空间锥螺旋管束流体诱导振动换热器及性能分析
螺旋缠绕式换热器计算
螺旋缠绕式换热器计算1、引言螺旋缠绕式换热器是一种常见的换热设备，其设计得到广泛应用。
它的优点在于具有大的换热面积、高效率、紧凑型、适应性强、维护容易等特点。
本文将详细介绍螺旋缠绕式换热器的计算方法。
2、螺旋缠绕式换热器的结构螺旋缠绕式换热器由两个圆盘夹持多根长螺旋片缠绕而成。
流体经过螺旋片时，因受到螺旋片的交错和扭曲作用，形成流体旋涡，从而增加传热的面积和效率。
螺旋片的宽度、长度、角度等都是影响换热性能的重要参数。
3、螺旋片的设计螺旋片的设计需要考虑三个方面：传热性能、流体的流态和压力损失。
传热性能包括传热系数和换热面积。
流体的流态可以根据雷诺数决定。
若雷诺数小于2100，流态为层流；若雷诺数大于4000，流态为紊流；在2100到4000之间，流态为过渡流。
压力损失的大小影响着流体的流速和能耗。
因此螺旋片的设计需要综合考虑以上三个方面。
4、螺旋缠绕式换热器的计算方法为了确定螺旋片的一些参数，需要进行计算。
其中有两种典型的计算方法，分别是传统的单元法和现代的整体法。
（1）单元法单元法将整个螺旋片划分成若干个小单元，然后对每一个小单元进行热力学分析。
由于单元法每个小单元的分析比较简单，所以该方法比较容易实现。
但是，单元法并不能完全反映螺旋片的复杂性，因此可能会存在误差。
（2）整体法整体法是指将螺旋片看作一个整体，在保证达到规定传热效果和流体流量的前提下，计算出某些关键的设计参数。
整体法的优点在于能够全面考虑螺旋片的各种特性，因此计算精度相对较高。
5、结论综上所述，螺旋缠绕式换热器计算是一个比较复杂的过程，需要综合考虑多个因素。
现代化的整体法为螺旋片的设计提供了一种更加全面、准确的计算方法。
在实际应用中，需要根据具体情况来选择合适的计算方法，以便得到最优的设计方案。
螺旋缠绕管壳换热器在换热机组中的设计和应用
螺旋缠绕管壳换热器在换热机组中的设计和应用作者：杨克素来源：《西部论丛》2017年第07期摘要：螺旋缠绕管式换热器又称螺纹管缠绕式换热器、螺旋螺纹管换热器，是一种新型高传热系数的换热器，主要适用于介质为汽液的换热。
螺旋缠绕管壳换热器体积小、节能效果明显，故障率低，维护保养工作量少，机组在运行期间可以采用巡检的方式，采用无人值守的方式进行运行；同时在故障时可以采用短信通知的模式及时通知维修人员进行故障的排除，降低人工成本。
基于此，本文主要对螺旋缠绕管壳换热器在换热机组中的设计和应用进行分析探讨。
关键词：螺旋缠绕管壳换热器；换热机组；设计；应用1、前言我国幅员辽阔、人口众多，城镇供暖虽然经过多年的快速发展，但是集中供热覆盖率仍处于较低水平。
目前仅在北方各省的主要城镇建有集中供热系统，且平均覆盖率不到50%；未来随着房地产业的蓬勃发展，城镇化率的提高，区域小锅炉的拆除和旧城区的管网建设改造等均为集中供热市场创造了巨大而持续的需求，居民采暖的热力消费随着经济收入的增加增速在不断增长，集中供热面积的快速增加给螺旋缠绕管壳换热器提供了广阔的应用市场。
2、螺旋管缠绕式换热器的换热机理螺旋缠绕管内的流体在弯曲通道内受到离心力的作用在流道的横截面上形成二次流。
螺旋管的几何形状产生的离心力在流动截面上形成一对对称的漩涡，与主流叠加流体在螺旋管内形成螺旋运动，从而大大增加了换热效果，同时，二次流的冲刷使污垢不易沉淀。
螺旋缠绕管式换热器的壳侧螺旋缠绕管缠绕方向逐层相反，缠绕角与纵向间距设计制造均匀，且管长相同。
因此，随着螺旋缠绕管缠绕直径的增加，各层螺旋缠绕管的数量也相应增加。
这些螺旋缠绕管组成管芯，在壳侧所形成的流道随圆周方向位置的不同而变化，相邻两个盘管呈直列、错列的变化，则流道构成变成为由螺旋缠绕管布置为直列、错列组合排列时的管外流动。
3、螺旋管缠绕式换热器的特点（1）成套设备，安装简易，体积小，（2）可直接利用高压蒸汽换热，无需二次减压；（3）无需密封垫，永不泄漏。
基于ANSYS的换热器管束振动模态分析
［ ］ ｝ Ｋ ｛ ＝ ｛ ＋［ ］ ｝ ０ 对 ｎ 自由度管束 ， 移向量为 ： 个 位
｛ Ｉ ｒ １ ｝＝ Ｉ Ｌ ２ 戈 … ３ ｊ １
（） １
及备投 资的 ３ ％ ～ ０ 。近年来 ， ５ ４％ 随着科学技 术的飞速发 展 ， 工 业上对换热器 的要求越来 越高 ， 寸越来越 大 ， 尺 操作 条件 越来越
苛刻 。流体诱导振动 的问题也 越来越重 要。无论依 据哪 种诱导 振 动机理 和预测 方法 来行管 束 的振动 设计校 核 ， 其第 一 步就是
［ ］ ［ 均为 ｎ×ｎ阶对称矩 阵。对具有足够 约束的管束 ， 、Ｋ］ ［ ］ ［ 是正定 的。 、 ］ 自由振动方程 （ ） １ 是二 阶常 系数 齐次微 分方程组 ， 设各个 位 移 分量 作相同的简谐振动 ， 即
｛ ｆ Ｘ｝ｉ（Ｏ ＋ ） ：｛ ｓ ｔ ｎ ｔ （） ２
ｗａ ｉ ｌｔ ｄ ａ ｐ ｃ ｅ ｍ ｌｍｅ ｔ ｓ ｓｍｕ ａｅ ｓ ｓ ａ ｅ ｂ ａ ｅ ｅ ｎ ．Ｆｉ ｅ ｆｎ ｔ ｌｍｅ ｔｍｏ ｅｓ ｗｅ ｅ ｂ ｉ Ｄｙ ａ ｃ ｃ ａ ａ ｔ ｒｓｉ ｓｃ ｌ ｕ ａｅ ｔ ｎ ｉｅ ｅｅ ｎ ｄ ｌ ｒ ｕ ｈ． ｉ ｎ ｍｉ ｈ ｒ ｃｅ ｉｔ ｗａ ａｃ ｌｔｄ ｗｉ ｃ ｈ
２ １ ３ 卷第 ８ ００年 ８ 期
广州化工
・４ ・ ２５
基 于 Ａ Ｓ Ｓ的换 热 器 管束 振 动 模 态 分 析 ＮＹ
许 范 广
