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固定管板式换热器的温度场数值分析

                                         郭崇志 林长青
                                         (华南理工大学)
摘要:在对实际结构进行合理简化的基础上,以影响流动和传热的主要结构建立了某固定管板式换 热器温度场数值计算模型,采用分段模拟、整体综合的方法,利用CFD软件Fluent对该换热器在正常操 作工况下的流动与传热情况进行了数值模拟,得到了计算流道上有关各个构件的壁温场分布,并把主要 结构CFD数值计算的结果与实测温度数据进行了对比。结果表明,CFD模拟模型数值分析得到的温度 数据与实测数据相符,说明温度场的数值模拟分析方法及其流动条件的假定是符合实际的,计算参数选 择是合理可行的。有关固定管板换热器中管束、管板和壳体的温度梯度变化情况的分析表明,尽管在它 们的轴向、周向和径向都存在温度梯度,但是温度梯度变化最大的方向是轴向,这意味着轴向将产生最 大热应力。
关键词:固定管板式换热器 温度场 温度梯度
中图分类号 TQ051·5 文献标识码 A 文章编号 0254-6094(2008)06-0338-07


管壳式换热器是进行热量传递的通用工艺设 备。由于其具有结构坚固、操作弹性大、使用经验丰富及可靠性高等优点,目前在工业装备中得到 广泛采用,其中固定管板式换热器应用最为广泛。 众所周知,固定管板式换热器的工作可靠性受管 壳壁温差(或温差应力)的影响很大。因此,对换热器工作状态下温度场分布的研究对于如何降低 管壳壁的温差应力,努力提高固定管板换热器的使用可靠性,延长其服役周期和使用寿命,提高热 交换系统或热能动力系统的系统可靠性有着十分重要的意义[1]。
有关管壳式换热器的温度场研究,目前大多 数文献集中于研究管板的温度场及所产生温差应力,以及由此导致的结构强度等问题[2~7],通常利 用Ansys大型商用软件进行管壳式换热器管板结 构的温度场研究,采用简化的三维实体模型较多, 一般利用已知的平均温度或利用已知的换热 (膜)系数对几何结构模型加载,而这些已知条件 通常来源于手册提供的数据或者经验数据,并非 来源于严格的换热器流体力学与传热的数值计算,因此是产生结果计算偏差的主要原因之一。 目前文献对于给定工艺条件下管壳式换热器的整 体温度场研究的并不多,由于准确的温度场是研 究温差应力及其危害的前提,因此本文利用Flu- ent软件对一台固定管板换热器的约束构件之间 的整体结构在正常运行工况下的温度场数值计算 问题进行了研究,首先从计算流体力学与传热的 角度出发,利用CFD软件Fluent的流体流动与传 热数值模拟功能,采用分块划网、分段模拟的方法 建立换热器壳程主要流体与结构的三维实体流道 模型[8],进而进行温度场的数值计算,随后对Flu- ent数值计算所得到的结构壁温分布特点进行了 分析,研究了包括管束、壳体及管板的约束构件之 间的温度场在轴向、径向及周向温度梯度的变化 情况,为进一步深入研究固定管板式换热器温差 应力数值计算问题建立了基础。
1 基本方程
对于所有的流体流动,CFD的通用分析软件 Fluent都是求解质量和动量守恒方程。对于包括 热传导或具有可压缩性的流动,需要解能量守恒的附加方程。笔者通过选择工艺流体及流动空 间,重点进行换热器管壳程的整体温度场数值计 算,计算使用的能量守恒定律微分方程表达式[9] 如下:

2 湍流数学模型
在换热器中壳程内流体一般呈湍流流动状 态。工程中对湍流问题的解法通常为雷诺时均方 程法,在这些方程中任一瞬时参数都可以用平均 量与脉动量之和来代替,并且可以对整个方程进 行时间平均运算。标准k-ε方程的表达式[9]为:

