CN116123916B - 一种花格折流板优化方法、花格折流板及管壳式换热器 - Google Patents

Abstract

本发明属于换热器技术领域，公开了一种花格折流板优化方法、花格折流板及管壳式换热器，花格折流板优化方法包括对花格折流板的非对称体积比和相邻折流板错位角基于构形理论进行优化，非对称体积比为0.3～1，相邻折流板错位角为20°～90°；所述花格折流板由两块总体积保持不变，体积成一定比例并且对称轴在同一条直线上的扇形折流板构成，相邻折流板的对称轴之间存在一定错位角。本发明将单弓形折流板和花格折流板的结构特点相结合，提出可对花格折流板的非对称体积比及相邻折流板错位角进行优化，形成非对称错位花格折流板，同时具备单弓形折流板和花格折流板的特点，综合性能显著提高。

Description

一种花格折流板优化方法、花格折流板及管壳式换热器

技术领域

本发明属于换热器技术领域，尤其涉及一种花格折流板优化方法、花格折流板及管壳式换热器。

背景技术

目前，管壳式换热器的发展历史已经超过100年，是使用历史最长、适用领域最广泛的换热器类型之一，因结构简单、适应环境能力强、加工制作容易等特点，在高温、高压以及各种复杂的工业生产环境中具有独特的优势，广泛应用于化工、炼油、核电、制药、食品、冶金、航空等工业领域中，占换热器市场份额一半以上，提高其传热性能，可以降低能源损耗，提高能源的利用效率，对于促进节能减排，提高工业生产效益有着重要意义。

按强化区域划分，管壳式换热器强化传热可分为管程强化传热和壳程强化传热两个方向。壳程强化传热往往使用不同形式的折流结构以改变壳程流体流态。不同的折流板结构会对壳程流体流态产生不同的影响，传热性能和压降也会随之改变。最简易的管壳式换热器折流板即为单弓形折流板，这种折流板可引导流体沿着折流板间隙呈现Z字形折返流动，与没有折流板的情况相比，在增强流体局部混合和传热能力方面显示出显著优势。但是因为主流方向不断变化并且会对换热管造成严重的垂直冲击，常导致压降增大、流动死区的形成和诱导振动。这些缺陷增加了换热器的维护成本并缩短了设备的使用寿命。多年以来，学者们已经尝试提出和优化多种折流板结构以提高换热器性能，例如单弓形折流板、折流杆、开孔折流板及螺旋折流板等。

其中，螺旋折流板结构因其传热性能好、流动死区小、压降相对较低而被学术界和工程界关注。然而螺旋折流板结构较为复杂，由于加工与安装困难、制造成本较高等原因，使其在实际生产过程上的应用受到巨大限制。为了解决这个问题，花格折流板结构应运而生。该结构由两个对称的四分之一扇形折流板组成，与螺旋折流板有根本区别，但是通过相邻折流板的扇形缺口交错布置，同样可以引导流体在两块折流板的位置之间改变流向产生螺旋流动。这种花格折流板比弓形折流板可使流体流态变化更平缓，因此流动阻力更小，不容易产生流动死区；在达到螺旋流动的同时，比螺旋折流板的结构更简单，加工制造的成本更低。然而，固定的结构和布置无法最大化地发挥该结构的技术优势。

通过上述分析，现有技术存在的问题及缺陷为：

(1)单弓形折流板导致的主流方向不断变化并且会对换热管造成严重的垂直冲击，常导致压降增大、流动死区的形成和诱导振动，这些缺陷增加了换热器的维护成本并缩短了换热器设备的使用寿命。