（ 顺 市特 种 设备 监督 检验 所 ，辽 宁 抚 抚顺 １３０ ） １０ ６
螺旋肋片自支撑换热器壳程性能数值分析
２０ ０ ７年 ８月
石 油 炼 制 与 化 工 Ｐ Ｔ ＯＩ ＵＭ Ｒ Ｃ Ｓ Ｉ ＮＤ Ｐ Ｔ Ｏ Ｅ Ｒ Ｅ Ｐ Ｏ Ｅ Ｓ ＮＧ Ａ Ｅ Ｒ ＣＨＥ ＣＡ ＭＩ Ｉ Ｓ
第 ３ ８卷 第 ８ 期
螺 旋 肋 片 自支 撑 换 热 器 壳 程 性 能数 值 分 析
心作 用的影 响下 ， 主流流体 与管壁边界 层流体 充 使
分混合 ， 减薄 了流体 边 界层 ， 而 达到 强 化 传热 的 从 目的［ 因而螺 旋形 折 流板 换 热器 受 到 人们 的高 。 度 重视 ， 目前 已开发 出整体式 和分片式 等多种螺 旋 折 流板 形式 ， 各种螺旋 形折流板 换热器 结构都 比 但
吴金 星 ，朱 登 亮 ，魏新 利 ，王 海 峰
（ 州 大 学 节 能技 术研 究 中心 ． 州 ４ ０ ０ ） 郑 郑 ５０ １
摘要
采 用 Ｆ Ｎ 软件 分 别 对 套 管 换 热 器 和 管 束 换 热 器 的流 场 及 传 热 和 压 力 降 特 性 进 行 Ｉ ＵＥ Ｔ
数 值 模拟 与 分 析 ， 与 试 验 数据 进 行 比较 。结 果 表 明 ， 旋 肋 片 强化 传 热 的主 要 机 理 是螺 旋 肋 片引 并 螺 起 的螺 旋 流 动 使 流 体 流速 提 高 并 产 生 二 次 流 ， 薄 了 速度 边 界 层 ， 进 了 主流 流 体 和 边界 层 流 体 的 减 促 掺 混 ； 热 管之 间 螺 旋 流 动 的相 互 影 响 进 一 步 提 高 了 换热 器 的传 热 系数 ； 旋 肋 片 的 螺旋 角和 流 体 换 螺 雷 诺 数对 壳 程 努 塞 尔 数和 压 降 产 生 显 著 影 响 ， 将 螺 旋 角和 雷诺 数 限 制 在 一 定 的 范 围 内 。数 值 模 应 拟 结 果 与试 验 数 据 吻 合较 好 。
换热器螺旋细通道结构参数对流体流动、传热及综合性能的影响
换热器螺旋细通道结构参数对流体流动、传热及综合性能的影响冯振俭;朱礼;冯振飞【摘要】为了探究换热器结构参数对流体流动、传热和综合性能的影响,设计了不同扇形半径和凹穴间距的螺旋细通道,采用数值模拟方法研究其在不同雷诺数Re下的流动、传热和综合性能.研究结果表明,扇形凹穴显著地影响螺旋细通道内流体的流动性能:Re在168 ～ 2016范围内,扇形凹穴半径越大,流阻增量越大;当Re＞336时,流阻随凹穴间距的减小而增大,而当Re ＜336时反之.凹穴结构参数的变化不能明显地影响传热性能,也不能明显地提高螺旋细通道的综合性能,凹穴螺旋细通道比较适用于低Re范围.【期刊名称】《郑州轻工业学院学报（自然科学版）》【年(卷),期】2018(000)003【总页数】7页(P94-100)【关键词】换热器螺旋细通道;强化传热;结构参数;扇形凹穴【作者】冯振俭;朱礼;冯振飞【作者单位】南宁市国土测绘地理信息中心,广西南宁530021;广西大学广西石化资源加工及过程强化技术重点实验室,广西南宁530004;广西大学广西石化资源加工及过程强化技术重点实验室,广西南宁530004【正文语种】中文【中图分类】TK124;TS040 引言螺旋通道换热器和直通道换热器广泛用于轻工、能源和航空航天等工业领域.两者相比，由于流体在螺旋通道内流动时会产生二次流，从而强化了换热性能，但也提高了流阻[1].由于螺旋通道是此类换热器的关键结构，因此不少研究者对螺旋通道进行了研究.如文献[2-3]研究了不同截面形状螺旋通道的流动、热阻和熵产特性.文献[4]研究了三角形螺旋流道内流体流动与传热特性，以及三角形螺旋流道内安装扰流柱的强化传热性能.然而，随着科学技术的高速发展，高热负荷的设备不断涌现，以至于研究者仍需不断地研究螺旋通道强化传热性能，以满足设备的高强度换热需求.特别是随着微型化技术的发展，换热设备的工业化需求日益迫切，许多器件和设备不断地微型化，常规尺度的螺旋通道换热器已无法满足这些器件和设备的换热要求.因此研究微细尺度的螺旋通道换热器非常必要.通道的换热系数与通道的直径成反比，较小直径的通道有较高的传热系数[5-6].因此，微细通道的换热器通常拥有优良的传热性能.此外，这些换热器具有体积小、工质充注量少、低能耗等优点[7-9].因此使用微细尺度螺旋通道的换热器，结构更紧凑，换热性能更优[1].但是，现有关于螺旋通道的研究大多数集中在常规尺度，如文献[2-4]，而关于微细尺度的研究鲜见报道.冯振飞等[10]研究了螺旋细通道内流体的流动和传热特性，结果表明，流体在螺旋细通道中与固体壁面冲撞产生的扰动会改变流场的分布，体现为在通道内形成迪恩涡.迪恩涡的存在使流体的流动受阻，即流阻增大.然而，正是因为迪恩涡的存在，冷热流体混合充分，边界层厚度减薄，进而强化了传热性能.此外，为了进一步提高螺旋细通道的换热性能，该文献采用被动式强化传热方法来改进螺旋细通道结构，设计了一种带有扇形凹穴结构的螺旋细通道，并对其流动和传热特性进行了初步的探讨.文献[10]设计了一种扇形凹穴，在此基础上，本文拟采用数值模拟方法研究扇形凹穴的半径和间距等结构参数对螺旋细通道内流体的流动、传热和综合性能的影响，以期为微细通道换热设备的优化设计提供参考.1 数值模拟1.1 几何模型图1为数值模拟构建的扇形凹穴螺旋细通道几何模型及其相关的几何参数.螺旋细通道截面为正方形，边长3 mm.通道截面中心到螺旋中心线的距离为27.5 mm，此距离也就是螺旋细通道曲率半径.