D0:10.13374/.issn1001-053x.2013.07.003 第35卷第7期 北京科技大学学报 Vol.35 No.7 2013年7月 Journal of University of Science and Technology Beijing Jul.2013 燃气辐射管换热器的结构优化与数值模拟 冯俊小12)，王宏宇)☒，吴启明)，向顺华4 1)北京科技大学机械工程学院，北京1000832)北京科技大学北京市高校节能与环保工程研究中心，北京100083 3)北京京诚凤凰工业炉工程技术有限公司，北京1001764)上海宝山钢铁股份有限公司，上海201900 风通信作者，E-mail:hongyu..wang@cisdi..com.cn 摘要为解决W型燃气辐射管换热器排烟温度高的问题，设计了三种改进换热器性能的结构，采用ANSYS FLUENT 软件进行数值模拟，得到了不同结构换热器的性能参数，如烟气出口温度、空气预热温度、压力损失、各换热面换热量 和有无折流板的热阻变化.结果表明，中心空气管由一根φ79mm粗管改为六根Φ33mm细管后换热量增加了57.6%， 增设烟气双行程后换热量提高20.7%.增设密封折流板和多孔折流板后换热量分别增加了5.7%和5.3%，空气和烟气之 间的热阻都降低了20%左右.多孔折流板的烟气压力损失比密封折流板低47.4%. 关键词辐射加热：换热器：结构优化：数值分析：烟气：热阻 分类号TF066 Structural optimization and numerical simulation of gas-fired radiant tube heat exchangers FENG Jun-riao12),WANG Hong-yu1),WU Qi-ming3),XIANG Shun-hua4) 1)School of Mechanical Engineering,University of Science and Technology Beijing,Beijing 100083,China 2)Beijing Engineering Research Center for Energy Saving and Environmental Protection,Beijing 100083,China 3)CERI Phoenix Industrial Furnace Corporation,Beijing 100176,China 4)Shanghai Baosteel Group Corporation,Shanghai 201900,China Corresponding author,E-mail:hongyu.wang@cisdi.com.cn ABSTRACT In order to solve the problem of high exhaust gas temperature in W-shaped gas-fired radiant tubes, three kinds of structures were designed to improve the heat exchanger performance.Numerical simulation was carried out by using ANSYS FLUENT software.The performance parameters of heat exchangers with different structures were obtained,such as exhaust gas outlet temperature,preheated air temperature,pressure loss,heat flux in each surface, and heat resistance change with and without baffles.It is shown that the quantity of heat exchange increases by 57.6% after the central air tube changes from one tube of 79 mm to six tubes of 33 mm and by 20.7%through adding a double trip of exhaust gas.After inserting the sealed baffle and porous baffle,the quantity of heat exchange increases by 5.7%and 5.3%respectively,and the thermal resistance between air and exhaust gas decreases both by about 20%. The pressure loss of the porous baffle is lower by 47.4%than the sealed-baffle. KEY WORDS radiant heating;heat exchangers;structural optimization;numerical analysis;exhaust gases;heat resistance 热处理炉是生产高附加值金属产品不可或缺 1-习.换热器是辐射管的主要结构之一，其作用是 的设备，燃气辐射管凭借其高效和低耗的优点，近 回收烟气余热用于提高空气温度，换热器预热空气 年被广泛应用于各种热处理炉，具有广阔的市场前 温度的高低直接影响着辐射管的热效率和壁面温度 收稿日期：2012-05-12 基金项目：“十二五”因家支撑计划资助项目(2011BAE13B09)
