一种基于场协同理论优化换热器肋片结构的方法与流程

本发明涉及优化换热器肋片结构的方法，尤其涉及基于场协同理论优化换热器肋片结构的方法。

背景技术：

换热器作为一种重要的工业设备，广泛应用于化工、石油、动力、冶炼等多个领域。由于上个世纪八十年代世界范围内的能源危机，世界各国均在努力开发新能源，研究高效节能新技术。换热器作为一种能量交换和传递设备，采用各种形式的肋片强化换热效率一直是换热器研究领域的重点工作，关于换热器肋片的结构形式多种多样，如针型肋、环形肋等。现有的换热器肋片形式优化方法中，主要集中于采用实验测试，数值模拟等方法。而从换热器的换热原理方面直接进行优化设计的方法，相对较少。

现有的针对换热器肋片优化的实验测试方法，需反复铸造不同结构的换热器，导致实验周期较长、成本较高、且劳动强度大；而数值模拟方法主要基于计算流体力学原理对换热器运行工况进行模拟分析，理论优化空间较小、难度大，虽操作简单，但优化设计方向随机性太大，不能很好的根据研究目的，对换热器肋片进行有针对性的优化。

技术实现要素：

本发明的目的在于克服已有技术的缺点，提供了一种方法简单、成本低，且可靠的基于场协同理论优化换热器肋片结构的方法。

为了实现优化目标，采用的技术方案是：

本发明的一种基于场协同理论优化换热器肋片结构的方法，包括以下步骤：

步骤1：针对换热器内部流体的流动过程，采用数值模拟的方法，得到换热器内部流体的速度边界层厚度、温度边界层厚度和浓度边界层厚度；

步骤2：针对换热器内部流体的换热过程，根据步骤1得到的速度边界层厚度，温度边界层厚度和浓度边界层厚度，得到换热器内部温度梯度场和水蒸气浓度场耦合之后的焓值梯度场，其中若无冷凝换热过程，所得到的焓值梯度场分布为温度梯度场；

步骤3：将上述得到的流体的流动速度场和换热器内部的焓值梯度场进行耦合，得到其中流动速度场中速度矢量与换热过程中焓值梯度场的法向矢量之间的夹角β；

步骤4：根据得到的β值的大小，评价不同换热器肋片形式之间换热能力的大小，其中一种换热器肋片形式下的β值越小，说明该肋片换热能力越强；反之，则越弱。

本发明提供的换热器肋片形式优化方法，只要从数值模拟和理论方面进行分析，方法简单、成本低且可靠。

附图说明

图1是换热器肋片壁面场协同原理图；

图2是流体流过肋片壁面时边界层的脱体原理；

图3是圆柱形肋片壁面速度云图和焓梯度矢量合成图；

图4是椭圆柱形肋片壁面速度云图和焓梯度矢量合成图；

图5是圆柱形和椭圆柱形肋片壁面nu数对比图。

具体实施方式

下面结合附图，对本发明的具体实施方式作进一步描述。以下实施例仅用于更加清楚地说明本发明的技术方案，而不能以此来限制本发明的保护范围。

本发明提供了一种基于场协同理论优化换热器肋片结构形式的方法，并在下述内容中提供一较佳实施案例，但并不用以限制本发明。凡是在本发明的原则之内，所作的任何修改、等同替换、改进，均应包含在本发明的保护范围之内。

在常规换热器肋片的换热过程中，肋片换热壁面存在一个速度分布场和温度分布场，当换热过程存在质量交换时，会在换热器肋片的壁面周围形成一个水蒸气的浓度分布场。

本发明采用换热器内的焓值梯度场和速度场之间的协同关系，提出一种基于场协同理论优化换热器肋片结构的方法，包括以下步骤：

步骤1：针对换热器内部流体的流动过程，采用数值模拟的方法，得到换热器内部流体的速度边界层厚度、温度边界层厚度和浓度边界层厚度等结果。

数值模拟方法可以采用现有方法，如参见西安交通大学出版社出版的“数值传热学(第二版)”，陶文铨编著教材。

数值模拟的分析结果如下：选择冷凝式换热器内部肋片为研究对象，以二维模型中流体外掠单根圆管流动的边界层问题为例进行分析，同时将换热介质分别定义为：热流体为烟气，冷流体为水，换热壁面为圆管壁面。

