管壳式换热器壳侧气液两相流动和传热的数值模拟研究_吕金丽

第54卷第5期2012年10月

汽轮机技术TURBINE TECHNOLOGY

Vol．54No．5

Oct．2012

管壳式换热器壳侧气液两相流动和传热

的数值模拟研究

吕金丽，戈

锐，李

想，张玉宝

(哈尔滨工程大学机电工程学院，哈尔滨150001)

摘要：采用数值模拟方法，使用FLUENT 对管壳式换热器壳侧的两相流动及相变传热进行了模拟计算。根据壳侧

选定合适的湍流模型、两相流模型为混合物模型，并根据汽水转化公式编写了自定义函数UDF 来描流体流动特点，

述相变过程质和量的传递。对管壳式换热器壳侧的流体介质换热发生相变并产生气液两相流动进行了三维的数

值模拟研究。得到了管壳式换热器壳程的速度场、温度场、压力场及气液各相的分布情况，对壳侧气液两相流动及相变换热进行了分析。对具有相变情况下的管壳式换热器的结构设计起到参考指导作用。关键词：管壳式换热器；两相流动；相变换热；数值模拟分类号：TK172

文献标识码：A

5884（2012）05-0345-03文章编号：1001-

Study on Numerical Simulation of Gas-liquid Two-phase Flow and Heat

Transfer of Shell Side in a Shell and Tube Heat Exchanger

LV Jin-li ，GE Rui ，LI Xiang ，ZHANG Yu-bao

（College of Mechanical and Electrical Engineering ，Harbin Engineering University ，Harbin 150001，China ）

Abstract ：Numerical simulation methods are adopted in this paper．With the FLUENT software ，the paper stimulates the

two-phase flow and phase change and heat transfer．A turbulence model and a two-phase flow model are selected in this

the paper writes User-defined paper．Based on the characteristics of shell-side in the shell and tube heat exchangers ，

Function （UDF ）to describe the phase transition of quality and quantity through the use of the conversion formula．Flow media of shell and tube heat exchanger shell-side heat transfer occurring phase change and gas-liquid two-phase flow are

obtaining velocity field ，temperature field ，pressure field and gas-liquid distribution of studied by 3D numerical-simulation ，

shell and tube heat exchanger shell side．The two-phase flow and phase change and heat transfer of shell-side in the shell

and tube heat exchangers are analyzed．These will be provided some valuable references for the improvement of tube condenser structure design．

Key words ：shell and tube heat exchanger ；gas-liquid two-phase flow ；phase change and heat exchange ；numerical

－simulation

方便快捷。因此有效合理的利用数值模拟的研究，有助于推

［2］

动换热器流动和传热研究的进一步发展。

以往对换热器壳侧的研究主要集中在单相对流的研［3－6］

，究而对于存在相变换热情况下流体介质的两相流动及

主要是以通过实验的方法测量部分参换热情况的研究较少，

数再取其平均数的方法来估计流动规律，无法得到流场内部具体的流动和换热细节。本文针对管壳式换热器壳侧流动介质在流动过程中发生相变换热及两相流动，参考汽水转化

［7］

公式，利用FLUENT 软件的自定义函数（UDF ）功能编写了

耦合到流动方程中，研究分析了壳质量源与能量源的转化，

侧的速度场、温度场、压力场及相的体积分布参数。

0前言

管壳式换热器广泛应用于电站、船舶、石油化工及制冷

空调等领域的换热设备中。而管壳式换热器在这些领域工作过程中，往往存在着大量的相变换热及两相流动问题，对换热器本身的传热效率及使用寿命等有着至关重要的影［1］

响。由于壳侧特殊复杂的物理结构，使得流体在流动过程中受到折流板或壳壁的挤压与碰撞，使得两相流动及换热情

并有着很大的不可预测性，给其研究带来况变得更加复杂，

越来越多的数了很大的困难。随着电子计算机技术的发展，

值模拟技术应用于换热器的传热研究，比起实验研究的方法，数值模拟的方法更容易模拟较复杂或较理想的工况，通过分析软件可以得到流体的流动分布场，温度场及速度矢量场等，使得对换热器及其传热的研究更加清楚明了，且更加

02-25收稿日期：2012-

1．1

物理模型及数值方法

模型建立

基金项目：哈尔滨工程大学2011年研究生培养基金，经费项目代码为[1**********]911。

），作者简介：吕金丽（1965-女，湖南宁乡，副教授，工学硕士，主要研究方向：机械CAD /CAM技术，流体流动数值模拟。

346

表1

壳体直径mm 150

换热管长度

mm 1200

换热管直径

折流板间距

254

汽轮机技术第54卷

换热器几何参数

折流板厚度

进出口接管

mm 直径，

进出口接管

mm 长度，

折流板块数

块

换热管数量换热管中心距

mm 根

根据所研究问题的几何参数，如表1。利用FLUENT 前

处理软件GAMBIT 对所研究问题建立三维物理模型，采用TGrid 方式的四面体和金字塔网格对换热器物理模型进行网格划分，结果如图1所示

。

得到一个可以完整表述流体沿壳程流动情况的截面，以便更

清楚的研究流体流动的发展变化，选取X =9．5mm 作为纵向参考截面。为了观察壳程流体在横向截面流动的特点，选取Z =－100mm （入口接管处）、Z =－1100mm （出口接管处）作为横向参考截面。2．1凝结水体积分布