第 35 卷 第 7 期 北 京 科 技 大 学 学 报 Vol. 35 No. 7 2013 年 7 月 Journal of University of Science and Technology Beijing Jul. 2013 燃气辐射管换热器的结构优化与数值模拟 冯俊小1,2)，王宏宇1) ，吴启明3)，向顺华4) 1) 北京科技大学机械工程学院，北京 100083 2) 北京科技大学北京市高校节能与环保工程研究中心，北京 100083 3) 北京京诚凤凰工业炉工程技术有限公司，北京 100176 4) 上海宝山钢铁股份有限公司，上海 201900 通信作者，E-mail: hongyu.wang@cisdi.com.cn 摘 要 为解决 W 型燃气辐射管换热器排烟温度高的问题，设计了三种改进换热器性能的结构，采用 ANSYS FLUENT 软件进行数值模拟，得到了不同结构换热器的性能参数，如烟气出口温度、空气预热温度、压力损失、各换热面换热量 和有无折流板的热阻变化. 结果表明，中心空气管由一根 φ79 mm 粗管改为六根 φ33 mm 细管后换热量增加了 57.6%， 增设烟气双行程后换热量提高 20.7%. 增设密封折流板和多孔折流板后换热量分别增加了 5.7%和 5.3%，空气和烟气之 间的热阻都降低了 20%左右. 多孔折流板的烟气压力损失比密封折流板低 47.4%. 关键词 辐射加热；换热器；结构优化；数值分析；烟气；热阻 分类号 TF066 Structural optimization and numerical simulation of gas-fired radiant tube heat exchangers FENG Jun-xiao 1,2), WANG Hong-yu 1) , WU Qi-ming 3), XIANG Shun-hua 4) 1) School of Mechanical Engineering, University of Science and Technology Beijing, Beijing 100083, China 2) Beijing Engineering Research Center for Energy Saving and Environmental Protection, Beijing 100083, China 3) CERI Phoenix Industrial Furnace Corporation, Beijing 100176, China 4) Shanghai Baosteel Group Corporation, Shanghai 201900, China Corresponding author, E-mail: hongyu.wang@cisdi.com.cn ABSTRACT In order to solve the problem of high exhaust gas temperature in W-shaped gas-fired radiant tubes, three kinds of structures were designed to improve the heat exchanger performance. Numerical simulation was carried out by using ANSYS FLUENT software. The performance parameters of heat exchangers with different structures were obtained, such as exhaust gas outlet temperature, preheated air temperature, pressure loss, heat flux in each surface, and heat resistance change with and without baffles. It is shown that the quantity of heat exchange increases by 57.6% after the central air tube changes from one tube of φ79 mm to six tubes of φ33 mm and by 20.7% through adding a double trip of exhaust gas. After inserting the sealed baffle and porous baffle, the quantity of heat exchange increases by 5.7% and 5.3% respectively, and the thermal resistance between air and exhaust gas decreases both by about 20%. The pressure loss of the porous baffle is lower by 47.4% than the sealed-baffle. KEY WORDS radiant heating; heat exchangers; structural optimization; numerical analysis; exhaust gases; heat resistance 热处理炉是生产高附加值金属产品不可或缺 的设备，燃气辐射管凭借其高效和低耗的优点，近 年被广泛应用于各种热处理炉，具有广阔的市场前 景[1−2] . 换热器是辐射管的主要结构之一，其作用是 回收烟气余热用于提高空气温度，换热器预热空气 温度的高低直接影响着辐射管的热效率和壁面温度 收稿日期：2012–05–12 基金项目：“十二五” 国家支撑计划资助项目 (2011BAE13B09) DOI:10.13374/j.issn1001-053x.2013.07.003