螺旋细通道的螺距为 8 mm，此时对应的螺旋线长度为172.97 mm.扇形凹穴沿螺旋线布置.扇形的半径为r，其取值为1.75 mm，2 mm，2.25 mm.相邻两扇形凹穴圆心的螺旋线长度为Ls，其取值为4 mm，8 mm，16 mm.为了对比有扇形凹穴的螺旋细通道(以下简称螺旋细通道)与光滑(无凹穴)螺旋细通道内流体的流动和传热特性，本研究还构建了光滑螺旋细通道几何模型，其除了无凹穴结构外，其他的几何参数与凹穴螺旋细通道一致.图1 扇形凹穴螺旋细通道几何结构示意图/mmFig.1 Schematic diagram of helical mini-channel geometry with fan cavities/mm1.2 控制方程本数值模拟的计算域包括流体域和固体域.选用去离子水作为流体域的材料，去离子水温度在300 K时对应的密度、黏度、比定压热容和热导率分别为997.0 kg·m-3，8.899×10-4 Pa·s，4 181.7 J·kg-1·K-1和0.606 9 W·m-1·K-1.选用铝作为固体域的材料，铝的热导率为237 W·m-1·K-1.此外，计算域还设置了进出口过渡直线段，此过渡直线段与螺旋细通道以切线方式连接，以便消除入口效应和出口回流现象.假设：流体在螺旋细通道内流动为不可压缩的稳态层流流动；忽略流体的体积力和表面力；忽略黏性耗散和辐射传热的影响；流体和固体的物性参数均为常数.则流体域的控制方程组可以简化为▽U=0ρ(U·▽U)=-▽p+▽·(μ▽U)ρcp(U·▽Tf)=λf▽2Tf对于固体域，传热分析仅需要能量方程λs▽2Ts=0式中，U为流体速度矢量；p为压力/Pa；T为温度/K；ρ，μ和cp分别为水的密度/(kg·m-3)，黏度/(Pa·s)和比定压热容/(J·kg-1·K-1)；λ为热导率/(W·m-1·K-1)；下标f和s分别表示流体和固体.1.3 边界条件边界条件的设置如下： 1)设螺旋细通道进口为均匀速度进口边界条件，进口平均速度为0.05～0.60 m·s-1，进口温度为300 K； 2)设螺旋细通道出口为压力出口边界条件，相对出口压力为0 Pa； 3)设固体域的内螺旋面(加热面，见图1)为恒热流壁面边界条件，热流密度为114 598 W·m-2； 4)设流体域与固体域的接触面为流固交界面边界条件，且无速度滑移； 5)设其余壁面为绝热壁面边界条件.1.4 求解方法上述的控制方程组采用有限体积法离散，并用CFD软件求解，求解时的收敛残差设为10-6.数值求解前，需对流体域和固体域进行网格划分，以便离散控制方程组和求解.由于本数值模拟的几何模型相对复杂，因此采用混合网格模式(六面体和四面体混合)对流体域和固体域进行网格划分.1.5 数值模拟有效性验证验证数值模拟有效性的方法一般是将数值模拟的计算结果与现有的文献或理论公式的结果进行比较.如果两者比较接近，则可以认为采用本数值模拟的计算结果是可靠的、有效的.R.L. Manlapaz等[11]提出了螺旋细通道内充分发展层流状态下的摩擦阻力系数(摩阻系数)f关联式①式中， Re为雷诺数，He为螺旋数，m为系数，Dh为水力直径/m，Rc为螺旋细通道曲率半径/m.对于本研究， Re，He，m和Dh的表达式为②式中，uin为进口速度/( m·s-1)；De为迪恩数；S为螺距/m；W，H分别为螺旋细通道的宽/m和高/m.通过数值模拟计算可以得到螺旋细通道的压降，进而可计算出螺旋细通道的平均摩阻系数f.其计算公式为③式中，Δp为螺旋细通道段沿程的压降/Pa，L为螺旋细通道的螺旋线长度/m.图2给出了光滑螺旋细通道的泊肃叶数Po(Po=fRe)的理论公式计算值(式①和式②)与模拟计算值(式②和式③)的对比结果，以及r=1.75 mm，Ls=8 mm的凹穴螺旋细通道的Po随Re的变化情况.由图2可见，光滑螺旋细通道的Po的理论计算值随Re变化的趋势与模拟计算值比较较近，且两者吻合较好，误差小于17.6%.此外，凹穴螺旋细通道的Po变化趋势与光滑螺旋细通道的变化也比较接近，只是前者略大于后者，这是因为凹穴的存在增大了流体的扰动，进而增大了流阻.上述分析表明，本文螺旋细通道的数值模拟是可靠的、有效的.图2 螺旋细通道的Po随Re的变化情况Fig.2 Variation of Po with Re inhelical mini-channel2 结果与讨论根据文献[10]的研究，在分析扇形凹穴半径对流动、传热和综合性能的影响时，凹穴间距取8 mm.在分析扇形凹穴间距对流动、传热和综合性能的影响时，扇形半径取2 mm.2.1 扇形凹穴结构参数对流动的影响图3为凹穴间距为8 mm时，不同扇形半径的螺旋细通道的摩阻系数比值fc/f0随Re的变化图，其中fc为凹穴螺旋细通道的摩阻系数，f0为光滑螺旋细通道的摩阻系数.由图3可见，fc/f0随Re的增大逐渐增大，且增大的趋势与扇形半径有关：扇形半径越大，则增速越显著；扇形半径越小，则增速越平缓.Re在168～2016范围内，扇形凹穴半径越大，流阻增量越大.这是因为扇形半径越大，相当于细通道壁面的粗糙度也就越大，其对细通道内流体流动的扰动自然也就越大，进而增大了流动阻力.图4为扇形半径为2 mm时，不同凹穴间距的螺旋细通道的fc/f0随Re的变化图. 由图4可以看出，当Re>336时，fc/f0随凹穴间距的减小而增大，即凹穴间距越小，fc/f0越大，而当Re<336时则反之.