从图2壳侧凝结水体积分布图可看出，换热器出口接管

－3

处水的体积分数最大，将近达到了2ˑ 10数量级，说明入口的饱和水蒸汽流经换热器壳侧与换热管进行了对流换热后，大部分蒸汽冷凝相变，凝结为液体的水从出口接管流出。凝结主要从流体流过第一块折流板后开始，从图中可以看出，液体相的体积分数很少，是因为不断通入的高温蒸汽持续给之前流进换热器的气体加热，所以凝结量很少，并随着流体

凝结量渐渐增多，至最后一块折流板时，凝的继续向前流动，

大部分蒸汽已从汽态凝结为液态

。结量达到最大，

图1三维模型及网格示意图

1．2

求解器及模型的选择

选用分离隐式求解器，采用基于交错网格的SIMPLE 算法来处理压力速度耦合方程，选用一阶迎风差分格式对控制

体积界面的物理量进行离散；选择混合物模型作为两相流的计算模型，并考虑相间的速度滑移；选取标准的k －ε双方程湍流模型，采用标准壁面函数法对近壁区域流动进行处理。

（3）边界条件及初始条件设置出口选取压对换热器接管入口选取速度入口边界条件，

力出口边界条件；对壳体壁面和折流板壁面采用不可渗透、无滑移绝热壁面边界条件；入口为413K 高温饱和水蒸汽，速度为5m /s；流体介质的物性参数如表2。

表2

高温饱和水蒸汽物性参数

黏性系数μkg /（m ·s ）

汽化潜热h

J /kg

密度ρ定压比热C p 导热系数λkg /m3J /（kg ·K ）W /（m ·K ）1．967

2240．8

0．0285

图2

壳侧凝结水体积分布图

2．2

速度场分布

从图3换热器入口接管横向截面速度矢量图（Z =－

Z =－282mm ）可知，100mm 、蒸汽从换热器入口接管进入壳受到换热管束的横向阻隔，使主流体被分流并沿管束程后，

内缝隙向前流动，流体速度在被换热管束分流的同时突然增其余的分流沿壳壁向下流动。在流体向前流动过程中经加，

过折流板的折流到达换热器接管出口，在出口处，从管束流

从出口流出，并下的分流与沿壳壁面流下的分流汇到一起，速度有增大

。

1．3543ˑ 10－54．418379ˑ 108

本文主要研究换热器壳侧流体介质高温水蒸汽在换热

过程中发生相变和两相流动过程，因此不考虑换热管管壁厚度的影响，并认定水蒸汽与换热管间的传热只发生在垂直换热管方向上，忽略冷却水与管壁之间的对流换热，将换热管壁面作恒温壁面处理，温度为293K 。

2计算结果及分析

图3

出入口接管横向截面速度矢量图

为了方便对模拟计算结果的分析，以换热器入口壳体端面圆心为中心建立坐标系，且壳程方向沿坐标系－Z 轴方向。根据换热管的排列位置关系，分别选取横、纵截面对模

从而能够拟结果进行观察与分析。为了避开换热管的影响，

从图4换热器的壳侧纵向参考截面速度矢量分布（X =

9．5mm ，局部）可知，流体介质在换热器壳侧呈现返混流形式，但壳程内整体流体受迫呈“Z ”字形流动，在折流析圆缺

第5期吕金丽等：管壳式换热器壳侧气液两相流动和传热的数值模拟研究347

图4壳侧纵向截面速度矢量图

处出现速度突增的现象，在折流板背后部形成许多低速的小漩涡，即称为折流板换热器的流动死区。2．3

温度场分布

从图5换热器壳侧总体温度变化图可知，高温饱和水蒸汽从换热器入口接管进入换热器后，温度从入口到出口逐渐降低，但其降低趋势并不是均匀的，在每两块折流板间都有一个新的温度段，并随流体的流动方向降低。并可以清晰地看到第一块折板与第二块折流板中间的温度下部与上部有明显的不同，说明温度的变化趋势与流体流动的规律是有关系的

