韩昊学;张承贺;沙滨滨;衣鑫宇;刘学武
【期刊名称】《化工技术与开发》
【年(卷),期】2024(53)6
【摘要】螺旋折流板换热器是管壳式换热器的一种,相比弓形折流板换热器具有诸多优势。

本文介绍了螺旋折流板换热器的研究进展,总结了螺旋折流板换热器的结构(如螺旋角、螺距等)与换热器的性能(如压降、传热系数等)之间关系的研究成果,提出了可提高换热器性能的新型结构及设计方法。

【总页数】5页(P53-56)
【作者】马士恒;韩昊学;张承贺;沙滨滨;衣鑫宇;刘学武
【作者单位】山东京博装备制造安装有限公司;大连理工大学化工学院
【正文语种】中文
【中图分类】TQ051.5
【相关文献】
1.螺旋折流板与弓型折流板强化管换热器的传热性能对比
2.CAD在螺旋折流板换热器折流板及定距管设计中的应用
3.螺旋折流板与弓形折流板换热器性能的数值模拟
4.折流板间距对六分螺旋折流板换热器壳程传热性能的影响
5.螺旋折流板换热器折流板尺寸及相关计算
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螺旋板换热器轴向错流通道湿法捕尘拟均相模型_徐其鹏

Vd Vw vth k p Dp
p
(6)
2
湿法脱除 PM2.5 的拟均相模型
c c D dc np kp (cp,b cp,s ) Dp p Dp p,b p,s p cp,b (3) p p dy y c
式中 k 为尾气的热导率，DM、Dp 分别为水蒸气和 PM2.5 在尾气中的扩散系数，δt、δw、δp 分别为温度边界层、水蒸气浓度边界层和 PM2.5 浓度边界层的厚度，cw,b、cw,s 为尾气主体水蒸气浓度和气液界面浓度，cp,b、cp,s 则为尾气主体 PM2.5 浓度和气液界面浓度。由于 PM2.5 浓度很低，被液相吸收后其质量分数远小于 1%，因此将气液界面视为 PM2.5 完全吸纳面，即 cp,s =0。 1.2 PM2.5 粒子在边界层内的运动特性悬浮于气流中的 PM2.5 粒子具有与气流相同的总体流速。湍流主体气流性质均匀，所以 PM2.5 粒子浓度也均匀。冷却冷凝边界层内 PM2.5 粒子受气流参数空间变化率的作用与其他组分不一样，所以呈现不同的运动特征。热泳即是 PM2.5 粒子在温度梯度推动下向冷却壁面迁移的相对运动，热泳速度 vth 正比于温度梯度[12-13]
dT T T k b s q h(Tb Ts ) k t d y y t c c dw nw kw (cw,b cw,s ) DAB c DM w,b w,s w d y y c (1) (2)
动总的速度（或体积通量），对比可见与式（3）定义的传质系数具有相同意义，即
向尾气中添加蒸汽促使雾粒冷凝长大的湿法脱尘方法正在试验研究之中者课题组开发的尾气与废水交叉流除尘技术已成功应用于柴油机废气与钻井废水同步治理在此基础上提出了变温多相流脱除工业尾气pm25即利用含尘尾气废热汽化废水使尾气增湿湿热尾气中pm25微粒在传热传质边界层内产生热泳和伴随冷凝组分的扩散泳湿泳最终在冷表面沉降并被冷凝液吸收实现自洁式湿法除尘

螺旋折流板热交换器热固耦合传热数值模拟

檪檪檪檪檪檪殏
设计计算
文章编号：１０００７４６６（２０１８）０６００３１０６
螺旋折流板热交换器热固耦合传热数值模拟
刘峰，虞斌
（南京工业大学机械与动力工程学院，江苏南京２１１８００）
摘要：借助ＳｏｌｉｄＷｏｒｋｓ三维软件建立四分扇形螺旋折流板热交换器模型，然后导入ＡＮＳＹＳＷｏｒｋｂｅｎｃｈ，采用耦合传热的方法，对其进行流动和传热的数值模拟，分析了１０°、１５°和２０°不同螺旋角度热交换器在不同壳程流速下的换热性能，得到了壳程与管程的流场分布、压降以及温度变化情况。数值模拟结果表明，四分扇形螺旋折流板热交换器的壳程流体成近似螺旋状流动，流场分布较为均匀，基本上不存在流动死区；螺旋折流板热交换器壳程内的压降随着螺旋角度的增大而减小，随着壳程进口流速的增大而增大；其换热能力随着螺旋角度的增大而减小，随着壳程进口流速的增大而增大。关键词：螺旋折流板热交换器；四分扇形；耦合传热；有限元；数值模拟中图分类号：ＴＱ０５１．５；ＴＥ９６５文献标志码：Ａ犱狅犻：１０．３９６９／ｊ．ｉｓｓｎ．１０００７４６６．２０１８．０６．００６
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螺旋板换热系统及其反冲洗方法[发明专利]