.936 北京科技大学学 报 第35卷 均匀性，增加空气预热温度可以节约燃气以及提高 管内径是79mm,整个换热器外径是194mm. 加热质量3-4.辐射管换热器包括自身预热式和非 烟气出口 自身预热式两种，本文研究的是非自身预热式辐射 Φ15 烟气人口- 79 管换热器，目前对其结构的优化研究主要包括实现 空气出口 空气多段加热、增加空气段和烟气段的行程以及添 空气入口 空气套管 中心空气管 加烟气回流元件使部分烟气与空气混合三个方面. 图1W型辐射管换热器结构示意图（单位：mm) 普通换热器的数值模拟和实验研究主要集中于弓形 Fig.1 Schematic diagram of a W-shaped radiant tube heat 折流板同、螺旋折流板6、翅片管等强化换热方式. exchanger (unit:mm) 非自身预热式燃气辐射管普遍存在排烟温度 高的问题，造成了相当的能源浪费.本文以某钢厂 热效率是辐射管的主要性能之一，其计算公式 为 连续退火炉W型燃气辐射管换热器作为研究对象， 针对其排烟温度高的问题优化换热器结构，将多段 刀=（②ual+Qar）-Qaue- (1) Qfuel 加热与折流板强化换热技术同时运用于辐射管换热 器，通过ANSYS FLUENT进行数值模拟，研究不 式中，Quel为燃气输入化学热和显热，Qair为预 同结构的换热效果、压力损失和热阻变化，旨在寻 热空气带入显热，Que-gas为烟气带走热量.由式 求提高辐射管换热器综合性能的途径，达到节约燃 (1)可以看出预热空气和排出烟气温度直接影响着 气、提高加热质量的目的 辐射管的热效率.本实验某钢厂现场测试数据表明， 从辐射管出来的烟气温度为930℃左右，经过换热 1 换热器结构及参数 器后，排烟温度高达730℃，烟气会带走大部分热 1.1现有换热器结构及问题 量，辐射管换热器热损失较大，因此大大降低了辐 目前连续退火炉W型燃气辐射管使用的换热 射管的加热性能.通过观察图1中的换热器结构可 器结构如图1所示，红色区域表示烟气管，蓝色区 以发现，换热器中心空气管内径为79mm,管径较 域是空气套管，绿色区域是中心空气管，空气从入 粗，换热面积较小，空气套管是单侧换热，烟气仅 口进入套管，流至右端部后折返至中心管后从出口 经过一个行程就从换热器排出，这些原因使换热器 流出.在这个过程中，烟气单行程、空气双行程换 存在排烟温度较高的问题.对现场数据进行测量和 热，换热器有效长度是1680mm,使用的中心空气 整理，结果如表1所示 表1辐射管现场测量数据 Table 1 Field measurement data of the radiant tube 参数 数值 气体 成分（体积分数）/% 烧嘴能力/kW 163 煤气(27℃) C029.19,H212.19,CH410.78,N223.92,C0223.92 煤气热值/(kJ.m-3) 7658 烟气(930℃) CO222.78,H2012.04,N265.18 煤气量/(m3.h-1) 76.42 空气量/(m3h-1) 153.68 烟气量/(m3.h-1) 214.28 1.2换热器结构改进 辐射管烟气风机全压约为1000~1500Pa,根据黄文 针对研究中发现的问题，对换热器结构做如下 江等⑧对换热器压力损失与折流板高度和间距之 改进 间关系的研究结果，以上、中、下布局的方式增设 (1)空气管个数增加至6个.中心空气管由原 了五块高度为1/2烟气管直径的密封折流板，折流 来一根Φ79mm的粗管改为六根φ33mm的细管， 板间距为300mm:同时，为了降低折流板背部换热 其排列布局变化如图2(a)所示，淡蓝色部分是空气 死区和气体进出口压损，喻九阳等实验研究了在 管.空气管数量增加至六根以后，中心空气管的流 折流板上均匀开孔对换热器性能的影响，在此基础 通面积由0.42m2增加至1.05m2,总换热面积由 上，本文设计的多孔折流板是在折流板上靠近外管 1.26m2增加至1.89m2,比原来增加了50%. 束和中间管束的位置开槽，其目的是更有针对性地 (2)增加折流板.为增强烟气侧的扰动，提高对 消除背部换热死区，同时满足支撑中心空气管的需 流换热系数，可在烟气管内增设折流板，该W型 求，具体结构如图2(b)所示