当Re>336时，流阻随凹穴间距的减小而增大，这是由于凹穴间距越小，单位长度内的凹穴数量越多，而Re越大，凹穴对流体扰动就越大，从而流阻也增大.2.2 扇形凹穴结构参数对传热的影响图5为凹穴间距为8 mm时，不同扇形半径的螺旋细通道的努塞尔数比值Nuc/Nu0随Re的变化图，其中Nuc为凹穴螺旋细通道的平均努塞尔数，Nu0为光滑螺旋细通道的平均努塞尔数.图3 不同扇形半径的fc/f0随Re的变化情况Fig.3 Variation of fc/f0 with Refor different radiuses of fan cavity图4 不同凹穴间距的fc/f0随Re的变化情况Fig.4 Variation of fc/f0 with Re for different pitches of fan cavity图5 不同扇形半径的Nuc/Nu0随Re的变化情况Fig.5 Variation ofNuc/Nu0 with Re for different radiuses of fan cavity平均努塞尔数式中，q为螺旋细通道内螺面(即加热面)的热流密度/(W·m-2)；A为加热面的面积/m2；Aht为流体域与固体域接触面(即流固传热面)的面积/m2；Tw为加热面的平均温度/K；Tin和Tout分别为螺旋细通道的进口和出口温度/K.由图5可以看出，在一定的Re下，扇形半径越大，Nuc/Nu0也就越大.这是由于，扇形半径越大，细通道内流体流动的扰动也就越大，从而强化了传热性能.此外，扇形半径的增大也可以增加传热面积，利于传热性能的强化.然而，由图5可见，最大的Nuc/Nu0为1.09，即传热效果增强了9%，因此传热增强效果并不显著.这是因为螺旋细通道内流体的离心力作用强于凹穴对流体的扰动作用.换言之，螺旋细通道内的流体在离心力作用产生的二次流已有了较强的传热强化效果，在此其础上再通过增加凹穴来进一步强化传热，效果已不明显.图6为扇形半径为2 mm时，不同凹穴间距的螺旋细通道的Nuc/Nu0随Re的变化图.图6 不同凹穴间距的Nuc/Nu0随Re的变化情况Fig. 6 Variation ofNuc/Nu0 with Re for different pitches of fan cavity由图6可以看出，当Re≤504时，Nuc/Nu0随着凹穴间距减小而减小，即凹穴的间距越小，Nuc/Nu0越小.这是因为低Re时，易在凹穴内形成滞流区，不利于强化传热性能；而凹穴的间距越小，滞流区也就越多，更加不利于强化传热性能.当Re>504时，Nuc/Nu0随着凹穴间距减小而增大.这是因为在高Re时，凹穴的数量越多，流体的扰动程度越强烈，进而强化了传热性能.由图6可知，最大的Nuc/Nu0为1.07，即传热性能效果增强了7%，这表明传热性能强化的效果并不明显.2.3 扇形凹穴结构参数对综合性能的影响由图3—6可见，凹穴不仅强化了传热性能，也增大了流阻.为了评价凹穴螺旋细通道的综合性能，引入了传热强化因子η，其表达式为图7为凹穴间距为8 mm时，不同扇形半径的凹穴螺旋细通道η随Re的变化图. 由图7可见，Re在168～2016范围内，扇形半径为1.75 mm和2 mm时，凹穴螺旋细通道η变化不大，表明此半径的凹穴并不能明显地提高螺旋细通道的综合性能.当扇形半径为 2.25 mm 时，η小于1，表明半径为2.25 mm的凹穴对于螺旋细通道而言，是无效的、不经济的.图8为扇形半径为2 mm时，不同凹穴间距的凹穴螺旋细通道η随Re的变化图. 由图8可见，在相同Re时，η随凹穴间距的增大而增大.对于同一间距的凹穴螺旋细通道，η随Re的增大先增大后减小.对于间距为8 mm和16 mm的凹穴螺旋细通道，其η在高Re时下降缓慢.但是对于间距为4 mm的凹穴螺旋细通道而言，其η在高Re时急速下降，最低值达 0.96.这是因为在高Re时流阻的增量(见图4)压制了传热强化量(见图6).结合图7和图8可知，η介于0.82～1.03之间，这表明凹穴结构并不能明显地提高螺旋细通道的综合性能.从整体的综合性能来看，Re在168～2016范围内，间距为8 mm，半径为2.25 mm的凹穴结构不太适合用于强化螺旋细通道内流体的传热，间距为8 mm，半径为 1.75 mm 的凹穴结构对综合性能几乎没有影响.而对于其他的凹穴结构，在低Re时能够略提高综合性能，但是在高Re时略降低综合性能.图7 不同扇形半径的η随Re的变化情况Fig.7 Variation of η with Re for different radiuses of fan cavity图8 不同凹穴间距的η随Re的变化Fig.8 Variation of η with Re for different pitches of fan cavity3 结论本文采用数值模拟方法研究换热器螺旋细通道内扇形凹穴结构参数对流体流动、传热和综合性能的影响，得出以下结论.1)扇形凹穴对螺旋细通道内流体的流动性能有较显著的影响：Re在168～2016范围内，扇形凹穴半径越大，流阻增量越大；当Re>336时，流阻随凹穴间距的减小而增大，而当Re<336时则反之.2)扇形凹穴对螺旋细通道内流体的传热性能影响不显著，即凹穴的结构参数不能明显地影响传热性能.3)凹穴结构参数的变化并不能明显地提高螺旋细通道的综合性能.凹穴螺旋细通道比较适用于低Re范围.参考文献:【相关文献】[1] 林清宇,刘鹏辉,冯振飞,等.螺旋通道内流体流动与传热特性研究进展[J].科学通报,2017,62(25):2931.[2] 冯振飞,朱礼,何荣伟,等.