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陈杭生，朱冬生，陈二雄，莫 逊，谭连元
（1.中国科学院广州能源研究所，广州 510640；
2.中国科学院可再生能源重点实验室，广州 510640；
3.中国科学院大学，北京 100049；
4.佛山市步鹿节能科技有限公司，广东 佛山 528000）
换热器是工程技术中广泛采用的冷热流体交换热量的设备。换热器可以按不同的方式分类，按换热器操作过程可分为间壁式、混合式和蓄热式三大类。其中，管壳式换热器是间壁式换热器的一种主要形式[1]。管壳式换热器是诞生至今应用最为广泛的一种换热器，从发展状况看，针对管壳式的结构改进包括管程和壳程两个部分。而对于管程结构的改进主要集中在管内插入物与传热管的设计优化[2]。
扭曲椭圆管是一种高效强化传热的换热管，经钢带捆扎后的扭曲椭圆管管束在最大变径凸点处相互接触，可形成自支撑结构，减少振动[3-4]。刘世杰等[5]利用FLUENT 软件，研究了扭曲椭圆管的不同结构参数对管内传热与压降性能的影响，结果显示，由于受到离心力的作用，流体在扭曲椭圆管内产生了垂直于主流方向上的二次流，促进了边界层与主流区的径向混合，强化了传热。郝洪亮等[6]对采用扭曲椭圆管和H 型翅片管的换热器进行了试验测试，结果表明，扭曲椭圆管换热器壳侧传热系数明显优于H 型翅片管换热器，且空气流速越大，优势越明显，但同时压降也会增大。TAN 等[7]对扭曲椭圆管换热器整体性能的研究表明，扭曲椭圆管换热器在管侧低流量和壳侧高流量情况下均具有较好的换热性能。LI 等[8]采用扭曲椭圆管作内管，可使材料的综合传热性能提高24.0%～ 39.0%。内扭曲椭圆管的左右扭转方向对壳程传热的强化有相同的影响。DZYUBENKO[9]采用数值计算的方法对扭曲椭圆管束间流动和换热情况进行了研究，得出了三扭曲椭圆管管束中速度场和温度场的计算方法。陈文静[10]通过数值模拟的方法研究扭曲管扭转方向对管壳式换热器壳侧换热性能的影响，存在最佳的短长轴比和扭矩能够使得换热器的换热性能更优。
基于扭曲椭圆管的管壳式换热器是一种紧凑式换热器，由其组成带热回收功能的新风系统，国内外尚未有报道。本文应用FLUENT 软件对换热器壳程强化传热特性展开数值研究，模拟分析不同螺距、不同壳程开孔面积对换热器壳程对流换热系数、压降的影响，并分析其温度流场和速度流场，研究结果可为扭曲椭圆管管壳式换热器的工程应用提供一定的参考。
1.1 物理模型
图1 为扭曲椭圆管结构示意图，扭曲椭圆管由圆管经过压扁扭转而成。图2 为扭曲椭圆管换热器结构示意图，为了简化模型，本文物理模型由9 根扭曲椭圆管组成，分为3 排，每排3 根。图3 为扭曲椭圆管换热器截面示意图。
图1 扭曲椭圆管结构示意图Fig.1 Twisted oval tube structure diagram
图2 换热器结构示意图Fig.2 Heat exchanger structure diagram
图3 简化后模型截面示意图Fig.3 Structure diagram of the simplified model section
利用三维专业软件Inventor 进行本文所研究的物理建模，采用圆管的直径D为10 mm，扭曲椭圆管长轴为12 mm，短轴为7.77 mm，总长度为700 mm，螺距P分别为80 mm、100 mm、120 mm，壳程开孔宽度d为37.8 mm 不变，壳程开孔长度L分别为110 mm、130 mm、150 mm 时，开孔面积（Ax=L× d）分别为4 158 mm2、4 914 mm2、5 670 mm2，表1 为模型管型尺寸及壳程开孔面积。
表1 模型管型尺寸及壳程开孔面积Table 1 Tube size and shell-side opening area of the model
采用FLUENT 软件进行数值分析，根据本研究模拟的流动和传热特性，及各种湍流模型的适用性，压力和速度耦合采用SIMPLE 算法，湍流模型采用基于扩散系数和湍流动能的Standardk-ε模型。
为方便模拟及相关数值计算，进行以下假设[11]：①管程和壳程的风量相等；
②换热器的传热过程处于稳态；
③相关热物性参数在模拟过程中恒定不变；
④流体为不可压缩的理想流体；
⑤热交换界面密封严密，不存在串风及漏风现象。
1.2 边界条件
研究对象边界条件设置为：壳程介质为空气，入口设置为体积流量入口，恒温T∞=308.15 K，出口设置为自由压力出口；
管程介质为空气，入口设置为体积流量入口，恒温T∞=300.15 K，出口设置为自由压力出口；
壳体设置为绝热边界。
1.3 网格无关性验证
模型采用ANSYS 18.0 中Fluent 模块自带的Mesh 功能进行处理，为保证近壁面处计算精度以及气液界面的准确捕捉，对近壁面液膜流动区域进行加密，以保证计算结果的精度，图4 为扭曲椭圆管换热器结构化网格示意图。