标准的k-ε模型在模拟带有弯曲壁面的流动 时会出现失真,RNGk-ε模型则是为了改进其这一缺陷应运而生的。它通过大尺度运动和修正后 的粘度项体现小尺寸的影响,而使这些小尺度运 动有系统地从控制方程中去除,故RNGk-ε模型 的表达式[10]为:

3 分析模型的建立
3.1 模型结构及参数
固定管板式换热器结构如图1所示,主要结 构参数为管心距Pt=19mm,管板厚δ=12mm, 壳体?115mm×6.5mm×1406mm,换热管18- ?12mm×3mm×1500mm,导流筒?92mm×1mm ×120mm,折流栅Dbo=100mm、Dbi=89mm,折流 栅间距B=50mm,折流杆直径Dr=3.2mm。折流 栅的布置以及与换热管之间的装配如图2、3所 示,4个折流栅为一组,从4个方向(0°、60°、 120°、180°)支撑换热管。


正常工作状态下,换热器的管程介质为饱和 水蒸气,蒸汽温度为110℃;壳程介质为自来水, 壳程流体进口速度为vint=0.3m/s。分析模型的 所有构件材料20#钢为各向同性线弹性材料,密 度7840kg/m3,热膨胀系数1.6×10-6,导热系数 47.5W/(m·℃),弹性模量210GPa,泊松比0.3。
3.2 建模
对于固定管板式换热器,研究温差导致热膨 胀,进而研究与温差变形有关的温差热应力的问 题,必然涉及到变形受到相互约束的构件。实际 运行中的固定管板式换热器,常常由于换热管金 属和壳体金属存在温度差,两者自由热膨胀量不 同,而两者两端又同时固定在相同的管板上,造成 两者变形相互约束,热变形无法缓解而产生过大 的温差热应力,最终导致管板和管子之间的连接 区域出现破坏。因此,建模时需要重点考虑变形 受到约束以及对于流体流动和传热有影响(导致 温度分布受到影响)的所有结构构件,在本文研 究的换热器中,影响传热(温度场)的主要结构有 导流筒、换热管、折流栅、管板和壳体,而变形受到 约束的结构构件,主要有高温端和低温端管板、换 热管束及壳程筒体。
由上述分析可见,实际建模中,对温度分布造 成影响的结构通常包括了变形受到约束的结构。 因此,建模时主要以对传热有影响的结构来建模。

经过合理的简化[8],整台换热器的温度场数值计 算模型由导流筒流道(进口段和出口段)和折流 栅流道组成,利用前处理程序Gambit建立的导流 筒流道和折流栅流道的几何模型如图4、5所示。

3.3 模型网格的划分
根据所建立的模型进行网格划分,其划分方 案见表1、2[11],每个模型的网格划分后都利用网 格自检功能进行各个指标的检查。通过结果报告 可知,网格90%都拥有较优的质量,且没有出现 畸变网格。