(2)螺旋折流板结构较为复杂，由于加工与安装困难、制造成本较高等原因，使其在实际生产过程上的应用受到巨大限制。

(3)现有的花格折流板的结构和布置无法最大化地发挥该结构的技术优势。

发明内容

针对现有技术存在的问题，本发明提供了一种花格折流板优化方法、花格折流板及管壳式换热器。

本发明是这样实现的，一种花格折流板优化方法包括：

构形设计遵循优化演化的基本思想。在给定约束的前提下，几何量相互关联，梯队进行多自由度优化，有助于系统探索几何尺寸与结构性能的基本关系。例如，在以往的折流板研究中，单个折流板的体积往往不是固定的，这就会导致换热器整体材料质量不相等，流体流经折流板段产生的射流效果不同，因此对于折流板的形状和位置性能比较并不明显。基于构形理论给定单块折流板体积约束下的优化设计代表了给定材料质量和挡板缺口流体速率下的优化设计，符合应用要求，有利于对比分析折流板形状和布局设计的优缺点。因此，构形理论在管壳式换热器挡板中的应用具有鲜明的特点和优势。本发明对花格折流板的非对称体积比和相邻折流板错位角基于构形理论进行优化，非对称体积比为0.3～1，相邻折流板错位角为20°～90°，花格折流板的形状和布置位置会随着非对称体积比和错位角的变化而变化，从而对壳程流体流态施加不同程度的影响，流体的流动阻力和传热性能也会随之改变，通过设置更加合适的非对称体积比和错位角使其综合传热性能相比原结构得到显著提高。

本发明的另一目的在于提供一种花格折流板，所述花格折流板由两块总体积保持不变，体积成一定比例并且对称轴在同一条直线上的扇形折流板构成，相邻折流板的对称轴之间存在一定错位角。

本发明的另一目的在于提供一种管壳式换热器，所述管壳式换热器安装有花格折流板，所述管壳式换热器还设置有壳体、管板、换热管和管程封头，壳体为圆筒形，壳体内部装有若干换热管，换热管两端固定在管板上，壳体两端分别安装有一个管程封头；

所述换热管在花格折流板中间开设有通孔中穿过。

进一步，所述管壳式换热器由304不锈钢制成，导热系数为14.5W/(m·k)。

进一步，所述管壳式换热器的长度为750mm，换热管外径为10mm，壁厚为0.5mm。

进一步，所述管壳式换热器中的折流板数量为12。

进一步，所述折流板横截面积占壳体横截面积的1/2。

进一步，所述相邻折流板的错位角相同，相邻折流板间距为50mm。

结合上述的技术方案和解决的技术问题，本发明所要保护的技术方案所具备的优点及积极效果为：

第一、针对上述现有技术存在的技术问题以及解决该问题的难度，紧密结合本发明的所要保护的技术方案以及研发过程中结果和数据等，详细、深刻地分析本发明技术方案如何解决的技术问题，解决问题之后带来的一些具备创造性的技术效果。具体描述如下：

本发明将单弓形折流板和花格折流板的结构特点相结合，提出可对花格折流板的非对称体积比及相邻折流板错位角这两个设计变量进行优化，并且在管壳式换热器折流板优化领域中首次引入了构形理论，改变了以往折流板优化中随意改变折流板体积的研究思路，给定单块折流板体积约束条件使优化结果更具有对比性，更符合实际应用要求。优化形成的非对称错位花格折流板，同时具备单弓形折流板和花格折流板的特点，综合性能显著提高。

第二，把技术方案看做一个整体或者从产品的角度，本发明所要保护的技术方案具备的技术效果和优点，具体描述如下：

本发明在原有的花格折流板结构基础上提出了两个优化设计变量即单块折流板的非对称体积比和相邻折流板错位角，在单块折流板体积固定的约束下通过改变折流板非对称体积比及相邻折流板的错位角使其综合性能相较于原结构得到显著提高，并在原有花格折流板基础上提出了优化后的新型结构。

第三，作为本发明的权利要求的创造性辅助证据，还体现在以下几个重要方面：

(1)本发明的技术方案转化后的预期收益和商业价值为：

管壳式换热器作为工业领域应用最广泛的换热器类型，最常用的折流板是单弓形折流板虽然结构简单、加工制造成本低，但是有流动阻力大、综合传热性能低，还有发生诱导震动的风险，而螺旋折流板虽然能克服这些问题，但是结构非常复杂，大幅增加了换热器的制造成本，极大限制了推广使用，花格折流板的就是为了解决这个矛盾而提出的，既有加工制造成本低的特点，综合性能相比单弓形折流板有显著提高，但是目前应用范围还不广泛。本发明的技术方案在原花格折流板结构基础上进一步提高了综合性能，可以促进这种性能优越、具有应用可行性折流板结构的推广使用，对于减少能量损失、提高能源利用效率，对促进节能减排、提高工业生产效率具有重要意义。