· 936 · 北 京 科 技 大 学 学 报 第 35 卷 均匀性，增加空气预热温度可以节约燃气以及提高 加热质量[3−4] . 辐射管换热器包括自身预热式和非 自身预热式两种，本文研究的是非自身预热式辐射 管换热器，目前对其结构的优化研究主要包括实现 空气多段加热、增加空气段和烟气段的行程以及添 加烟气回流元件使部分烟气与空气混合三个方面. 普通换热器的数值模拟和实验研究主要集中于弓形 折流板[5]、螺旋折流板[6]、翅片管等强化换热方式. 非自身预热式燃气辐射管普遍存在排烟温度 高的问题，造成了相当的能源浪费. 本文以某钢厂 连续退火炉 W 型燃气辐射管换热器作为研究对象， 针对其排烟温度高的问题优化换热器结构，将多段 加热与折流板强化换热技术同时运用于辐射管换热 器，通过 ANSYS FLUENT 进行数值模拟，研究不 同结构的换热效果、压力损失和热阻变化，旨在寻 求提高辐射管换热器综合性能的途径，达到节约燃 气、提高加热质量的目的. 1 换热器结构及参数 1.1 现有换热器结构及问题 目前连续退火炉 W 型燃气辐射管使用的换热 器结构如图 1 所示，红色区域表示烟气管，蓝色区 域是空气套管，绿色区域是中心空气管，空气从入 口进入套管，流至右端部后折返至中心管后从出口 流出. 在这个过程中，烟气单行程、空气双行程换 热，换热器有效长度是 1680 mm，使用的中心空气 管内径是 79 mm，整个换热器外径是 194 mm. 图 1 W 型辐射管换热器结构示意图 (单位: mm) Fig.1 Schematic diagram of a W-shaped radiant tube heat exchanger (unit: mm) 热效率是辐射管的主要性能之一，其计算公式 为[7] η = (Qfuel + Qair) − Qflue−gas Qfuel . (1) 式中，Qfuel 为燃气输入化学热和显热，Qair 为预 热空气带入显热，Qflue−gas 为烟气带走热量. 由式 (1) 可以看出预热空气和排出烟气温度直接影响着 辐射管的热效率. 本实验某钢厂现场测试数据表明， 从辐射管出来的烟气温度为 930 ℃左右，经过换热 器后，排烟温度高达 730 ℃，烟气会带走大部分热 量，辐射管换热器热损失较大，因此大大降低了辐 射管的加热性能. 通过观察图 1 中的换热器结构可 以发现，换热器中心空气管内径为 79 mm，管径较 粗，换热面积较小，空气套管是单侧换热，烟气仅 经过一个行程就从换热器排出，这些原因使换热器 存在排烟温度较高的问题. 对现场数据进行测量和 整理，结果如表 1 所示. 表 1 辐射管现场测量数据 Table 1 Field measurement data of the radiant tube 参数 数值 气体 成分 (体积分数)/% 烧嘴能力/ kW 163 煤气 (27 ℃) CO 29.19，H2 12.19，CH4 10.78，N2 23.92，CO2 23.92 煤气热值/( kJ· m−3 ) 7658 烟气 (930 ℃) CO2 22.78，H2O 12.04，N2 65.18 煤气量/( m3 ·h−1 ) 76.42 空气量/( m3 ·h−1 ) 153.68 烟气量/ (m3 ·h−1 ) 214.28 1.2 换热器结构改进 针对研究中发现的问题，对换热器结构做如下 改进. (1) 空气管个数增加至 6 个. 中心空气管由原 来一根 φ79 mm 的粗管改为六根 φ33 mm 的细管， 其排列布局变化如图 2(a) 所示，淡蓝色部分是空气 管. 空气管数量增加至六根以后，中心空气管的流 通面积由 0.42 m2 增加至 1.05 m2，总换热面积由 1.26 m2 增加至 1.89 m2，比原来增加了 50%. (2) 增加折流板. 为增强烟气侧的扰动，提高对 流换热系数，可在烟气管内增设折流板，该 W 型 辐射管烟气风机全压约为 1000∼1500 Pa，根据黄文 江等[8] 对换热器压力损失与折流板高度和间距之 间关系的研究结果，以上、中、下布局的方式增设 了五块高度为 1/2 烟气管直径的密封折流板，折流 板间距为 300 mm；同时，为了降低折流板背部换热 死区和气体进出口压损，喻九阳等[9] 实验研究了在 折流板上均匀开孔对换热器性能的影响，在此基础 上，本文设计的多孔折流板是在折流板上靠近外管 束和中间管束的位置开槽，其目的是更有针对性地 消除背部换热死区，同时满足支撑中心空气管的需 求，具体结构如图 2(b) 所示
第7期 冯俊小等：燃气辐射管换热器的结构优化与数值模拟 .937· 1-679 mm 换热面积0.42m2 密封折流板 多孔折流板 6-033mm 换热面积1.051m2 (a) (b) 图2改进前后换热器中心空气管()及折流板结构示意图(b) Fig.2 Schematic diagrams of the central air tube (a)and baffle (b)in the heat exchanger before and after improvement (3)设置烟气双行程.图1中的空气套管为单 50200万之间.计算结果显示在这个范围内烟气 侧换热，并且烟气在整个换热过程中只有单行程， 出口温度变化小于3%，说明网格具有独立性.本次 为了提高辐射管换热效率，考虑到现场设置辐射管 计算划分网格总数为208万个，流动断面上单元格 换热器处也还有一定空间，在原有结构基础上增加 长度为3mm,沿轴向单元格长度为4mm,其中结 了一层烟气套管，同时实现烟气双行程和空气套管 构化网格为142万，占总网格数的68.3%，扭曲度 两侧换热，冷热气体换热面由图1的两个增加至三 (equisize skew)在0.5以下的网格数量占96.2%. 