专利名称：螺旋板换热系统及其反冲洗方法
专利类型：发明专利
发明人：陈章华,魏鑫,李双权,崔玉伟,黄诚,张国信,袁亮申请号：CN201910730640.0
申请日：20190808
公开号：CN112344777A
公开日：
20210209
专利内容由知识产权出版社提供
摘要：本发明公开了螺旋板换热系统及其反冲洗方法。

所述螺旋板换热系统包括：螺旋板换热器，螺旋板换热器具有热侧物料进口和出口、冷侧物料进口和出口；第一物料进管和出管、第二物料进管和出管，第一物料进管与热侧物料进口相连，第一物料出管与热侧物料出口相连，第二物料进管与冷侧物料进口相连，第二物料出管与冷侧物料出口相连；第一和第二热侧反冲洗管，第一和第二热侧反冲洗管均与第一物料出管相连；与第一物料进管相连的第一排污管；第一和第二冷侧反冲洗管，第一和第二冷侧反冲洗管均与第二物料出管相连；和与第二物料进管相连的第二排污管。

该螺旋板换热系统具有运行维护成本低、清洗费用低、清洗难度低、使用寿命长等优点。

申请人：中国石油化工股份有限公司,中石化广州工程有限公司
地址：315207 浙江省宁波市镇海区蛟川街道
国籍：CN
代理机构：北京润平知识产权代理有限公司
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基于CFD的螺旋式旋风分离器数值模拟

基于CFD的螺旋式旋风分离器数值模拟
路伟;胡少波;方敏
【期刊名称】《湖北工业大学学报》
【年(卷),期】2012(027)004
【摘要】借助计算流体力学软件Fluent，采用RSM模型，对螺旋式旋风分离器内的三维强旋流场进行了数值模拟．通过数值模拟，分析分离器内的速度特性、压力特性和湍流特性．结果表明，该型旋风分离器内流场较为稳定，但在螺旋通道的中心区域流动较为复杂，且局部区域存在回流和二次流．分析还发现，回流增大了中心区域的流动阻力，且该型分离器的能量损失主要发生在中心区域及壁面处．【总页数】4页(P37-40)
【作者】路伟;胡少波;方敏
【作者单位】武汉理工大学物流工程学院,湖北武汉430063;武汉理工大学物流工程学院,湖北武汉430063;武汉船用机械有限责任公司,湖北武汉430084
【正文语种】中文
【中图分类】TP391
【相关文献】
1.基于CFD的循环流化床旋风分离器数值模拟 [J], 宗涛;胡丹梅;李佳
2.螺旋式旋风分离器气-固两相流的数值模拟 [J], 张泽虎;高广德;何璐璐
3.基于 CFD －PBM积分矩量法旋风分离器中颗粒聚团的数值模拟 [J], 郑建祥;许帅;王京阳
4.基于CFD-DPM的旋风分离器结构优化 [J], 彭丽;石战胜;董方
5.基于数值模拟的螺旋式旋风分离器气相流场分析 [J], 张泽虎;高广德;何璐璐因版权原因，仅展示原文概要，查看原文内容请购买。