。

图5换热器壳侧总体温度变化图

图7

壳侧横截面各流场散点分布图

2．4压力场分布

从图6壳侧纵向截面压强变化图（X =9．5mm ）可以清晰

的看出换热器壳侧的压强分布规律：从换热器入口接管至出可以得出压降呈现有规律的逐渐降低。而每两块口接管处，

折流板间的压强变化范围并不大，而压强变化范围较大即存在较大压降区域的地方正是折流板的圆缺处及排水缺口处。这也与速度及温度的变化情况一致，说明压降的变化与流体的流动速度及温度的变化有着直接的影响

。

3结论

本文以弓形折流板管壳式换热器为研究对象，对其壳程

三维流场进行了相变传热与两相流动的数值模拟，得到以下结论：

（1）高温饱和水蒸汽由入口进入换热器并沿壳程流动，期间与换热管发生换热，使其相变为液态水并由入口流出。根据质量守恒定律，计算结果与理论情况相符，证明UDF 的

相关模型的选择和条件的编写中对源项转化的描述及添加、

设置合理。

（2）折流板背部处区域有较多的小漩涡，流体流速很慢，导致温度变化范围小，凝结水体积分布相对较大，说明低流速导致凝结水的聚集，影响了传热系数，不利于换热的进行。

图6壳侧纵向截面压强变化图

从图7Z =－250mm 处横截面上各流场的散点比较图可各流场的散点分布有着明显的一致性，说明流体流以看出，

动速度大的地方，压力降也较大且温度较高，这些参数互相影响互相制约

。

（3）在折流板圆缺处及排水缺口处，流体的流速、温度及压强都有着很大的变化，说明这些区域有着较大的工作强度，随着长时间的使用工作，势必造成局部的过早老化及破

使换热器寿命降低。所以需要对上述区域进行特殊处理损，

以确保换热器的使用寿命，避免局部过早损坏。

（下转第400页）

400汽轮机技术第54卷

即完全恢复至机组原低压缸设计状态，汽轮叶和隔板恢复，

机排汽背压同时恢复至5．4kPa 。机组采用这种优化措施，只增加少量动静叶需再备一套原低压缸后三级的动叶和静叶，片备品备件和叶片拆装费用，但机组每一次拆装叶片，低压转子都需要返厂做动平衡，机组供热期前后的检修期加长。

6结论

150MW 机组高背压改造，是国内此种容量机组改造的改造后，在采暖季节，利用循环水供热，消除了冷源第一台，损失，机组热耗率大幅度降低，额定采暖抽汽量工况的热耗汽轮机组试验热效率达到率为3794．537kJ /（kW ·h ），

94．87%。但由于低压缸通流部分优化和设计状态不佳，设计背压偏高，机组在非供热期运行，通流部分存在阻塞和涡流，带来较大的流动损失，导致低压缸效率和做功能力下降，低压缸效率为60．259%，机组热耗率为9422．2kJ /（kW ·h ），热耗率大幅度增加，机组全年运行的经济性没有达到预期目的。采取两套转子互换或两套动静叶片互换的方案可以进一步优化低压缸运行性能，机组非采暖期的经济性恢复改造采暖期的经济性大幅提高，全年运行的发供电煤前的状态，

耗率可以跟超超临界1000MW 机组媲美。

参考文献

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敏．东海热电厂3号汽轮机组低真空供

图1改造前低压通流示意图

5改善机组全年运行经济性的措施

针对150MW 机组高背压改造后采暖供热工况节能效果

显著、非采暖季节经济性恶化两极分化的状况，可以采取两套转子互换或两套动静叶片互换的方案来提高机组全年运行的经济性。5．1

低压缸采用双背压双转子互换低压缸采用双背压双转子互换，即：采暖供热期间使用动静叶片相对减少的高背压转子，非采暖期使用原设计的低

背压转子。

以上150MW 机组，原低压转子为2ˑ 6级，在进入采暖期前更换为高背压的2ˑ 5级转子和相应的隔板，排汽背压提升至30kPa 40kPa ，排汽温度提高至65ħ 75ħ ，利用循环水供热。当采暖供热期结束后，再换回原设计的2ˑ 6级动叶的低背压转子，相应级隔板恢复，即完全恢复至机组原设计状态，汽轮机排汽背压同时恢复至5．4kPa ，这样可以保证机组在供热期和非供热期运行都具有较好的经济性。机组采用这种优化措施，需要再订作一套原设计机组的低压转子，改造的成本增加；液压螺栓可以解决两套转子互换时，低压转子与高中压转子和发电机转子连接的技术难题。5．2

低压缸采用两套动静叶片互换

针对低压缸后三级通流部分优化和设计状况不佳，非供热期经济性下降的现象，需再订做一套原低压转子后三级的动叶和隔板。机组在采暖期运行，采用目前的高背压2ˑ 5级转子和相应的隔板。当采暖供热期结束后，再将后三级动（上接第347页）

研究结果有助于对相变换热情况下的管壳式换热器内

并为今后的结构设计与优化提供参考。部流动的认识，

参考文献

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