个，烟气流动距离增加了1倍，改进后的具体结构 量土十十 如图3所示 Φ22 h 烟气第二行程 换热面1,2和3 图3烟气双行程结构示意图（单位：mm) Fig.3 Schematic diagram of the double-trip structure of ex- haust gas(unit:mm） 图4换热器截面网格划分图 Fig.4 Mesh generation map of the heat exchanger section 2计算模型 2.3数学模型 2.1物理模型 在完成建模和网格划分后，将模型导入FLU- 对辐射管换热器进行三维建模，建模对象包括 ENT软件进行计算，FLUENT通过数值求解连续 原换热器结构（图1）和改进的换热器结构（图2和 性方程、N-S方程、k-e湍流模型方程、能量守恒方 图3)，考虑到换热器的结构相对复杂，在建模时作 程和组分传输方程得到换热器的速度场、压力场和 以下两点假1：(1)忽略折流板与中心空气管、烟 温度场，这些模型稳态格式的控制方程如下所示 气管之间的间隙：(2)增大烟气、空气出口直管段的 (1)N-S方程 长度，确保无回流影响 2.2网格划分 div()=div(v.gradp)-10p POz (2) 采用Gambit软件进行网格划分.由于该换热 器结构是对称的，取一半作为数值模拟对象，在划 (2)k-e湍流模型.k为湍动能，控制方程为 分网格时，气体进出口位置、折流板壳程结构以及 气体一二次行程接口处结构比较复杂，采用网格分 di(oU内=di[（+朵）gmd +Gk-pe.(3) 块划分的方法，换热器气体进出口和一二次行 ε为湍动耗散能，控制方程为 程接口位置采用非结构化网格，其余部分采用结构 化网格.在垂直于流动方向截面上网格结构如图4 di(oe)=dir[(+）a+aIG--- 所示.为了验证网格独立性，本文使用网格数量在 (4)
第 7 期 冯俊小等：燃气辐射管换热器的结构优化与数值模拟 937 ·· 图 2 改进前后换热器中心空气管 (a) 及折流板结构示意图 (b) Fig.2 Schematic diagrams of the central air tube (a) and baffle (b) in the heat exchanger before and after improvement (3) 设置烟气双行程. 图 1 中的空气套管为单 侧换热，并且烟气在整个换热过程中只有单行程， 为了提高辐射管换热效率，考虑到现场设置辐射管 换热器处也还有一定空间，在原有结构基础上增加 了一层烟气套管，同时实现烟气双行程和空气套管 两侧换热，冷热气体换热面由图 1 的两个增加至三 个，烟气流动距离增加了 1 倍，改进后的具体结构 如图 3 所示. 图 3 烟气双行程结构示意图 (单位: mm) Fig.3 Schematic diagram of the double-trip structure of exhaust gas (unit: mm) 2 计算模型 2.1 物理模型 对辐射管换热器进行三维建模，建模对象包括 原换热器结构 (图 1) 和改进的换热器结构 (图 2 和 图 3)，考虑到换热器的结构相对复杂，在建模时作 以下两点假设[10]：(1) 忽略折流板与中心空气管、烟 气管之间的间隙；(2) 增大烟气、空气出口直管段的 长度，确保无回流影响. 2.2 网格划分 采用 Gambit 软件进行网格划分. 由于该换热 器结构是对称的，取一半作为数值模拟对象，在划 分网格时，气体进出口位置、折流板壳程结构以及 气体一二次行程接口处结构比较复杂，采用网格分 块划分的方法[11]，换热器气体进出口和一二次行 程接口位置采用非结构化网格，其余部分采用结构 化网格. 在垂直于流动方向截面上网格结构如图 4 所示. 为了验证网格独立性，本文使用网格数量在 50∼200 万之间. 计算结果显示在这个范围内烟气 出口温度变化小于 3%，说明网格具有独立性. 本次 计算划分网格总数为 208 万个，流动断面上单元格 长度为 3 mm，沿轴向单元格长度为 4 mm，其中结 构化网格为 142 万，占总网格数的 68.3%，扭曲度 (equisize skew) 在 0.5 以下的网格数量占 96.2%. 图 4 换热器截面网格划分图 Fig.4 Mesh generation map of the heat exchanger section 2.3 数学模型 在完成建模和网格划分后，将模型导入 FLUENT 软件进行计算，FLUENT 通过数值求解连续 性方程、N-S 方程、k-ε 湍流模型方程、能量守恒方 程和组分传输方程得到换热器的速度场、压力场和 温度场，这些模型稳态格式的控制方程如下所示. (1) N-S 方程. div(ϕU) = div(ν · gradϕ) − 1 ρ ∂p ∂x. (2) (2) k-ε 湍流模型. k 为湍动能，控制方程为 div(ρUk) = div ·µη + ηt σk ¶ gradk ¸ + ηtGk − ρε. (3) ε 为湍动耗散能，控制方程为 div(ρUε)=div ·µη+ ηt σε ¶ gradε ¸ +c1ηtGk ε k −c2ρ ε 2 k . (4)