不同截面螺旋通道的热阻及熵产特性对比分析[J].化学工程,2016,44(9):18.[3] 冯振飞,刘鹏辉,何荣伟,等.截面形状对螺旋通道湍流流动及场协同的影响[J].广西大学学报(自然科学版),2016,41(6):1960.[4] 王翠华.三角形螺旋流道内流体流动与强化传热研究[D].天津：天津大学,2014.[5] MUDAWAR I.Recent advances in high-flux,two-phase thermal management[J].Journal of Thermal Science and Engineering Applications,2013,5(2):021012-1.[6] LEE H,PARK I,MUDAWAR I,et al.Micro-channel evaporator for space applications-2.Assessment of predictive tools[J].International Journal of Heat and MassTransfer,2014,77:1231.[7] 冯振飞,罗小平,郭峰,等.微柱体对微通道热沉综合性能影响的数值分析[J].中国石油大学学报(自然科学版),2017,41(3):122.[8] FENG Z F,LUO X P,GUO F,et al.Numerical investigation on laminar flow and heat transfer in rectangular microchannel heat sink with wire coil inserts[J].Applied Thermal Engineering,2017,116:597.[9] LEE S,MUDAWAR I.Thermal and thermodynamic performance, and pressure oscillations of refrigeration loop employing large micro-channelevaporators[J].International Journal of Heat and Mass Transfer,2016,103:1313.[10] 冯振飞,朱礼,林清宇,等.换热设备螺旋和直细通道内扇形凹穴对流体流动和传热的影响[J].农业工程学报,2017,33(11):254.[11] MANLAPAZ R L,CHURCHILL S W.Fully developed laminar convection from a helical coil[J].Chemical Engineering Communications,1981,9(1/6):185.。
船用螺旋管换热器热工及水动力特性数值研究
船用螺旋管换热器热工及水动力特性数值研究杨元龙;王兴刚【摘要】为明晰船用螺旋管换热器内流体流动传热规律及其流致振动特性,提高运行效率及安全性能.本文建立船用螺旋管换热器三维模型,采用流固耦合方法进行换热器热工及水动力特性数值模拟,借助流致振动预测方法计算得到与流致振动密切相关的流体冲击能量变化特性.计算结果表明,螺旋管上、下游管间出现回流现象,极易导致杂质沉积;螺旋管上、下管壁对流传热系数小,管壁温度高,易诱发爆管现象;基于流体冲击能量变化特性,流体能量在螺旋管区域呈波峰值,且螺旋管侧管壁冲击能量高于上、下管壁,可以预测螺旋管侧管壁承受流致振动破坏较严重,实际试验数据验证了本文数值结果.【期刊名称】《舰船科学技术》【年(卷),期】2015(037)009【总页数】5页(P100-104)【关键词】螺旋管换热器;热工;水动力【作者】杨元龙;王兴刚【作者单位】中国舰船研究设计中心,湖北武汉430064;中国舰船研究设计中心,湖北武汉430064【正文语种】中文【中图分类】U664.5船用螺旋管换热器热工及水动力特性数值研究杨元龙，王兴刚(中国舰船研究设计中心，湖北武汉430064)作者简介:杨元龙(1986－)，男，硕士研究生，助理工程师，从事舰船蒸汽动力系统性能研究。
摘要:为明晰船用螺旋管换热器内流体流动传热规律及其流致振动特性，提高运行效率及安全性能。
本文建立船用螺旋管换热器三维模型，采用流固耦合方法进行换热器热工及水动力特性数值模拟，借助流致振动预测方法计算得到与流致振动密切相关的流体冲击能量变化特性。
计算结果表明，螺旋管上、下游管间出现回流现象，极易导致杂质沉积;螺旋管上、下管壁对流传热系数小，管壁温度高，易诱发爆管现象;基于流体冲击能量变化特性，流体能量在螺旋管区域呈波峰值，且螺旋管侧管壁冲击能量高于上、下管壁，可以预测螺旋管侧管壁承受流致振动破坏较严重，实际试验数据验证了本文数值结果。