(2)本发明的技术方案填补了国内外业内技术空白：

构形理论自提出以来已经被用于包括多种换热设备的各种部件的结构优化研究，但目前还没有在管壳式换热器折流板领域应用的报道。本发明首次将构形理论与管壳式换热器折流板的优化相结合，提出了新的更符合应用要求的折流板优化设计方法，优化后的新型花格折流板与原结构相比综合性能得到了显著提高。

(3)本发明的技术方案是否解决了人们一直渴望解决、但始终未能获得成功的技术难题：

构形理论中给定单块折流板体积约束，意味着控制换热器整体材料质量相等，流体流经折流板段产生的射流效果相同，解决了以往的研究中随意改变折流板体积从而导致对于折流板的形状和位置性能比较说服力不够的问题，并且对于器件整体质量的控制更加符合实际应用要求。

附图说明

图1是本发明实施例提供的花格折流板的结构示意图；(a)无换热管的换热器示意图；(b)换热器横向图；(c)换热管示意图；(d)花格折流板示意图；(e)换热器外壳示意图；(f)换热器纵向图；

图2是本发明实施例提供的错位角为50°的两块相邻花格折流板示意图；

图3是本发明实施例提供的错位角示意图；

图4是本发明实施例提供的非对称体积比为0.3的花格折流板与原花格折流板的对比示意图；

图5是本发明实施例提供的非对称体积比为1时错位角对换热器的传热率、换热系数、压降、EEC的影响示意图；

图6是本发明实施例提供的错位角为90°时非对称体积比对换热器的传热率、换热系数、压降、EEC的影响示意图；

图7是本发明实施例提供的错位角为80°、非对称体积比为0.8时双层非对称花格折流板与单弓形折流板的传热率、压降对比示意图；

图8是本发明实施例提供的错位角为80°、非对称体积比为0.8时双层非对称花格折流板与单弓形折流板的壳程流体流线对比示意图；

图中：1、壳体；2、换热管；3、折流板；4、冷流体入口；5、冷流体出口；6、热流体入口；7、热流体出口；8、第二块折流板对称轴；9、错位角；10、第一块折流板对称轴。

具体实施方式

为了使本发明的目的、技术方案及优点更加清楚明白，以下结合实施例，对本发明进行进一步详细说明。应当理解，此处所描述的具体实施例仅仅用以解释本发明，并不用于限定本发明。

为了使本领域技术人员充分了解本发明如何具体实现，该部分是对权利要求技术方案进行展开说明的解释说明实施例。

如图1所示，本发明实施例提供的管壳式换热器的主要是由壳体1、管板、换热管2、折流板3、管程封头、壳程进出口等部件组成。壳体多为圆筒形，内部装有换热管2，换热管2两端固定在管板上。

现有技术中的单弓形折流板由一块整圆折流板切割弓形区域构成，相邻折流板之间错位角为180°，花格折流板由两块体积相等的扇形折流板构成，相邻折流板相互垂直，本发明通过可对花格折流板的非对称体积比和相邻折流板错位角基于构形理论进行优化，形成的双层非对称花格板结构由两块总体积保持不变，体积成一定比例并且对称轴在同一条直线上的扇形折流板构成，相邻折流板对称轴之间存在一定的错位角。

本发明将单弓形折流板和花格折流板的结构特点相结合，提出可对花格折流板的非对称体积比及相邻折流板错位角进行优化，形成的非对称错位花格折流板如图1至图4所示。图4中的(a)为非对称体积比为0.3的花格折流板，图4中的(b)为原花格折流板。

本发明实施例中的管壳式换热器由304不锈钢制成，导热系数为14.5W/(m·k)。换热器的长度为750mm，换热管外径为10mm，壁厚为0.5mm。换热器中折流板数量为12，折流板横截面积占换热器外壳横截面积的1/2，相邻折流板的错位角相同，折流板间距为50mm。