.938 北京科技大学学报 第35卷 其中，Gk为剪切产生项，表达式为G= 增加57.6%.从图5可以看出，在套管侧，两种结构 0z5 的换热器空气升温曲线斜率基本相当，而改进后的 (需+) :、山，分别表示在x、x;方向上的 细管在中心空气管侧空气升温曲线明显高于原有结 速度分量，ms1 构，表明增加的换热量主要来源于中心空气管换热 (3)能量守恒方程 面1，原因是细管增大了换热面积，并且细管内截 面上的空气温差更小 (U)=V [(+)明- (4) 从表2中2#和3#换热器对比可以看出，把烟 气单行程改为烟气双行程后，空气预热温度升高75 (4)组分传输方程 ℃，排烟温度降低61℃，总换热量增加20.7%，增 div(pmiU)=div(Di gradmi)i. (5) 加的换热量来源于图3中设置烟气双行程后新增的 换热面3.由图5中的2#和3#可以看出，在套管内 式中：U为流体的速度矢量；P为x、y和z三个方 换热结束时，烟气双行程结构的空气温度要比单行 向上的速度分量，ms~1:p为流体密度，kgm-3:p 程高121℃，原因是双行程结构套管内的空气两侧 为压力，Pa:v为运动黏度，m2s-1;n和n:为流体 换热：原有的换热面1、2换热量降低17.5%，这是由 黏性系数和湍流黏性系数，Pas:C1、c2、k、O:和 于相关位置处的空气预热温度比原来高造成的，排 o为常数：h为流体的焓，Jkg-1::为化学反应热 烟温度降低111℃是因为烟气流动距离比原有结构 和其他体积热源的源项，J:m:为气体组分质量分 增加了1倍： 数，D:为气体传质系数，m2s-1. 从表2中3#、4#和5#换热器对比可以看出， 在计算过程中，采用分离变量法(Segregated) 与无折流板的烟气双行程换热器相比，增设了密封 隐式(Implicit)格式求解，压力与速度耦合采用 SIMPLE算法，各方程参量的离散为一阶迎风格 折流板和多孔折流板以后，空气预热温度分别升高 式，各组分气体的比热容、导热率及动力黏度随温 28℃和25℃，总换热量增加5.7%和5.3%，换热 度呈线性变化，混合气体的密度计算采用理想气体 量的增加来源于换热面1和换热面2.这是由于增 状态方程，边界条件根据现场测定数据表1来确 强了这两个面之间烟气的扰动，部分烟气径向冲刷 定，气体入口为速度边界条件，给定流体速度、温 换热面，提高了换热系数.图5中两种折流板结 度和湍流强度，出口为压力边界条件，管壁的材料 构的升温曲线基本一致，可以看出其强化换热效果 相当 是0Cr1sNi19奥氏体不锈钢，采用无渗透和无滑移 边界，收敛判据是各方程残差小于10-4 原有换热器(1#)的空气压损为364Pa,进行 改造后的换热器空气压损在450600Pa之间，变 3 数值模拟结果及分析 化相对较小，而烟气侧由于增加了折流板和烟气第 把现有换热器结构（图1）和改进后的换热器结 二行程，烟气压损变化较大，原有换热器烟气压损 构（图2和图3）分为五种情况(1#5#)分别代入 为42Pa,增加烟气第二行程后烟气压损增加至259 FLUENT中进行数值模拟，分析结构改进前后换热 Pa,密封折流板烟气压损为1258Pa,而多孔折流 器性能的变化.烟气入口温度为930℃，空气入口 板的烟气压力损失为662Pa,与密封折流板烟气压 温度为27℃，不同结构换热器的气体出口温度，压 力损失相比降低47.4%，现场的辐射管排烟机全压 力损失，图3中从内至外依次标记为换热面1、2和 约为1000~1500Pa,因此完全可以满足烟气第二行 3三个面在单位时间内的换热量以及换热器总换热 程和多孔折流板的要求，密封折流板强化换热效果 量如表2所示，其中1#为现有换热器，2#~5#均 与多孔折流板相当，但烟气压损已经到了排烟机上 为改进后换热器.由模拟结果可以看出，现有换热 限，不宜使用 器(1并)的烟气出口温度计算结果为739℃，这与 通过以上仿真结果及分析可知，对现有W型 实际测量结果基本相等，说明本文计算采用的数学 辐射管换热器改造的最优组合方案为：空气由一根 模型适合于该换热器.表2中1#5#换热器结构 φ79mm粗管改为六根33mm细管，增加烟气第 的空气升温曲线如图5所示. 二行程和增设多孔折流板.与原结构相比，改进后 从表2中的1#和2#换热器对比可以看出，把 的换热器总换热量由14.03kW增加至28.10kW, 中心空气管径由一根中79mm粗管改为六根Φ33 增加100.3%，空气和烟气压损分别由364Pa、42Pa mm细管后，空气预热温度提高139℃，总换热量 增加至479Pa、662Pa,可以满足现场风机的负荷
· 938 · 北 京 科 技 大 学 学 报 第 35 卷 其中，Gk 为剪切产生项，表达式为 Gk = ∂ui ∂xj × µ ∂ui ∂xj + ∂uj ∂xi ¶ ，ui、uj分别表示在 xi、xj 方向上的 速度分量，m·s −1 . (3) 能量守恒方程. ∇ · (ρUh) = ∇ · ·µη + ηt σt ¶ ∇h ¸ − qr. (4) (4) 组分传输方程. div(ρmiU) = div(Di gradmi)i . (5) 式中：U 为流体的速度矢量；ϕ 为 x、y 和 z 三个方 向上的速度分量，m·s −1；ρ 为流体密度，kg·m−3；p 为压力，Pa；ν 为运动黏度，m2 ·s −1；η 和 ηt 为流体 黏性系数和湍流黏性系数，Pa·s；c1、c2、σk、σε 和 σt 为常数；h 为流体的焓，J·kg−1；qr 为化学反应热 和其他体积热源的源项，J；mi 为气体组分质量分 数，Di 为气体传质系数，m2 ·s −1 . 在计算过程中，采用分离变量法 (Segregated) 隐式 (Implicit) 格式求解， 压力与速度耦合采用 SIMPLE 算法，各方程参量的离散为一阶迎风格 式，各组分气体的比热容、导热率及动力黏度随温 度呈线性变化，混合气体的密度计算采用理想气体 状态方程，边界条件根据现场测定数据表 1 来确 定，气体入口为速度边界条件，给定流体速度、温 度和湍流强度，出口为压力边界条件，管壁的材料 是 0Cr18Ni19 奥氏体不锈钢，采用无渗透和无滑移 边界，收敛判据是各方程残差小于 10−4 . 