船用螺旋隔板换热器的实验与数值模拟

船用螺旋隔板换热器的实验与数值模拟刘晓红;徐涛【摘要】以螺旋隔板换热器作船用润滑油冷却器,冷却水和润滑油分别在管程和壳程呈逆流流动,对船用螺旋隔板三维翅片管换热器的传热与压降性能进行了实验研究,结果表明在壳程雷诺数相同条件下,三维翅片管的壳程努塞尔特准数是光滑管的2.1～2.8倍,而压降约为光滑管的2.2倍.同时,利用Fluent6.3软件对船用螺旋隔板三维翅片管和光滑管换热器的传热与压降性能进行数值模拟,结果表明螺旋流条件下三维翅片管与光滑管相比,具有更大的强化对流传热作用.对于船用螺旋隔板三维翅片管换热器,壳程努塞尔特准数和压降的数值模拟结果与实验计算值吻合良好,最大偏差分别为6.6%和10%.【期刊名称】《广州航海高等专科学校学报》【年(卷),期】2010(018)001【总页数】4页(P5-8)【关键词】螺旋隔板;数值模拟;换热器【作者】刘晓红;徐涛【作者单位】广州航海高等专科学校,轮机系,广东,广州,510725;广州航海高等专科学校,轮机系,广东,广州,510725【正文语种】中文【中图分类】TK124能源是国民经济的基础,是综合国力的有机组成部分,也是经济社会全面、协调可持续发展的一个重要的制约因素.换热器在国民经济和工业生成领域中对产品质量、能量利用率以及系统的经济性起着举足轻重的作用.壳管式换热器广泛应用于化工、制冷、动力及能源等领域,是量大面广的热能交换设备.螺旋隔板换热器是一种新型壳管式换热器结构,流体动力学研究表明[1],壳程流体类似于塞状流,流动均匀,几乎没有反混和流动死区.在相同的壳程压降下,螺旋隔板换热器的传热系数比普通弓型隔板换热器明显提高[2-3],若将螺旋隔板与强化管搭配则能进一步提高换热器的传热性能[4].目前船用换热器主要有管壳式换热器、板式换热器.其中船用润滑油冷却器、淡水冷却器、空气冷却器、大气冷凝器、空气加热器等主要采用管壳式换热器比较多.目前对船用换热器的研究较少,制造和使用中的船舶主要都是安装一些普通的换热器,换热效果相对较低,运行成本较高.因此研制高效能、低成本的船用换热器具有非常重要的意义,它能大大降低换热器的运行成本,节省能源.文中以螺旋隔板换热器作为船用润滑油冷却器进行传热与压降性能实验研究,同时借助数值模拟方法对螺旋流条件下三维翅片强化传热机理进行研究,更全面地了解螺旋流条件下三维翅片表面流体流动与传热特性.1 实验方法实验装置系统如图1所示.该系统主要由船用螺旋隔板换热器、润滑油箱、水箱和测量系统组成.来自水箱的冷却水在船用螺旋隔板换热器管程流动,在油箱中被加热到设定温度的润滑油由油泵送到船用螺旋隔板换热器的壳程流动,管程的冷却水与壳程的润滑油呈逆流换热.用与电脑连接的温度数据采集仪记录冷却水和润滑油的温度,用玻璃转子流量计测冷却水的流量,用椭圆齿轮流量计及秒表测润滑油流量,用U型压差计测壳程的进出口压差,用恒温控制装置调控油箱内的油温.本实验所采用的测量仪器都是经过校正的,精度可以满足实验要求.先将光滑管加工成螺旋槽管,再加工三维翅片,隔板在管外沿螺旋沟槽缠绕,这样便于固定螺旋隔板.将缠绕螺旋隔板的三维翅片管和光滑管分别套入内径为28mm的圆管内构成螺旋隔板换热器,隔板间距为17.8mm,螺旋隔板厚度为1.2mm,螺旋角约39°,传热管有效长度为571mm.三维翅片管由φ16×1.6mm的光滑管进行加工,结构参数见表1.作为传热性能对比的光滑管,参数也为φ16×1.6mm.图1 实验装置系统图1-油箱;2-油泵;3-油流量计;4-换热器;5-水流量计;6-水泵、7-水箱表1 三维翅片管的结构参数类别有效管长mm翅片外径mm翅片高mm翅片距mm翅片间隙mm翅片厚mm翅片管 571 18.0 1.6 1.2 1.1 0.22 实验数据处理本实验是采用间接方法计算壳程传热系数.因为实验过程中直接测量壁温较困难,且传热管内还有螺旋凸肋,经典的Dittus-Boelter关系式不能应用,所以采用修正的威尔逊方法回归出管内水的对流传热系数,再计算出管外对流传热系数[5].本文的实验研究重点是获得船用螺旋隔板换热器壳程的传热系数关系式,壳程传热系数 a0由以下公式计算:式中 K0是基于光滑管外表面积为基准的总传热系数,Ai为管内表面积,A0为光滑管的外表面积, R为管壁热阻.ai是管内对流传热系数.壳程努塞尔特准数Nuo,可用如下式表示:式(2)中,dh为壳程流道的当量直径,λ为润滑油的导热系数.将实验测得数据进行能量平衡计算,得到水侧和油侧的能量平衡偏差均小于 2.2%,这证实了实验系统的可靠性.3 实验结果分析实验结果如图2、图3所示.图 2 三维翅片管与光滑管的壳程传热性能比较图 3 三维翅片管与光滑管的壳程压降比较图 2为三维翅片管与光滑管的壳程传热性能比较,图 3为三维翅片管与光滑管的壳程压降比较.从两图中可以看出,随着壳程润滑油雷诺数的增大,壳程的努塞尔特准数和压降也随之提高.在相同壳程雷诺数条件下,三维翅片管的努塞尔特准数是光滑管的2.1～2.8倍,这说明船用螺旋隔板换热器中,润滑油与三维翅片作螺旋剪切运动,激发了流体湍动,促进边界层的分离,从而强化润滑油流体的对流传热性能;而三维翅片管的压降则是光滑管的2.2倍左右,这是由三维翅片的存在造成形体阻力增加.