进行换热的冷热两种流体，一种在管内流动，称为管程流体；另一种在管外流动，称为壳程流体。壳程流体从壳程入口进入，在折流板的引导作用下不断改变流向呈现螺旋流态，最后从壳程出口流出。由于壳程流体与管壁之间存在温差，与管壁接触的过程中在温差的驱动下不断进行热量的传递，从而实现流体温度的降低。

为提高管外流体的传热分系数，通常在壳体内安装若干折流板。折流板可提高壳程流体速度，迫使流体按规定路程多次横向通过管束，增强流体湍流程度，从而增强换热能力。

所设计的非对称错位花格折流板，同时具备单弓形折流板和花格折流板的特点。为了便于讨论本发明中折流结构的特点，在数值模拟中只对壳程流体进行仿真，对管程流体部分进行简化，工作流体设置为水。在换热器中，温度353.15K的热流体由壳程流入，换热管壁设定为293K恒温，当折流板的设计参数不同时，壳程流体在换热器中的流态也会随之改变，从而影响换热器的综合传热性能。

图2中(a)给出了离出口最近的首块折流板位置，可以看出，首块折流板的对称轴与出入口对称轴相垂直，在管壳式换热器中横向布置。图2中(b)给出了与首块折流板相邻的第二块折流板的位置，可以看出第二块折流板与首块的布置位置并不相同，第二块折流板由首块折流板逆时针旋转而成，对称轴与首块折流板对称轴成一定夹角，该夹角即为本发明提出的其中一个设计变量——相邻折流板错位角。图3给出了错位角进一步的说明。以此类推，第三块折流板的位置即为第二块折流板位置逆时针旋转而成，对称轴与第二块折流板对称轴形成固定的错位角。相邻折流板之间的错位角大小是相同的，本发明提出可将错位角设定为20°～90°之间的某个数值。

图4中(a)给出了当非对称体积比为1的折流板形状，可以看出，折流板是由两块大小形状完全一致的扇形板对称布置组成，两块扇形板的体积相同，比例为1。图4中(b)给出了当非对称体积比为0.3的折流板形状，可以看出，折流板是由两块大小形状不同的扇形板对称布置组成，虽然两块扇形板的对称轴仍然在同一直线上，但两块扇形板的体积不同，较小的扇形板与较大的扇形板体积之比为0.3。较小扇形板与较大扇形板的体积之比即为本发明提出的其中一个设计变量——非对称体积比。本发明提出可将非对称体积比设定为0.3～1之间的某个数值，当非对称体积比确定时，管壳式换热器内每块折流板的形状都按照该比例设置，即每块折流板的形状相同，每块折流板中较小的扇形板与较大的扇形板体积之比相同。

在壳程流率V＝2～5.5m³/h，非对称体积比由0.3到1，错位角由10°到90°的条件下对图1给出的管壳式换热器进行了数值模拟，模拟结果表明，本发明实施例在研发过程中取得了一些积极效果，和现有技术相比的确具备很大的优势。

为了获得本发明的技术方案对管壳式换热器流动和传热性能的影响，本发明以非对称体积比和相邻折流板错位角为几何演化变量，研究折流板结构演化对换热器性能的影响，以寻求综合传热能力最强的折流板最优构形。

图5为非对称体积比为1时错位角对换热器的传热率、换热系数、压降、EEC的影响。由图5可知，当错位角从20°增大至90°时，换热器的传热率和换热系数随错位角的增大而先增大后减小，这是因为当错位角增大时，流体流动过程更长，流向的改变更加剧烈，部分冷热流体混合度偏高，可更好地对管道进行冷却。当位错角从80°增加到90°时，流动方向的变化过于剧烈，导致折流板背流侧的回流区域显著增加，导致流体传热性能减弱。换热器的压降随错位角的增大而先增大后减小，这是因为当错位角增大时，折流板对壳程流体的扰动更加明显，导致压降更大。然而，当位错角从80°增加到90°时，挡板被流侧的回流区域增加减小了壳侧流体的流动距离，大部分流体可以在换热器中以较小的流动阻力流过路径，因而导致了压降的减小。换热器的效能评价系数EEC随着相邻折流板位错角的增大而减小。这是因为当错位角增大时，壳程的折流板对流体的扰动更加强烈，导致流动阻力较大，传热速率增加，但是传热速率的增加小于流动阻力的增加。与错位角为90°的原始花格折流板结构相比，错位角为20°时的效能评价系数提升幅度可达72.1％，综合性能显著提高，验证了错位角的优化设计的有效性。