4 边界条件的确定
对于本文计算模型,边界条件的确定如下:
a.入口边界条件。正常工作条件下,换热 器壳程进口(接管)速度往往是给定的,同时考虑 到壳程为不可压缩流体,故给出速度进口条件;折 流栅流道的入口边界根据上一流段的出口速度分 布来给定。
b.出口边界条件。对于进口段模型其出口 边界可定义为自由出流;对于折流栅段,经试算后 发现设置出口自由出流的边界条件也适宜。
c.固体壁面。直接将固体壁面定义为非滑移(静止)壁面,壳程内件及壳体外壁面定为绝热 边界,对于蒸汽流过的通道表面则为恒壁温。
d.对称面。计算模型几何形状、边界条件 以及流动状况等关于zy平面对称,在对称边界 上,垂直边界的速度取为0。
5 分析模型求解
在模型的建立和求解过程中,各项选择如下:
a.计算模型。计算模型的壳程流体流动已 经进入湍流,因此需要选择合适的湍流模型,工程 上常用k-ε模型,考虑求解的便利性,本文选择 RNGk-ε模型。
b.求解器。Fluent中求解方法可分为耦合 式求解(coupled)和分离式求解(segregated)。前 者同时求解所有控制方程,计算效率较低,且对计 算机内存要求高;分离式Simple算法[12]是工程上 使用较多的计算方法。本文计算模型中壳程流体 不可压缩,不考虑体积力,因此选择分离求解器, 可以更快得到收敛解。
c.压力速度耦合算法。Fluent提供了3种 可供选择的压力速度耦合算法(Simple算法、Sim- plec算法和Piso算法),笔者采用Simplec算法。
d.对流项的离散格式。在分离求解器中对 流项的离散方法一般包括一阶迎风格式、二阶迎 风格式、Quick格式等几种。由于各有优点,在计 算时根据模型的情况适当结合一阶和二阶精度进 行。
e.压力插值格式。本文模型流动过程相对 平稳,基本上没有高强度旋流等出现,故选用标准 格式的压力插值格式。
.f亚松驰因子的确定。求解器使用亚松驰 因子来控制每一步迭代中的计算变量的更新。 Fluent软件中所默认的亚松弛因子是从实践经验 中总结出的、对于大多数情况下均为最优的亚松 弛因子。本计算按默认值取。
g.收敛准则的确定。本文模型中各残差分 别为Fluent中的默认值。主要以残差曲线作为收 敛的判断准则。
6 模拟分析结果
图6显示了入口段管子外表面壁温的变化, 由于入口段冷热流体温差较大,流体从入口接管 流经导流结构、管板壳程侧,然后沿着管束的方向 流动,流体多次改变流向和分布情况。因此,入口段管子壁温变化较急剧,局部温差变化较大,在热 端温度较高且相对均匀。图7显示入口段管板壳 程侧的温度分布。由图7可见,入口段管板壳程 侧的温度变化较大(管程侧则为常温),分布不均 匀。图8显示入口段壳体壁温的变化,由于壳体 主要与冷流体接触,整体温度较低,变化也较缓 和,而在壳体与管板连接区域,壳体的温度较高, 并且壳体的温度分布沿着周向比较均匀,接近轴 对称的温度分布模式。

图9给出了典型的折流珊段的管束壁温分 布。从图9中可见,由于通过入口段后的流体得到充分发展,流道形状变化不大,流体分布状况的 变化较小,因此管束在这些充分发展的流道内,温 度变化均匀而缓慢。

图10显示了出口段管板壳程侧的壁温变化。 通过比较图7和图10,可以发现入口处管板壳程 侧表面温度变化较大,其中入口处上半部分管板 接触的是入口接管流入的冷流体,温度较低,而下 半部分的流体温度相对较高,管板温度分布也受 此影响,而出口处由于壳程冷流体经过湍流换热, 温度较为均匀,因此管板内表面温度分布也均匀。 图11显示了出口段管束的壁温分布,与图6显示 的入口段管束的壁温分布相比较,可知出口段管 子壁面温度变化较缓和。这也说明出口段换热器 内冷热流体换热充分。