关键词:螺旋管换热器;热工;水动力中图分类号: U664．5文献标识码: A文章编号: 1672－7649(2015) 09－0100－05doi: 10.3404/j.issn.1672－7649.2015.09.020收稿日期: 2015－01－04;修回日期: 2015－03－16Numerical study on thermodynamic and hydrodynamic characteristics ofship helical heat exchangerYANG Yuan-long，WANG Xing-gang(China Ship Development and Design Center，Wuhan 430064，China)Abstract: In order to clear flow，heat transfer and flow induced vibration characteristics of the ship helical heat exchanger and improve the operation efficiency and safety performance，a three-dimensional modelof the ship helical heat exchanger was built．The thermodynamic and hydrodynamic characteristics of helical heat exchanger were investigated using fluid-solid coupling method．Based on the predictive mechanismsof flow induced vibration，flow energy which was closely related to flow induced vibration was generated．The calculated results showed that the backflow phenomenon occurred between upstream and downstream tube，which can easily lead to the impurity deposition．The convective heat transfer coefficient is smaller，the temperature of the tube wall is higher，inducing tube explosion phenomenon between the upper and lower tube wall．Based on fluid flow bombardment energy distributions，the maximum values of the energy were generated at the helical tube regions，meanwhile，the flow-energy for the side wall is higher than one for the upper and lower tube wall．These results could indicate flow vibration damage for the upper and lower tube wall was more serious．The actual test data of helical tube exchanger verified the numerical results．Key words: helical heat exchanger; thermodynamic;hydrodynamic0 引言流致振动诱发的螺旋管破损现象已成为影响船用螺旋管换热器安全性和可靠性的主要因素之一。
U形管式换热器振动原因分析及应对措施
571 概述某化工公司共设置有2台蒸汽甲醇换热器，主要作用是将饱和气相甲醇进行过热，确保出口气相甲醇满足工艺生产所需的温度，进而保证催化反应正常进行。
结构为U形管卧式换热器，采用并联形式，管程介质为中压饱和蒸汽，壳程介质为甲醇，设备简图见图1。
图1 蒸汽甲醇换热器简图设备工艺参数详见表1。
表1 蒸汽甲醇换热器设计及操作参数项目壳程管程备注工作压力/Mpa 0.3 3.3设计压力/Mpa 4.28 5.35工作温度/℃258250设计温度/℃270285介质甲醇中压蒸汽2 故障现象自2016年该换热器投用以来，发现其存在较大振动并伴随异响，换热器在运行期间管板法兰多次出现泄漏。
2017年检修期间对该换热器进行检查发现换热器管束出现泄漏，管束U形结构位置出现局部变形。
2017年运行期间对换热器振动及噪音进行检测分析认为换热器振动及异响原因是，换热器壳程入口防冲板刚性支撑强度不够，流体冲击防冲板和所在的支撑拉杆而产生颤动，导致振动及异响的发生。
检修期间对该换热器壳程入口增加防冲板结构，振动及异响没有得到有效解决。
3 原因分析3.1 换热器结构设计存在隐患。
壳程入口防冲挡板强度不足。
换热器壳程工艺介质设计流量240t/h，介质走向如图1结构图所示，换热器管束U形结构位于壳程入口位置，当设备正常投用时工艺介质正对防冲挡板，对防冲挡板产生冲刷。
运行期间对换热器入口法兰监测发现，2台换热器壳程入口位置振动分别为1.0mm/s、1.1mm/s，与2017年换热器检修检查结果对照发现，管束变形位置主要集中在U形弯处，印证了防冲挡板强度不足。
壳程入口线速过高。
查换热器设计入口流速为35.72m/s，大流量高流速工艺介质对管束产生较大的冲击。
从管束与流体的相互作用分析，因上述已经分析了换热器变形和振动较大位置集中在U形弯处，此处也同时存在弹性不稳定现象，从而导致工艺介质发生弹性不稳定，诱发了换热管之间、换热管与折流板之间产生振动相互碰撞。
管壳式换热器振动分析
