一种螺旋缠绕管式锥形内凸胞换热器

摘要

本发明公开了一种螺旋缠绕管式锥形内凸胞换热器，包括壳体、芯管及缠绕管束，所述芯管设置在壳体中心位置处，且芯管一端设有尾气进口，另一端设有尾气出口，所述缠绕管束沿轴向螺旋缠绕在芯管的外壁上，所述缠绕管束设有两根，包括换热管一及换热管二，所述换热管一及换热管二的内壁沿水流方向设有锥形凸胞，从而提高换热效果。本发明的有益效果是：换热器中缠绕管采用螺旋结构，有利于湍流发展，并能产生强烈的二次环流，强化了管内换热效率；壳程换热空间结构较复杂，流体冲刷螺旋管束进行换热，由于相邻缠绕管网之间缠绕方式相反，增强了壳程流体的扰动，而且与管内流体构成叉流换热方式，有效增大冷热源间的传热温差。

说明书

技术领域

本发明涉及工业换热设备技术领域，具体涉及一种螺旋缠绕管式锥形内凸胞换热器。

背景技术

换热器由于其结构坚固、使用弹性大、适应性强等特点在化工、石油、电力等方面应用广泛,随着微电子、医疗、航空航天等方面的特殊要求而向小型化发展,其在设计方法、结构形式、材料参数等方面均有很大的上升空间。现阶段对于列管式换热器的研究多从管内对流换热强化入手,其机理主要是:在进行换热时,热阻主要集中在边界层,强化换热的关键是要减薄或破坏边界层,达到强化换热的目的。

缠绕管式换热器是一种特殊的管壳式换热器，是20世纪初在管壳式换热器的基础上发展起来的高效换热结构。缠绕管式换热器结构紧凑、整体换热系数高、承压能力较强，广泛应用于LNG、重烷烃液化分离以及液氮洗等装置中。近年来，由于缠绕管式换热器的良好换热性能，在石油化工等行业的应用愈加广泛，对其传热特性的研究获得了更多学者关注。如何进一步改善管程和壳程的换热性能，以获得更紧凑的结构；如何进一步创新换热器结构，以适应越来越多工业领域的应用；以及进一步优化新型换热器传热的计算模型，均是换热器传热研究的重要内容。

发明内容

针对现有技术存在的上述技术问题，本申请的目的在于提供一种螺旋缠绕管式锥形内凸胞换热器。

本发明的技术方案如下：

一种螺旋缠绕管式锥形内凸胞换热器，其特征在于，包括壳体、芯管及缠绕管束，所述芯管设置在壳体中心位置处，且芯管一端设有尾气进口，另一端设有尾气出口，所述缠绕管束沿轴向螺旋缠绕在芯管的外壁上，所述缠绕管束设有两根，包括换热管一及换热管二，所述换热管一及换热管二的内壁沿水流方向设有锥形凸胞，从而提高换热效果。

所述的一种螺旋缠绕管式锥形内凸胞换热器，其特征在于，所述换热管一与换热管二呈螺旋对向并管绕制在芯管的外壁上。

所述的一种螺旋缠绕管式锥形内凸胞换热器，其特征在于，所述换热管一上两端分别设有进水口一、出水口一，且进水口一位于芯管上端，出水口一位于芯管下端；所述换热管二两端分别设有进水口二、出水口二，且进水口二位于芯管下端，出水口二位于芯管上端。

所述的一种螺旋缠绕管式锥形内凸胞换热器，其特征在于，所述换热管一及换热管二内的锥形凸胞设置在管件内壁的相对两侧，且采用对排或错排分布设置。

本发明的有益效果是：

1）换热器中缠绕管采用螺旋结构，有利于湍流发展，并能产生强烈的二次环流，强化了管内换热效率；壳程换热空间结构较复杂，流体冲刷螺旋管束进行换热，由于相邻缠绕管网之间缠绕方式相反，增强了壳程流体的扰动，而且与管内流体构成叉流换热方式，有效增大冷热源间的传热温差。

2）换热器中缠绕管内壁设置锥形内凸胞结构结合，大大增加了换热量和换热效率。

3）缠绕式换热器的设计不仅能够有效降低能耗，而且还能够有效降低装置的占据空间。

附图说明

图1为本发明缠绕式换热器示意图；

图2为本发明凸胞换热管几何模型示意图；

图3为本发明对排凸胞换热管示意图；

图4为本发明错排凸胞换热管示意图；

图5为本发明Nu在不同Re下随无量纲半径I的变化；

图6为本发明PEC指数在不同Re下随无量纲半径I的变化；

图7为本发明Nu在不同Re下随着节距P的变化；

图8为本发明PEC指数在不同Re下随节距P的变化曲线；

图9为本申请不同排布方式对平均Nu的影响关系图；

图中：1-壳体，2-芯管，3-尾气进口，4-出水口二，5-换热管一，6-换热管二，7-出水口，8-尾气出口，9-进水口二，10-进水口一，11-锥形凸胞。

具体实施方式

以下结合说明书附图，对本发明作进一步描述。

如图1-9所示，一种螺旋缠绕管式锥形内凸胞换热器，包括壳体1、芯管2、尾气进口3、出水口二4、换热管一5、换热管二6、出水口7、尾气出口8、进水口二9、进水口一10及锥形凸胞11。