换热器内部热流体在肋片壁面流动时，会形成速度边界层，所述速度边界层经数值模拟后，得到结果如图1所示。其中u∞为来流烟气速度，t∞为来流烟气温度，c∞为来流烟气中水蒸气浓度，所述来流烟气温度高于圆管壁面温度tw，所述来流速度高于壁面速度uw，所述来流烟气中的水蒸气浓度也高于壁面水蒸气浓度cw。δu为速度边界层厚度，δt为温度边界层厚度，δc为浓度边界层厚度。

其中，所述速度、温度和浓度边界层厚度是指换热器内从肋片表面处(此处温度为tw，速度为uw，浓度为cw)开始，沿各自法线方向计算至与速度、温度和浓度与来流烟气速度u∞，来流烟气温度t∞，来流烟气中水蒸气浓度c∞相等时的距离。

所述三种边界层厚度均与流动的雷诺数、自由流的状态、物面粗糙度、物面形状和延展范围有关系。

步骤2：针对换热器内部流体的换热过程，根据步骤1得到的速度边界层厚度，温度边界层厚度和浓度边界层厚度，得到换热器内部温度梯度场和水蒸气浓度场耦合之后的焓值梯度场。其中若无冷凝换热过程，所得到的焓值梯度场分布为温度梯度场。

换热器内部温度梯度场和水蒸气浓度场耦合方法如下：

提取步骤1中得到的速度边界层厚度、温度浓度边界层厚度和浓度边界层厚度内的模拟结果数值，其中所述浓度边界层厚度此时即为水蒸气浓度边界层厚度。通过下述公式得到换热器内部温度梯度场和水蒸气浓度场耦合后的焓值梯度场的分布：

式中，h为1kg干烟气中的焓值和此时烟气中存在的dkg水蒸气的焓值的总和。cp，g为干烟气的平均定压比热，单位为kj/kg，取值可以参见石油工业出版社出版的“天然气工程手册”。cp,w为水蒸气的定压比热，单位为kj/kg，取值可以参见高等教育出版社出版的“传热学(第四版)”，杨世铭，陶文铨编著教材。t为换热器内部的烟气温度，单位为℃。cp,g·t为干烟气的焓值，单位为kj/kg。2500为水蒸气的温度t为0时的汽化潜热，单位为kj/kg，该值可以参见高等教育出版社出版的“传热学(第四版)”，杨世铭，陶文铨编著教材。d为单位质量干烟气中所含有的水蒸气质量，单位为kg/kg。

步骤3：将上述得到的流体的流动速度场和换热器内部的焓值梯度场进行耦合，得到其中流动速度场中速度矢量与换热过程中焓值梯度场的法向矢量之间的夹角β。

流动速度场中速度矢量与换热过程中焓值梯度场的法向矢量之间的夹角β获得方法可以采用现有方法得到，具体分为两种情况：

第一种情况：换热肋片壁面无冷凝现象发生，β值求解方法如下：

(a)首先对肋片壁面附近的温度梯度场和速度场进行分析，肋片壁面的换热无量纲努赛尔数nu数和壁面附近流体的雷诺数re数、流体普朗特pr数，垂直于换热壁面的坐标以及流体的无量纲速度场和无量纲温度梯度场呈现如下关系：

(b)β值可以采用以下方法中的任意一种方法求解得到：

方法1：通过数值模拟结果，可计算得到nuh，re数，pr数，和的大小，在经过理论计算求的cosβ值的大小，进一步得到β值的大小。具体计算方法也可参考西安交通大学出版社：数值传热学(第二版)，陶文铨编著教材。

方法2：在数值模拟结果中，对流动速度场中速度矢量与换热过程中温度值梯度场的法向矢量首先进行标记，再采用现有角度测量仪器进行测量，得到β值的大小。

方法3：在数值计算软件中，通过编写相关后处理udf文件，直接得到β值的大小。

第二种情况：换热肋片壁面发生冷凝现象，β值求解方法如下：

(a)肋片壁面换热无量纲努赛尔数nuh和壁面附近流体的雷诺数re数、流体普朗特pr数，垂直于换热壁面的坐标以及流体的无量纲速度场和无量纲焓度梯度场呈现如下关系：

(b)β值可以采用以下方法中的任意一种方法求解得到：

方法1：通过数值模拟结果，可计算得到nuh，re数，pr数，和的大小，在经过理论计算求的cosβ值的大小，进一步得到β值的大小。具体计算方法也可参考西安交通大学出版社：数值传热学(第二版)，陶文铨编著教材。