漩 涡 分 离 诱 导振 动 、湍 流 抖 振 和 声 共 振均 是 振动响应现象 ，当激振频率与管子固有频率接近 时就 会 产 生振 动 响应 。流 体 弹 性激 振 是流 体 对 管 子 施 加 的质量 阻尼 系 统 能 量 超 过 阻尼 系 统 消 耗 的 能 量时产 生 的振动状 态 。
换 热 器 的振 动机 理 ， 并用 专 业 软 件对 一 实 际项 目 的换 热 器 进 行 了振 动 分 析 ，提 出 了解 决振 动 的方
法。
ｌ振 动 机 理 在 管 束 横 向流 流速 的影 响下 ，换 热 器 管 子会 出现 振 动 的趋 向 ，如 果振 动 振 幅 达 到 足够 大 ，则 可 能会 被一 种或 几种激 振机 理所 破坏 。
（ ４ １ 声共振
在 换 热 器 设计 过 程 中采 用 各种 方法 避 免 振 动 ，是 保证 换热 器 设计 的合 理 性和 使 用 寿 命 的关 键 。但 由于 流 体 诱 导振 动 现 象 的 复杂 性 以及 现 有 技 术 的 限制 ， 目前 尚未 提 出完 善 的预 测 换 热 器 振 动 的方
时 ，会 产 生 很 大 的 能量 ，导 致 换热 管共 振 并 伴 随 着 较大 的振动 振幅 。 （ ３ ） 流 体弹 性激振 当横 流 穿 过 管 束 时 ， 管 束会 承 受 流 体 的不 稳 定动 力 ，从 而 破坏 相 邻 管 子 间 的力 平衡 ，使 之 产 生位 移 。在 临 界流速 Ｗｃ 下 ，发 生流 体弹 性 振 动 ， 如 果横 向流 速 ｗ进 一 步 增 加 将 引 起 管 子 较 大 的振 幅 ，从 而 引起 管子 的破 坏 。
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ｈｔｔｐ：∥ｗｗｗ．ｊｄｘｂ．ｃｎ 第４５卷 第１１期２０１１年１１月 西 安 交 通 大 学 学 报ＪＯＵＲＮＡＬ ＯＦ ＸＩ′ＡＮ ＪＩＡＯＴＯＮＧ ＵＮＩＶＥＲＳＩＴＹＶｏｌ．４５ Ｎｏ．１１Ｎｏｖ．２０１１
收稿日期：２０１１－０３－１４． 作者简介：闫柯（１９８４－），男，博士生；葛培琪（联系人），男，教授，博士生导师． 基金项目：国家重点基础研究发展计划资助项目（２００７ＣＢ２０６９００）；山东大学自主创新基金资助项目（３１３６００７０６１３２１８）．
网络出版时间：２０１１－０８－１０网络出版地址：ｈｔｔｐ：∥ｗｗｗ．ｃｎｋｉ．ｎｅｔ／ｋｃｍｓ／ｄｅｔａｉｌ／６１．１０６９．Ｔ．２０１１０８１０．０１３０．００５．ｈｔｍｌ
空间锥螺旋管束流体诱导振动换热器及性能分析闫柯１，葛梦然２，高军２，葛培琪１
（１．山东大学高效洁净机械制造教育部重点实验室，２５００６１，济南；２．山东大学威海分校机电与信息工程学院，２６４２０９，山东威海）
摘要：基于动态子结构理论、利用固定界面模态坐标变换及超单元技术，分析了空间锥螺旋管束的振动特性和脉动元件诱发管束振动的频率条件，计算了０．１ｍ／ｓ壳程流速、横向脉动流激励条件下空间螺旋管束的振动特性，研究了空间锥螺旋管束管内二次流及其换热特性．结果表明：单排空间锥螺旋管束的振动分为横向和纵向振动，以纵向振动为主；在横向脉动流激励作用下，管束的振动与其横向固有振型近似，空间锥螺旋管束的低阶模态频率较低，易于诱发振动；管内截面二次流分为４个涡区，强烈的管内二次流致使管束换热性能提高，空间锥螺旋管束单位面积的换热量是传统平面管束的１．４倍以上．
关键词：空间锥螺旋管束；流体诱导振动；换热特性中图分类号：ＴＢ５３ 文献标志码：Ａ 文章编号：０２５３－９８７Ｘ（２０１１）１１－００２２－０５
Ｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅ ｏｆ Ｆｌｏｗ－Ｉｎｄｕｃｅｄ Ｖｉｂｒａｔｉｏｎ Ｈｅａｔ Ｅｘｃｈａｎｇｅｒｗｉｔｈ Ｃｏｎｉｃａｌ Ｓｐｉｒａｌ Ｔｕｂｅ Ｂｕｎｄｌｅ
ＹＡＮ Ｋｅ１，ＧＥ Ｍｅｎｇｒａｎ２，ＧＡＯ Ｊｕｎ２，ＧＥ Ｐｅｉｑｉ １（１．Ｋｅｙ Ｌａｂｏｒａｔｏｒｙ ｏｆ Ｈｉｇｈ Ｅｆｆｉｃｉｅｎｃｙ ａｎｄ Ｃｌｅａｎ Ｍｅｃｈａｎｉｃａｌ Ｍａｎｕｆａｃｔｕｒｅ，Ｍｉｎｉｓｔｒｙ ｏｆ Ｅｄｕｃａｔｉｏｎ，Ｓｈａｎｄｏｎｇ Ｕｎｉｖｅｒｓｉｔｙ，Ｊｉｎａｎ ２５００６１，Ｃｈｉｎａ；２．Ｓｃｈｏｏｌ ｏｆ Ｍｅｃｈａｔｒｏｎｉｃｓ ａｎｄ Ｉｎｆｏｒｍａｔｉｏｎ Ｅｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ，Ｓｈａｎｄｏｎｇ Ｕｎｉｖｅｒｓｉｔｙ ａｔ Ｗｅｉｈａｉ，Ｗｅｉｈａｉ，Ｓｈａｎｄｏｎｇ ２６４２０９，Ｃｈｉｎａ）
Ａｂｓｔｒａｃｔ：Ｆｒｏｍ ｔｈｅ ｄｙｎａｍｉｃ ｓｕｂｓｔｒｕｃｔｕｒｅ ｔｈｅｏｒｙ，ｔｈｅ ｖｉｂｒａｔｉｏｎ ｏｆ ｃｏｎｉｃａｌ ｓｐｉｒａｌ ｔｕｂｅ ｂｕｎｄｌｅ ａｎｄ