图6为错位角为90°时非对称体积比对换热器的传热率、换热系数、压降、EEC的影响。由图6可知，当非对称体积比从0.3增大至1时，换热器的传热率和换热系数随非对称体积比的增大而先增大后减小，非对称体积比对壳程流体流态有较大影响，适当的非对称体积比，有利于折流板板之间流体在更有利于传热的方向上形成流动模式。换热器的压降随非对称体积比的增大而增大，这是因为当非对称体积比增大时，折流板对壳程流体的扰动更加明显，导致压降更大。换热器的效能评价系数EEC随着非对称体积比的增大而减小。这是因为当非对称体积比增大时，壳程的折流板对流体的扰动更加强烈，导致流动阻力较大，传热速率增加，但是传热速率的增加小于流动阻力的增加。与非对称体积比为1时的原始花格折流板结构相比，非对称体积比为0.3时的效能评价系数提升幅度可达22.1％，综合性能显著提高，表明了对于非对称体积比的优化设计十分有效。

图7为错位角为80°、非对称体积比为0.8时双层非对称花格折流板与单弓形折流板的传热率、压降对比。由图7可知，虽然经过优化后的花格折流板的流体扰动能力不如单弓形折流挡板突出，传热速率仅为单弓形折流板的92％左右，而压降仅为单弓形折流板的45％左右，在不同流率下综合性能为单弓形折流板的243.9％，表明错位和非对称的设计对流动阻力和传热能力有明显影响，综合传热性能远远优于单弓形折流板。

图8为错位角为80°、非对称体积比为0.8时双层非对称花格折流板与单弓形折流板的壳程流体流线对比。图8中的(a)为单弓形折流板，图8中的(b)为双层非对称花格折流板。

图8中显示了具有相同挡板面积的双层非对称花格折流板和单弓形挡板的流体流动图。由图8可知，单弓形折流板导致主流方向发生剧烈变化，从而导致更大的流动阻力。双层非对称花格折流板引导壳程流体分成两个方向。相邻折流板之间错位排列引导流体形成了螺旋流动下，流向变化更平缓。

以上所述，仅为本发明的具体实施方式，但本发明的保护范围并不局限于此，任何熟悉本技术领域的技术人员在本发明揭露的技术范围内，凡在本发明的精神和原则之内所作的任何修改、等同替换和改进等，都应涵盖在本发明的保护范围之内。

Claims (7)

1.一种管壳式换热器，其特征在于，所述管壳式换热器安装有花格折流板，所述管壳式换热器还设置有壳体、管板、换热管和管程封头，壳体为圆筒形，壳体内部装有若干换热管，换热管两端固定在管板上，壳体两端分别安装有一个管程封头；

所述换热管在花格折流板中间开设的通孔中穿过；

所述花格折流板由两块总体积保持不变，体积成一定比例并且对称轴在同一条直线上的扇形折流板构成，相邻花格折流板的对称轴之间存在一定错位角；

花格折流板的两块扇形折流板的对称轴在 同一直线上，两块扇形折流板的体积不同，较小的扇形折流板与较大的扇形折流板的体积比为 0.3。

2.如权利要求1所述的管壳式换热器，其特征在于，相邻花格折流板的错位角为20°。

3.如权利要求1所述的管壳式换热器，其特征在于，所述管壳式换热器由304不锈钢制成，导热系数为14.5 W/（m·k）。

4.如权利要求1所述的管壳式换热器，其特征在于，所述管壳式换热器的长度为750mm，换热管外径为10 mm，壁厚为0.5 mm。

5.如权利要求1所述的管壳式换热器，其特征在于，所述管壳式换热器中的花格折流板数量为12。

6.如权利要求1所述的管壳式换热器，其特征在于，所述花格折流板横截面积占壳体横截面积的1/2。

7.如权利要求1所述的管壳式换热器，其特征在于，相邻花格折流板的错位角相同，花格折流板间距为50mm。