图4 结构化网格示意图Fig.4 Structured grid diagram
新风系统温度效率是一个很重要的参数，其表征了新风系统换热效果的好坏。
温度交换效率计算公式：
式中：ηwd为温度交换效率，%；
Txj为新风进风干球温度，K；
Txc为新风出风干球温度，K；
Tpj为排风进风干球温度，K。
当网格数量从6.5 × 106增加到7.5 × 106时，ηwd从55.21%变为54.96%，仅减小了0.25%，为了兼顾计算精度和效率，将该模型的网格数量确定为6.5 × 106。
图5 温度交换效率 ηwd 随网格数量的变化Fig.5 Temperature exchange efficiency ηwd changes with the number of grid
为了验证本文计算模型的准确性，搭建了新风系统测试平台，对尺寸结构长轴A=12 mm、短轴B=7.774 mm、螺距P=120 mm 的新风系统，新风量与回风量相同，选取两室法来进行ηwd的测试[12]，图6 为实验装置示意图，图7 为实验测试平台。在夏季标准工况下新风系统稳定运行30 min 后，采用热电阻温度采集模块进行连续30 min 测试，分别测试新风出口温度Txc、排风进口温度Tpj、新风进口温度Txj，每隔1 min 测试1 组数据，取平均值进行计算ηwd。实验结果与模拟结果的对比如图8 所示，最大误差为8.5%，尚在工程应用允许的误差范围内。分析误差产生的主要原因是温度探头设置位置在整机的进出口，与新风系统换热器内部的进出口位置有一段距离，新风在到达换热器之前会有部分的换热，导致实验值比模拟值效果更好，造成温度误差。
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图6 实验装置示意图Fig.6 Diagram of the experimental setup
图7 实验测试平台Fig.7 The experimental test platform
图8 温度交换效率 ηwd 实验值与模拟值对比Fig.8 Comparison of experimental and simulated temperature exchange efficiency ηwd
3.1 壳程开孔面积Ax 对传热与阻力的影响
图9 所示为新风系统换热器壳程换热系数h随壳程开孔面积变化的性能曲线，从图中可以看出，随着体积流量的增大，不同壳程开孔面积的h均增大，且以近似线性的规律变化。在相同体积流量下，随着壳程开孔面积的增大，h不断减小。随着体积流量的增加，h也随着增大，近似于线性增长。在体积流量为18 m3/h 时，壳程开孔面积4 158 mm2的h比壳程开孔面积5 670 mm2的h大5.19%。
图9 壳程开孔面积Ax 对换热系数h 的影响Fig.9 Effect of shell-side opening area Ax on heat transfer coefficient h
图10 显示，壳程压降随着体积流量的增大而不断增大，且其增长的幅度逐渐增大。由于雷诺数的增大造成入口速度的提高，此外壳程平均流速增加，引起压降增大。由图也可以看出，在相同体积流量下，壳程开孔面积越小，阻力越大。在体积流量为27 m3/h 时，壳程开孔面积为4 158 mm2的压降比壳程开孔面积5 670 mm2的压降大18.73%。
图10 壳程开孔面积Ax 对压降的影响Fig.10 Effect of shell-side opening area Ax on pressure drop
在实际工程应用中，需要同时兼顾压降和换热系数的大小，本文采用壳程对流换热系数h与压降Δp1/3的比值作为新风系统换热器的综合性能系数。图11 为三种不同壳程开孔面积的新风系统换热器综合性能系数变化曲线图。在同一壳程开孔面积下，综合性能系数随着体积流量的增大而增大，但壳程开孔面积为4 914 mm2和5 670 mm2时，综合性能系数相差不大。
图11 综合性能系数与体积流量之间的关系Fig.11 Relationship between comprehensive performance coefficient and volumetric flow
前文提到，温度交换效率表征了新风系统换热效果的好坏，不同壳程开孔面积下，换热器温度交换效率与体积流量的关系如图12 所示。温度交换效率随着体积流量的增大而减小。在相同的体积流量下，壳程开孔面积增大，换热器的温度交换效率呈现减小趋势。
图12 温度交换效率 ηwd 与体积流量之间的关系Fig.12 Relationship between shell-side temperature exchange efficiency ηwd and volumetric flow
3.2 螺距P 对传热与阻力的影响