综合比较传热和流阻性能,三维翅片管螺旋隔板换热器明显优于光滑管螺旋隔板换热器.根据Kline and McClitock[6]的误差传递公式计算出船用螺旋隔板换热器的壳程努塞尔特准数最大误差约为4.2%,压降误差约为±0.18kPa.4 数值模拟结果分析计算流体力学软件Fluent具有多种优化的物理模型,包括模拟层流、紊流;不可压缩和可压缩流动;传热;化学反应等,针对每一种流动的物理问题的特点,采用适合于它的数值解法在计算速度、稳定性和精度方面达到最佳.它是换热器的流动与传热性能数值模拟的常用软件.Fluent软件的数值模拟过程主要包括采用软件包GAMBIT前处理软件建立物理模型及划分网格;将生成的mesh文件导入Fluent求解器中,进行初始条件、边界条件、物性参数及松弛因子的设定,确定CFD方法的控制方程,选择合理的离散方法和数值计算方法进行数值模拟;将数值模拟结果进行后处理,获取流场、温度场及其他参数的可视化数据.本文研究过程中,将壳程和管程出口边界条件设定为压力出口,需要设定的参数是流体温度、出口当量直径、紊流强度,内外管壁采用耦合求解对流与热传导的热量交换,壳体壁面和隔板采用不可渗透、无滑移绝热边界,选择k-epsilon RNG流体模型和Simple数值计算方法.图4为Y-Z直角坐标体系内管程和壳程的速度矢量图,对于光滑管船用螺旋隔板换热器,其坐标参数为:X=0mm,Z=255～290mm;对于三维翅片管船用螺旋隔板换热器,其坐标参数为:X=0mm,Z= 261～296mm.管程雷诺准数=24500,壳程雷诺准数=2250.从图中可以看出,光滑管和三维翅片管船用螺旋隔板换热器内,管程内的冷却水为完全紊流,速度矢量非常混乱;壳程内的润滑油在光滑管表面的速度矢量比较均匀稳定,而对于三维翅片管,由于翅片激发流体产生扰动,速度矢量受翅片干扰形成涡旋和二次流,变得极不规则,从而强化了流体的对流传热,但同时也导致流体流动压降增加.图 4 壳程和管程的速度矢量图图5 壳程努塞尔特准数的实验值与模拟值对比图6 壳程压降的实验值与模拟值对比图 5和图 6分别是船用螺旋隔板三维翅片管换热器壳程努塞尔特准数和压降的实验值与模拟值对比.从两图中可以看出,数值模拟值与实验值吻合得较好,其最大偏差分别为6.6%和 10%,均在合理偏差范围内;而且数值模拟值均高于实验的计算值,这主要是因为数值模拟过程中没有考虑换热器的散热损失和船用螺旋隔板产生旁路流和泄漏流的影响,而在实际过程中是难以避免的.5 结论通过大量的实验和数值模拟研究,可以得出如下结论:(1)在相同壳程雷诺数下,船用螺旋隔板三维翅片管换热器的壳程努塞尔特准数是光滑管换热器的2.1-2.8倍,而压降则是2.2倍左右,证明三维翅片管能显著地强化油流体的对流传热.(2)Fluent6.3软件的数值模拟结果表明,船用螺旋隔板光滑管换热器壳程速度场均匀稳定,而船用螺旋隔板三维翅片管换热器的壳程由于翅片的扰动导致速度场不规则,形成了涡旋和二次流,从而强化了润滑油的对流传热.(3)船用螺旋隔板三维翅片管换热器的壳程努塞尔特准数和压降的数值模拟值与实验计算值吻合良好,证明模拟方法可靠.参考文献:[1] J.Lutcha,J.Nemcansky,Performance improvement of tubular heat exchangers by helical baffles[J].Trans.IchemE,1990,68(Part A):263-270. [2] D.Kral,P.Stehlik,H.J Van Der Ploeg,Bashir I.Master,Helical baffles in shell-and-tube heatexchangers,Part I:Experimentalverification[J].Heat Transfer Engineering,1996,17(1):93-101.[3] 杨军,陈保东,孙成家,螺旋与弓形折流板换热器性能对比及螺旋角优化[J].辽宁石油化工大学学报,2005,25(2):59-62.[4] K.Chunangad,Jr.O'Donnell,B.Master,Helifin heat exchanger[C].Proceedingsof the International Conference on Compact Heat Exchangers for the Process Industries,Begell House,New York, 1997:281-289.[5] D.E.Briggsand E.H.Young,Modified Wilson plot techniques for obtaining heat transfer correlations for shell and tubeheatexchangers[J].Chem.Eng.Prog.Symp.Ser,1969(92):35-45.[6] S.J.Kline,F.A.McClintock,Describing uncertainties in singlesample experiments[J].Mechanical Engineering,1953(1):3-8.。