3 数值模拟结果及分析 把现有换热器结构 (图 1) 和改进后的换热器结 构 (图 2 和图 3) 分为五种情况 (1#∼5#) 分别代入 FLUENT 中进行数值模拟，分析结构改进前后换热 器性能的变化. 烟气入口温度为 930 ℃，空气入口 温度为 27 ℃，不同结构换热器的气体出口温度，压 力损失，图 3 中从内至外依次标记为换热面 1、2 和 3 三个面在单位时间内的换热量以及换热器总换热 量如表 2 所示，其中 1#为现有换热器，2#∼5#均 为改进后换热器. 由模拟结果可以看出，现有换热 器 (1#) 的烟气出口温度计算结果为 739 ℃，这与 实际测量结果基本相等，说明本文计算采用的数学 模型适合于该换热器. 表 2 中 1#∼5#换热器结构 的空气升温曲线如图 5 所示. 从表 2 中的 1#和 2#换热器对比可以看出，把 中心空气管径由一根 φ79 mm 粗管改为六根 φ33 mm 细管后，空气预热温度提高 139 ℃，总换热量 增加 57.6%. 从图 5 可以看出，在套管侧，两种结构 的换热器空气升温曲线斜率基本相当，而改进后的 细管在中心空气管侧空气升温曲线明显高于原有结 构，表明增加的换热量主要来源于中心空气管换热 面 1，原因是细管增大了换热面积，并且细管内截 面上的空气温差更小. 从表 2 中 2#和 3#换热器对比可以看出，把烟 气单行程改为烟气双行程后，空气预热温度升高 75 ℃，排烟温度降低 61 ℃，总换热量增加 20.7%，增 加的换热量来源于图 3 中设置烟气双行程后新增的 换热面 3. 由图 5 中的 2#和 3#可以看出，在套管内 换热结束时，烟气双行程结构的空气温度要比单行 程高 121 ℃，原因是双行程结构套管内的空气两侧 换热；原有的换热面 1、2 换热量降低 17.5%，这是由 于相关位置处的空气预热温度比原来高造成的，排 烟温度降低 111 ℃是因为烟气流动距离比原有结构 增加了 1 倍； 从表 2 中 3#、4#和 5#换热器对比可以看出， 与无折流板的烟气双行程换热器相比，增设了密封 折流板和多孔折流板以后，空气预热温度分别升高 28 ℃和 25 ℃，总换热量增加 5.7%和 5.3%，换热 量的增加来源于换热面 1 和换热面 2. 这是由于增 强了这两个面之间烟气的扰动，部分烟气径向冲刷 换热面，提高了换热系数. 图 5 中两种折流板结 构的升温曲线基本一致，可以看出其强化换热效果 相当. 原有换热器 (1#) 的空气压损为 364 Pa，进行 改造后的换热器空气压损在 450∼600 Pa 之间，变 化相对较小，而烟气侧由于增加了折流板和烟气第 二行程，烟气压损变化较大，原有换热器烟气压损 为 42 Pa，增加烟气第二行程后烟气压损增加至 259 Pa，密封折流板烟气压损为 1258 Pa，而多孔折流 板的烟气压力损失为 662 Pa，与密封折流板烟气压 力损失相比降低 47.4%，现场的辐射管排烟机全压 约为 1000∼1500 Pa，因此完全可以满足烟气第二行 程和多孔折流板的要求，密封折流板强化换热效果 与多孔折流板相当，但烟气压损已经到了排烟机上 限，不宜使用. 通过以上仿真结果及分析可知，对现有 W 型 辐射管换热器改造的最优组合方案为：空气由一根 φ79 mm 粗管改为六根 φ33 mm 细管，增加烟气第 二行程和增设多孔折流板. 与原结构相比，改进后 的换热器总换热量由 14.03 kW 增加至 28.10 kW， 增加 100.3%，空气和烟气压损分别由 364 Pa、42 Pa 增加至 479 Pa、662 Pa，可以满足现场风机的负荷
第7期 冯俊小等：燃气辐射管换热器的结构优化与数值模拟 939· (1000~1500Pa).增加的折流板可以支撑中心空气 mm的套管，占用的空间也相对较小，可以满足现 管，提高了换热器的稳定性：烟气第二行程是在原 场安装的要求. 有结构基础上向外增设内径为194mm、外径为228 表2改进前后不同结构换热器数值模拟结果 Table 2 Simulation results of different heat exchanger structures before and after improvement 参数 1# 2# 3# 4# 5# 中心空气管数 6 6 6 6 中心空气管径/mm φ79 φ33 φ33 φ33 折流板 无 无 无 密封折流板 多孔折流板 烟气行程 单行程 单行程 双行程 双行程 双行程 空气出口温度/℃ 281 420 495 523 520 烟气出口温度/℃ 739 628 567 545 546 空气压力损失/Pa 364 576 465 481 479 烟气压力损失/Pa 42 53 259 1258 662 换热面1换热量/kW 5.16 12.26 9.87 10.65 10.74 换热面2换热量/kW 8.87 9.85 8.37 9.58 9.28 换热面3换热量/kW 0 0 8.45 7.98 8.08 换热器总换热量/kW 14.03 22.11 26.69 28.21 28.10 550 但多孔折流板的热阻波动幅度比较小，说明其有效 500 450 地消除了换热死区，这一点与喻九阳等回关于在单 400 弓形折流板上开孔能够提高综合换热系数的实验研 350 究结果相似 300 250 0.10 200 无折流板 0.09 多孔折流板 150 -一密封折流板 100 0.08 空气套管 中心空气管 0.07 0 0.06 -0.50.00.51.01.52.02.53.03.5 位置/m 0.05 0.04 图5不同结构换热器空气升温曲线 0.03 Fig.5 Air heating curves of different heat exchanger struc- 0.02 折流板 tures 0.0 0.00.20.40.60.81.01.21.41.61.8 为了进一步研究密封折流板和多孔折流板强 位置/m 化换热的机理，根据数值计算结果显示的热流密度 图6不同结构换热器空气热阻随位置的变化 和冷热流体温差，计算出3#、4#和5#换热器不同 Fig.6 Heat resistance at different positions of different heat 位置冷热气体之间的热阻变化如图6所示.