综上所述,从图6~11中可归纳以下几点:
a.尽管管程蒸汽流道表面为恒温,但是壳 程侧管板表面温度分布呈中间高边缘低,并不均 匀,入口段流动阻力较大的位置,相对温度较高。 沿管板厚度方向温度也呈一定的梯度变化;
b.由于管子和壳体存在温差,两者产生的 热变形量不同,而两者又同时连接在相同的管板 上,因此变形都互相受到约束,从而在热端(或进 口段)管板和壳体连接处将会产生较大的温差应 力;
c.换热管壁面上温度的分布从高温端到低 温端逐渐变化,入口导流筒段的管子温度梯度较 大,这是因为入口处管壳两侧流体温差较大,大部 分区域的管子温度分布是连续变化、缓慢降低的;
d.冷端(或出口段)和折流栅流道管壁温度 梯度都不大,分布较为均匀,没有出现传统的折流 板换热器中的传热死区。
图12为入口段温度分布散点图,图13为典 型的折流栅流道壁面的温度分布散点图。图12、 13主要显示了温差变形受到约束的3个主要部 件,即管板、管束和壳体之间的宏观温差及其分 布,这些温度及其温差都是沿着管子轴线方向标 绘的,其中温度较高且变化平缓,处于图形上方的 一簇曲线为换热管外壁的温度分布,而处于图形 下方的两条曲线分别是壳体内、外壁的温度分布。 由两图可知,管子与壳体之间的温度差在入口段 较大,而在后续的折流栅流道温差逐渐下降,变化 不大,处于一个较稳定的值。而沿着轴线方向壳 体内外壁的温度缓慢上升,由此导致管壳壁之间 的温差逐渐降低。


从上述图中也可以观察到,沿着给定的方向 换热器内部温度梯度的变化情况:对于管束,管层 之间的轴向温度梯度变化在进口段最大,以后逐 渐稳定;管层之间的径向存在一定的温度梯度,但 是管层环向的温度梯度则不明显,后续流道的温 度梯度的变化主要体现在轴向,且数据稳定。对 于壳体,在与管板连接区域出现较大的轴向和径 向温度梯度,而周向温度梯度则较小,说明温度分 布接近轴对称状态;对于管板,结果显示管板厚度 (管子轴线)方向、径向及周向都存在温度梯度, 其中以轴向温度梯度最大。数据比较表明,管板 的温度分布及其温度梯度变化,与入口流体的状 况有较大关系,其热应力分布涉及的影响因素比 较复杂。综上所述,可以认为热变形相互受到约 束的构件之间,产生热应力主要在轴向,其他方向 的热应力相对较小。
7 实验测试及其比较
为了部分验证上述分析结果,同时考虑到实 施的难度,在换热器入口段(热端)管板的管程侧 和壳程侧分别布置热电偶进行了在给定的工艺条 件下稳态运行时热端管板壁面温度测试。管板上 温度测试点分布图如图14所示。实验得到的温 度测试数据与CFD温度场数值分析得出的温度 数据进行对照,如表3所示。其中测试数据为热 电偶的读数平均值,模拟分析的温度数据为测点 坐标上的CFD计算数据[13]。


由表3可见,尽管测试温度数值与CFD仿真 得出的温度数值有一定的差别,但是两者吻合程 度较高,而考虑到温度传感器的测量误差和CFD 数值模拟引入模型的各种假定产生的误差,可以 认为通过CFD的Fluent在流体力学与传热模型 上进行热分析,进而得到结构壁面温度场的数值 模拟结果是可靠的,也说明前面对分析模型所作 的假定是符合实际的。
8 结束语
用CFD软件对固定管板式换热器三维实体 流道模型进行了仿真分析,利用分段模拟、整体综 合的方法对该换热器进行了正常工况下整体温度 场的数值模拟,获得了换热器模型流道壁面的温 度场。分析过程中主要以影响传热的结构来建立 分段模型,同时保证分段模型数据的连续性,选择 RNGk-ε模型进行求解,利用Fluent对各分段模 型进行数值模拟分析之后,将数值计算得到的管 板温度分布与实测温度分布数据进行了对比,结 果可知模拟模型数值分析得到的换热器主要结构 部件的温度场与实测的结果相符。说明温度场的 数值模拟分析方法及其流动条件的假定是符合实 际的,计算参数选择是合理可行的。此外,有关固 定管板换热器中管束、管板和壳体的温度梯度变 化情况的分析表明,尽管在轴向、周向和径向都存 在温度梯度,但是温度梯度变化最大的方向是轴 向,这说明轴向将产生最大热应力。
参考文献
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