图13、图14 展示了新风系统换热器扭曲椭圆管P对h和Δp的影响。由图可知，壳程h和Δp均随着P的增大而减小。显然P的增大不利于壳程h的提高，减小P能对提高h起到积极的作用。从图中还可以看出，Δp随着体积流量的增加而增大。在相等体积流量前提下，P数值越小时，单位长度的扭曲椭圆管螺转圈数越多，Δp受到体积流量的影响就越大。
图13 P 对换热系数的影响Fig.13 Effect of pitch P on heat transfer coefficient
图14 P 对压降的影响Fig.14 Effect of pitch P on pressure drop
图15为三种不同P的新风系统换热器综合性能系数变化曲线。从图中可以发现，在相同体积流量下，P=80 mm 时，综合性能系数最大。在体积流量为18 m3/h 时，当P从120 mm 变化到80 mm 时，综合性能系数增加4.4%。
图15 综合性能系数与体积流量之间的关系Fig.15 Relationship between comprehensive performance coefficient and volumetric flow
不同P下，换热器温度交换效率与体积流量的关系如图16 所示。可以得出，不同的P下，新风系统的换热器温度交换效率随体积流量的增大而减小，并且下降的趋势一致。在相同的体积流量下，P增大，换热器的温度交换效率呈现减小趋势。
图16 温度交换效率 ηwd 与体积流量之间的关系Fig.16 Relationship between shell-side temperature exchange efficiency ηwd and volumetric flow
图17 展现了扭曲椭圆管换热器和普通圆管换热器壳程流道内的流线分布，截面位置依次为z=150 mm、z=230 mm、z=310 mm、z=390 mm、z=470 mm、z=550 mm。
图17 换热器壳程流线分布特点Fig.17 Streamline distribution on shell-side of heat transfer
在普通圆管换热器壳程流道内，空气均为纵向的平行流，流动状态相对稳定，没有垂直于主流方向上的扰流和流体间相互干扰的现象。而在扭曲椭圆管换热器壳程流道内，空气呈现出了明显的沿着扭曲椭圆管壁面的螺旋流，这种螺旋流的存在使得空气在扭曲椭圆管换热器壳程流道内的流动状态与普通圆管换热器壳程流道内的流动状态大为不同，温度分布也因此而改变。螺旋流不仅造成了空气在垂直于主流方向上剧烈的混合扰动，而且形成了对扭曲椭圆管壁面的冲刷作用，扰动了热边界层，增强了换热效果。
图18 是在同一风量18 m3/h 下，不同壳程开孔面积的换热器出口处（截面z=150 mm）速度云图对比情况。扭曲椭圆管换热器的横截面有明显的速度边界层，在截面大的区域流速大，呈现出多个“椭圆”形状分布，符合流体向阻力小的方向流动。随着壳程开孔面积的增大，出口处的流体高速度区域范围变得越小。
图18 不同壳程开孔面积Ax 在出口处的速度云图Fig.18 Velocity cloud of different shell-side opening area Ax at the outlet
图19 是在同一风量18 m3/h 下，不同P的换热器在出口处（截面z=150 mm）温度云图对比情况。由于P的不同，同一截面处，扭曲椭圆管的方向也有所不同，但在长轴凸点附近的速度较小，对流换热系数小，因此相应的温度边界层一致显示为厚度大。当P减小时，单位长度的扭曲椭圆管扭转圈数越多，壳侧的流体和主流方向的流体也会经过多次的翻转造成充分混合，增强换热效果。
图19 不同螺距P 在出口处的温度云图Fig.19 Temperature cloud of different pitch P at the outlet
通过FLUENT 软件研究扭曲椭圆管新风系统换热器壳侧的强化传热特性，分析对流换热系数、压降在不同壳程开孔面积、不同螺距下受到不同的影响，得出以下结论：
（1）在本文研究范围内，相同体积流量下，随着壳程开孔面积的增大，对流换热系数h不断减小，压降Δp不断减小，但壳程开孔面积从4 914 mm2变化到5 670 mm2时，综合性能系数h/Δp1/3变化不明显。
（2）相同体积流量下，随着螺距的减小，对流换热系数h不断增大，压降Δp不断增大。螺距从120 mm 变化到80 mm 时，对流换热系数h从36.9增加到40.1，综合性能系数h/Δp1/3增加4.4%。
（3）由扭曲椭圆管换热器组成的新风系统的温度交换效率随着壳程开孔面积的增大而减小，随着螺距的减小而增大。
（4）流场云图显示，由于扭曲椭圆管结构的特殊性，壳程流道内沿着扭曲椭圆管壁面的螺旋流对传热有明显的强化作用，长轴凸点的存在对流场的分布有所影响，因此扭曲椭圆管的长短轴对其强化传热的影响可作为下一步的研究方向。
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