方法2：在数值模拟结果中，对流动速度场中速度矢量与换热过程中焓值梯度场的法向矢量首先进行标记，再采用现有角度测量仪器进行测量，得到β值的大小。

方法3：在数值计算软件中，通过编写相关后处理udf文件，直接得到β值的大小。

步骤4：根据得到的β值的大小，评价不同换热器肋片形式之间换热能力的大小。其中一种换热器肋片形式下的β值越小，说明该肋片换热能力越强；反之，则越弱。

对比不同肋片结构模拟结果，获得β值，通过比较不同的β值，可获得较优的肋片结构。

实施例1

在本实施例中，步骤1和步骤2与具体实施方式中的步骤1和步骤2相同；

步骤3：

根据步骤1和步骤2中数值模拟结果和场协同理论分析，根据步骤3中的方法2直接求得β值大小。

步骤4：

这里针对圆柱形和椭圆柱形肋片的模拟结果进行分析，流体在肋片壁面的流动现象如图2所示，其中虚线表示圆柱形肋片，实线表示椭圆柱形肋片。来流流体流经肋片时，首先与肋片迎风点接触(γ＝0°处，γ值为肋片壁面上某点与肋片轴心的连线和肋片水平线之间的夹角)，该点也称为滞止点。流体在该点位置处发生停滞，然后分为上下两部分区域进行流动。随着流体的流动，流体首先会在壁面附近形成以贴壁流动，然后会在壁面尾部处发生绕流脱体，脱体后流体还会发生回流的现象。由于脱体现象的发生，也会使得肋片壁面换热能力发生变化。

圆柱形肋片壁面的β角的形成和大小变化如图3所示。在圆柱形肋片的滞止点处(γ＝0°)，焓值梯度矢量和速度等值线是保持垂直关系的，速度矢量和焓值梯度场法向矢量之间的夹角接近0°值，cosβ值约为1，说明此处的场协同换热能力最强。而后随着γ角度的增加至流体脱体点位置(约γ＝145°)，焓值梯度矢量和速度矢量之间的夹角逐渐增加，这将导致肋片壁面局部换热能力nu随γ角度值开始减小。而在流体脱体后(γ＞145°)，流体流动紊流程度变高，流体速度矢量和焓值梯度矢量之间的关系也变得较为复杂，此区域影响换热能力的主要影响因素变为流体的re数。

而对于椭圆柱形肋片，其壁面β角的形成和大小变化如图4所示。同圆柱形肋片相似，肋片滞止点附近换热能力最强；随着γ角度的增加，换热能力逐渐下降；随着脱体现象的发生，换热能力再度增强。首先，在滞止点(γ＝0°)附近，由于椭圆柱形肋片换热面积大于椭圆柱肋片，使得椭圆柱形肋片在该区域的换热能力高于圆柱形肋片。其次，随着γ角度的增加，椭圆柱壁面两侧流体速度高于圆柱形肋片，使得该区域内椭圆柱壁面的换热能力也高于圆柱形肋片。最后，在脱体现象发生后，椭圆柱肋片回流现象发生面积大于圆柱形肋片，使得换热能力也高于圆柱形肋片。

综上可知，根据椭圆柱形和圆柱形肋片壁面附近β角大小，可知椭圆柱肋片换热能力优于圆柱形肋片。针对以烟气冷凝式换热器模型为例，当热流体烟气pr数为0.62，粘性系数v为93.61×10^-6m²/s，导热系数λ为7.42×10^-2w/(m·k)，对不同入口烟气流动速度工况下，圆柱形和椭圆柱形肋片壁面的nu数进行统计计算，得到不同入口烟气流动速度下，肋片壁面nu数的计算结果如图5所示。可知随着入口烟气速度的增加，两种肋片壁面的nu数均逐步增加，但椭圆柱形肋片壁面nu数始终高于圆柱形肋片。计算发现，在入口速度由1m/s逐步增加到10m/s时，椭圆柱形肋片的nu数比圆柱形肋片高处12.6％。