基于TRIZ的螺旋板式换热器焊接工艺创新设计

基于TRIZ的螺旋板式换热器焊接工艺创新设计
刘明;张雪梅;张应迁
【期刊名称】《现代制造工程》
【年(卷),期】2016(000)004
【摘要】针对螺旋板式换热器存在的螺旋通道端面焊缝开裂问题,应用TRIZ理论进行分析创新,提出一种“弧形连接条封焊螺旋通道端面”的改进设计方案.该方案已成功应用于某企业的四台螺旋板式换热器改造,解决了其焊缝开裂问题,而且其螺旋通道端面密封效果好,大大延长了换热器的寿命,取得了较好的经济效益.
【总页数】3页(P128-130)
【作者】刘明;张雪梅;张应迁
【作者单位】四川理工学院机械工程学院,自贡 643000;西安航天动力机械厂,西安710025;四川理工学院机械工程学院,自贡 643000
【正文语种】中文
【中图分类】TG457.5
【相关文献】
1.基于TRIZ与AD的螺旋压榨脱水机创新设计及验证 [J], 欧阳联格;韦钦瑞;周水庭;彭倩
2.基于TRIZ冲突解决原理的焊接工艺创新方法研究 [J], 刘凤彦;张振明;田锡天;耿俊浩
3.基于TRIZ裁剪法的桥面U肋板焊接工艺改善 [J], 闵雁; 傅惠; 郭萍萍; 成思源
4.螺旋板式换热器制造和焊接工艺要点 [J],
5.基于TRIZ理论的充气管排水采气实验台创新设计 [J], 牛志巍;刘融;李治淼因版权原因，仅展示原文概要，查看原文内容请购买。

船用散热器空气流动的数值模拟

船用散热器空气流动的数值模拟周徐斌;马捷【摘要】基于标准k-ε湍流模型,分别采用正交六面体结构化网格与四面体非结构化网格进行网格划分,使用有限体积法对船用空气散热器内部腔室的流动进行数值计算,模拟散热器各个出口冷却气流的流动情况.比较发现,采用正交六面体结构化网格的计算结果的精度要高于四面体非结构化网格,其仿真更加逼近真实的流动状态.采用六面体网格划分进行数值模拟,发现气流在出口处所受到的喷管效应且气流的形态成直线,各出风口的出风量通过阶梯型设计处于均匀分布状态.【期刊名称】《船海工程》【年(卷),期】2013(042)001【总页数】5页(P36-40)【关键词】正交六面体结构化网格;标准k-ε湍流模型;船用散热器;空气流动【作者】周徐斌;马捷【作者单位】上海交通大学船舶海洋与建筑工程学院,上海200240;上海交通大学船舶海洋与建筑工程学院,上海200240【正文语种】中文【中图分类】TH48本文研究的模型为近年来采用空气换热的电子机械设备中最常用的一种换热器模型，精确预测换热器出口的风量和流向是一个复杂的问题。

采用实验测定的办法往往耗时耗力而且成本较高，而且流场的可视化和湍流量的测量通过实验获取都十分困难。

有文献采用非结构化网格对散热器的问题进行过数值模拟，但是往往计算结果并不理想，往往最大误差可达20%［1-2］。

为探究精确模拟流场运动，提出采用流体力学数值模拟(CFD)的办法，用有限体积法和k-ε模型进行数值模拟计算;同时分别采用两种不同的网格划分(六面体结构化网格和四面体非结构化网格)对模型进行截然不同的网格处理。

1 理论模型由于散热器工作的环境压力为大气压，温度在298～325 K之间，整个系统为开放式系统，假设空气为不可压缩流体，整个流动过程为稳态湍流。

流体流动受物理守恒定律的支配，基本的守恒定律包括:质量守恒定律、动量守恒定律、能量守恒定律。

如果流动处于湍流状态，系统还要遵守附加的湍流输运方程。