ｔｈｅ ｆｒｅｑｕｅｎｃｙ ｃｏｎｄｉｔｉｏｎ ｏｆ ｔｈｅ ｐｕｌｓａｔｉｏｎ ｅｌｅｍｅｎｔ ｗｅｒｅ ａｎａｌｙｚｅｄ ｕｓｉｎｇ ｔｈｅ ｃｏｍｐｏｎｅｎｔ ｍｏｄｅ ｓｙｎｔｈｅ－ｓｉｓ ｍｅｔｈｏｄ ａｎｄ ｔｈｅ ｓｕｐｅｒ ｅｌｅｍｅｎｔ ｍｅｔｈｏｄ．Ｔｈｅ ｖｉｂｒａｔｉｏｎ ｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｓ ｏｆ ｃｏｎｉｃａｌ ｓｐｉｒａｌ ｔｕｂｅ ｂｕｎ－ｄｌｅ ｄｒｉｖｅｎ ｂｙ ｔｈｅ ｔｒａｎｓｖｅｒｓｅ ｐｕｌｓａｔｉｏｎ ｗｅｒｅ ｃａｌｃｕｌａｔｅｄ ａｔ ａ ｓｈｅｌｌｓｉｄｅ ｆｌｏｗ ｒａｔｅ ｏｆ ０．１ｍ／ｓ．Ｔｈｅｓｅｃｏｎｄａｒｙ ｆｌｕｉｄ ｆｌｏｗ ｉｎｓｉｄｅ ｔｈｅ ｔｕｂｅ ａｎｄ ｉｔｓ ｈｅａｔ ｔｒａｎｓｆｅｒ ｗｅｒｅ ｎｕｍｅｒｉｃａｌｌｙ ｉｎｖｅｓｔｉｇａｔｅｄ．Ｔｈｅ ｒｅ－ｓｕｌｔｓ ｓｈｏｗ ｔｈａｔ ｔｈｅ ｖｉｂｒａｔｉｏｎ ｏｆ ｔｈｅ ｓｉｎｇｌｅ ｒｏｗ ｓｐｉｒａｌ ｔｕｂｅ ｃａｎ ｂｅ ｄｉｖｉｄｅｄ ｉｎｔｏ ｔｒａｎｓｖｅｒｓｅ ｖｉｂｒａｔｉｏｎａｎｄ ａｘｉａｌ ｖｉｂｒａｔｉｏｎ，ａｎｄ ｔｈｅ ｌａｔｔｅｒ ｉｓ ｄｏｍｉｎａｎｔ．Ｔｈｅ ｖｉｂｒａｔｉｏｎ ｏｆ ｃｏｎｉｃａｌ ｓｐｉｒａｌ ｔｕｂｅ ｂｕｎｄｌｅ ｉｓ ｅａｓｙ
ｔｏ ｂｅ ｉｎｄｕｃｅｄ ｄｕｅ ｔｏ ｉｔｓ ｓｍａｌｌ ｌｏｗ－ｏｒｄｅｒ ｍｏｄｅ ｆｒｅｑｕｅｎｃｙ．Ｕｎｄｅｒ ｔｈｅ ｃｏｎｄｉｔｉｏｎ ｏｆ ｐｕｌｓａｔｉｎｇ ｆｌｏｗ，
ｔｈｅ ｔｕｂｅ ｂｕｎｄｌｅ ｖｉｂｒａｔｉｏｎ ｉｓ ｓｉｍｉｌａｒ ｔｏ ｉｔｓ ｔｒａｎｓｖｅｒｓｅ ｖｉｂｒａｔｉｏｎ ｍｏｄｅ．Ｔｈｅ ｃｏｎｔｏｕｒｓ ｏｆ ｔｈｅ ｆｌｕｉｄｆｌｏｗ ｉｎｓｉｄｅ ｔｈｅ ｔｕｂｅ ｉｎｄｉｃａｔｅ ｔｈａｔ ｔｈｅ ｓｅｃｏｎｄａｒｙ ｆｌｕｉｄ ｆｌｏｗ ｉｓ ｃｏｍｐｌｉｃａｔｅｄ．Ｔｈｅｒｅ ａｒｅ ｆｏｕｒ ｉｎｄｅ－ｐｅｎｄｅｎｔ ｐａｒｔｓ ｏｆ ｔｈｅ ｓｅｃｏｎｄａｒｙ ｆｌｏｗ ｉｎ ｅａｃｈ ｃｒｏｓｓ ｓｅｃｔｉｏｎ ａｎｄ ｔｈｅ ｆｌｏｗ ｄｉｒｅｃｔｉｏｎｓ ａｒｅ ｄｉｆｆｅｒｅｎｔ ｆｒｏｍｅａｃｈ ｏｔｈｅｒ．Ｔｈｅ ｈｅａｔ ｆｌｕｘ ｏｆ ｔｈｅ ｃｏｎｉｃａｌ ｓｐｉｒａｌ ｔｕｂｅ ｂｕｎｄｌｅ ｉｓ １．４ｔｉｍｅｓ ｔｈａｔ ｏｆ ｔｈｅ ｃｏｎｖｅｎｔｉｏｎａｌｐｌａｎａｒ ｅｌａｓｔｉｃ ｔｕｂｅ ｂｕｎｄｌｅｓ．Ｋｅｙｗｏｒｄｓ：ｃｏｎｉｃａｌ ｓｐｉｒａｌ ｔｕｂｅ ｂｕｎｄｌｅｓ；ｆｌｏｗ－ｉｎｄｕｃｅｄ ｖｉｂｒａｔｉｏｎ；ｈｅａｔ ｔｒａｎｓｆｅｒ ｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｓ
管束振动具有强化传热的作用，已有研究表明，管束振动能够提高换热效率，最大约可以提升９ ｈｔｔｐ：∥ｗｗｗ．ｊｄｘｂ．ｃｎ
倍［１］，其中无源振动强化传热［２－３］由于不需要消耗高品质能源而受到了广泛研究．文献［４］
提出了流体诱
导振动强化传热的思想，即用弹性管束替代传统的刚性传热元件．用流体诱发的弹性管束的振动强化换热来设计平面弹性管束换热器，已成为目前无源振动强化传热广泛关注的研究课题．
文献［５］
提出了一种弹性管束流体诱导振动的
理论计算模型，为复杂结构弹性管束诱导振动分析提供了理论方法．文献［６－７
］研究了平面弹性管束的
固有振动特性及应力分布特点，结果表明：平面弹性管束的振动分为面内振动和面外振动，由于其为悬臂支撑结构，所以管束固定端应力较大．在脉动流诱导的作用下，平面管束的面内外呈现复杂的三维振动，导致管束的固定端容易发生疲劳破坏．文献［８］
研究了螺旋管束的换热与流动特性．文献［９］
建立了
空间锥螺旋式弹性传热元件，在相同的振动参数下，螺旋管束的最大应力大约是平面管束的１／４．相对于平面管束，空间锥螺旋管束的优势在于，其改善了应力分布，在利用诱导振动的同时延长了疲劳寿命，另外通过螺旋结构来增强管内二次流可实现复合强化传热．目前，针对螺旋管束的研究主要集中在单排管束的管内外流固耦合振动特性，对多排管束振动、脉动结构、脉动流参数等尚缺乏深入研究．
本文基于动态子结构理论，结合固定界面模态综合法和超单元技术，研究了空间锥螺旋管束的固有振动特性，在此基础上分析了脉动流结构的脉动频率，提出了诱导管束振动的合理频率范围，并对壳程在一定流速条件下的管束横向振动频率进行了计算．同时，基于数值模拟技术分析了空间锥螺旋管束的管内流动特性，研究了管束的截面二次流分布，分析了管束的换热特性．
１
换热器结构及尺寸参数
１．１
换热器结构
图１为空间锥螺旋管束流体诱导振动的换热器结构示意图，图２为空间锥螺旋管束结构示意图．每排管束（如Ⅰ、Ⅱ）由紫铜管并排成锥形螺旋分布，２
个管束的顶部通过一个不锈钢质量块Ｍ胀接相连，螺旋管束的进出口固定在换热器管程进出水的管路上．多排螺旋管束之间嵌套连接．脉动管路的出口与螺旋管束自由端的质量块保持有一定的角度和距离，利用脉动流冲击管束来实现诱导振动．
图３为空间锥螺旋管束流体诱导振动换热器的脉动管路结构，图中脉动流发生元件（圆柱、三棱柱
１：管程的进水管；２：脉动流管束；３：前端脉动流发生器；４：阀门；５：壳程进水管；６：管程出水管；７：后端脉动流发生器；８：脉动流
出水管；９：质量块；１０：
空间锥螺旋管
图１ 空间锥螺旋管束流体诱导振动换热器
图２ 空间锥螺旋管束结构
１：脉动流管；２：脉动流发生元件；３：阀门；４：出口
图３ 脉动管路结构
１．２
管束尺寸参数
本文对单排空间螺旋管束的固有特性及换热特性进行了分析，具体的结构参数如表１所示．
表１ 空间螺旋管束结构参数
结构参数数值管束截面直径ｄ
／
ｍｍ ２０
管束壁厚ｔ
／
ｍｍ ２
螺旋大径Ｒ
／
ｍｍ ３００
螺旋小径ｒ
／
ｍｍ １００
螺距Ｈ
／
ｍｍ ９０
质量块大小／ｍｍ×ｍｍ×ｍｍ ６６×４２×３０
３２ 第１１期 闫柯，等：空间锥螺旋管束流体诱导振动换热器及性能分析