从图中 exchanger structures 可以看出，两端处由于存在入口效应，有无折流板 的热阻相差不大，而对于中间位置的换热面，增设 改造之前的换热器质量为87.5kg,改造之后的 折流板以后，热阻降低了20%左右.密封折流板的 最优组合即烟气双行程和多孔折流板的换热器质量 热阻呈周期性变化，在折流板后达到极大值，这个 为129.4kg,原材料消耗成本将增加47.9%，考虑到 区域是换热死区，并且图2(b)中处于中间位置的 改进后换热器增加的零部件结构的加工成本，整个 密封折流板后的热阻较大，分别为0.095m.KW-1 换热器的成本将增加60%左右.改造前后换热器空 和0.09m2.KW-1,而处于上、下位置处折流板后 气和烟气压力损失分别增加115Pa和620Pa,将 的热阻极大值为0.062m2.KW-1、0.059m2K.W-1 风机的工作过程近似为等温压缩过程，辐射管按每 和0.044m2K.W-1,热阻在折流板前达到极小值. 年70%的热负荷计算，结果表明风机和排烟机每年 多孔折流板与密封折流板的热阻平均值差别不大， 将多耗电735kWh,按照35%的发电效率计算，每
第 7 期 冯俊小等：燃气辐射管换热器的结构优化与数值模拟 939 ·· (1000∼1500 Pa). 增加的折流板可以支撑中心空气 管，提高了换热器的稳定性；烟气第二行程是在原 有结构基础上向外增设内径为 194 mm、外径为 228 mm 的套管，占用的空间也相对较小，可以满足现 场安装的要求. 表 2 改进前后不同结构换热器数值模拟结果 Table 2 Simulation results of different heat exchanger structures before and after improvement 参数 1# 2# 3# 4# 5# 中心空气管数 1 6 6 6 6 中心空气管径/mm φ79 φ33 φ33 φ33 φ33 折流板 无 无 无 密封折流板 多孔折流板 烟气行程 单行程 单行程 双行程 双行程 双行程 空气出口温度/℃ 281 420 495 523 520 烟气出口温度/℃ 739 628 567 545 546 空气压力损失/Pa 364 576 465 481 479 烟气压力损失/Pa 42 53 259 1258 662 换热面 1 换热量/kW 5.16 12.26 9.87 10.65 10.74 换热面 2 换热量/kW 8.87 9.85 8.37 9.58 9.28 换热面 3 换热量/kW 0 0 8.45 7.98 8.08 换热器总换热量/kW 14.03 22.11 26.69 28.21 28.10 图 5 不同结构换热器空气升温曲线 Fig.5 Air heating curves of different heat exchanger structures 为了进一步研究密封折流板和多孔折流板强 化换热的机理，根据数值计算结果显示的热流密度 和冷热流体温差，计算出 3#、4#和 5#换热器不同 位置冷热气体之间的热阻变化如图 6 所示. 从图中 可以看出，两端处由于存在入口效应，有无折流板 的热阻相差不大，而对于中间位置的换热面，增设 折流板以后，热阻降低了 20%左右. 密封折流板的 热阻呈周期性变化，在折流板后达到极大值，这个 区域是换热死区，并且图 2(b) 中处于中间位置的 密封折流板后的热阻较大，分别为 0.095 m2 ·K·W−1 和 0.089 m2 ·K·W−1，而处于上、下位置处折流板后 的热阻极大值为 0.062 m2 ·K·W−1、0.059 m2 ·K·W−1 和 0.044 m2 ·K·W−1，热阻在折流板前达到极小值. 多孔折流板与密封折流板的热阻平均值差别不大， 但多孔折流板的热阻波动幅度比较小，说明其有效 地消除了换热死区，这一点与喻九阳等[9] 关于在单 弓形折流板上开孔能够提高综合换热系数的实验研 究结果相似. 图 6 不同结构换热器空气热阻随位置的变化 Fig.6 Heat resistance at different positions of different heat exchanger structures 改造之前的换热器质量为 87.5 kg，改造之后的 最优组合即烟气双行程和多孔折流板的换热器质量 为 129.4 kg，原材料消耗成本将增加 47.9%，考虑到 改进后换热器增加的零部件结构的加工成本，整个 换热器的成本将增加 60%左右. 改造前后换热器空 气和烟气压力损失分别增加 115 Pa 和 620 Pa，将 风机的工作过程近似为等温压缩过程，辐射管按每 年 70%的热负荷计算，结果表明风机和排烟机每年 将多耗电 735 kW·h，按照 35%的发电效率计算，每