实施例：

芯管2设置在壳体1内部中心位置处，且芯管2一端设有尾气进口3，另一端设有尾气出口8，芯管2的外壁上沿轴向螺旋缠绕设置缠绕管束，缠绕管束设有两根，包括换热管一5及换热管二6，换热管一5与换热管二6呈螺旋对向并管绕制在芯管2的外壁上，所述换热管一5及换热管二6的内壁沿水流方向设有锥形凸胞11。

换热管一5上两端分别设有进水口一10、出水口一7，且进水口一10位于芯管2上端，出水口7一位于芯管2下端；所述换热管二6两端分别设有进水口二9、出水口二4，且进水口二9位于芯管2下端，出水口二4位于芯管2上端。

换热管一5及换热管二6内的锥形凸胞11设置在管件内壁的相对两侧，且采用对排或错排分布设置。

性能实验：

取实际工程中换热管的5个周期作为研究对象,采用锥形凸胞换热管,换热管长度为400 mm,换热管半径R为10mm,壁厚为2 mm,凸胞直径d=2r,r为凸胞深度(mm)；同侧凸胞节距为P，为了使管内流体充分发展,在进出口分别接了80 mm的圆直管，定义无量纲半径I=r/R,通过改变无量纲半径I、凸胞节距P对换热特性进行分析,并且有两种排列方式：对排和错排。

选取工业环境中边界条件:以水为工质,入口采用速度入口,速度值为0.48 m/s,入口温度为353.15 K,壁面设置为恒壁温273.15 K,出口为压力出口。并且流体介质重力忽略不计；将流体视为牛顿流体，不可压缩，且流体物性参数为常数；换热管入口处截面的流体速度、温度均匀。

锥形凸胞的存在提高换热性能的同时,也会相应地引起流动阻力的增加,因此采用PEC指数来综合考虑换热性能和流动阻力。

式中:Nu—凸胞管的努塞尔数;Nu

图5是在Re为13 136～52 544的范围内,不同无量纲尺寸I对平均努塞尔数Nu的影响。

由图5可知,凸胞管的换热特性明显大于光滑管,其换热特性随着无量纲尺寸的增加而增加,较光滑管相比最少提高15%。无量纲半径I为0.1、0.2时，换热性能相差不大，换热性能从无量纲半径I=0.3之后增加的幅度较明显。无量纲半径I一定时，换热性能随着雷诺数的增加而增加,但增加的幅度逐渐减小。这种现象说明当Re数较小时,凸胞管的换热性能较光滑管更优，

同时结合PEC来进行比较，图6为PEC指数在不同Re下随无量纲半径I的变化曲线。由图6可知,在Re一定时,PEC随无量纲半径I的增大而减小,且减小的趋势越来越大。凸胞管I=0.1～0.6时,其综合性能优于光滑管,当I=0.2,Re=17 514时,PEC值达到最大,最大值为1.246,其综合换热性能最佳;无量纲半径I大于0.6之后,其相较光滑管的优势逐渐消失,甚至差于光滑管,此时的凸胞管无量纲半径I已不适用于强化换热,这是因为随着无量纲半径I的增加,流动阻力的增加起主要作用。所以最终确定无量纲半径为0.2。

再来考虑节距P，图7为Nu在不同Re下随节距P的变化曲线。由图7可知,Nu受凸胞节距P的影响较弱,在同一Re下,其随着节距P的增加而逐渐减小,这是因为凸胞之间的距离加大,上一个凸胞产生的扰动作用不能有效地延续到下一个凸胞,且这种扰动作用逐渐减弱,甚至消失,因此换热性能下降;当凸胞节距P相同时,Nu随着Re的增加而增加,这是因为随着Re的增加,流体的湍流程度增大,对边界层的破坏作用加大,从而提高了换热性能。

同时结合PEC来进行比较，图8为PEC指数在不同Re下随节距P的变化曲线。由于PEC值随Re整体变化规律不显著,故本图仅展示了变化规律较明显的几个Re值。由图可知,同一节距时,PEC随Re的增大而减小,可见其湍流程度增大引起阻力增大的幅度大于换热性能增加的幅度。Re相同时,随着节距的增大,其流动阻力呈现减小的趋势,PEC值依然随节距的增大而减小,说明传热性能比流动阻力减小得更快。综上所述结合经济成本因素选择节距P为30mm。

最后根据排列方式不同，图9是研究的Re范围内,无量纲半径I=0.2、节距P=30 mm时,对排、错排两种排列方式对平均Nu、f的影响。由图7可知,两种排列方式的平均努塞尔数Nu非常接近,最多相差1.19%;对排的平均摩擦系数f比错排略大,最大不超过1.65%。因此,就综合换热型能而言,错排与对排在实际使用中并无较大区别，这也就为实际使用中提供的更大的选择空间。