螺旋折流板换热器

摘要： 通过fluent软件在相同的进口速度、进口温度和换热管壁面温度下对不同折流板间距的六分螺旋折流板换热器模型进行壳程性能模拟,对折流板间距为50,55,60,65,70 mm且螺旋角都为10°的换热器的压降、传热系数和综合性能进行对比分析,最后通过JF因子来比较分析其壳程综合性能。研究结果表明:六分式螺旋折流板换热器的压降值随着折流板间距的增大而减小;传热系数随着折流板间距的增大而减小;综合性能随着折流板间距增大而增大。通过对JF因子的比较分析发现折流板间距为70 mm的六分螺旋折流板换热器的性能最优。

摘要： 分析了采用萤石-硫酸法生产20 kt/a无水氟化氢(AHF)热量损失部位与原因,并采取相应的措施。利用烟道气余热利用热加精馏塔塔釜物料,降低了精馏塔蒸汽用量;采用两进四出的热风分配方式,提高转炉夹套与炉头、炉尾之间的密封性,定期检测及管控转炉燃烧炉、转炉的外层温度,可降低的热量损失;一级冷凝器、二级冷凝器采用连续螺旋折流板冷凝器,能降低流动阻力,减少换热死区,提升换热效果,有效降低产品电耗。

摘要： 现有螺旋折流板换热器(HBHXs)螺旋通道的截面积是按照通道中被管排阻挡的最小截面计算的,而实际的螺旋通道截面是由最小截面和管间的最大截面共同构成的,螺旋流是逐步通过最小截面的.由于按此最小截面公式计算的Reynolds数不准确,因此无法获得预测Nusselt数和摩擦因子与Reynolds数关系的通用关联式.提出了一种新型质心当量矩形(MCER)模型,以更精确地计算螺旋折流板换热器的螺旋通道的截面积和壳侧流体Reynolds数,并采用商用软件HTRI和文献的实验数据对MCER模型进行了验证,获得了较满意的结果.在相同条件下,按MCER模型计算壳侧Nusselt数Nuo的结果与采用换热器设计软件HTRI所计算结果的误差在-10％～5％范围内,与两组文献实验结果的误差分别在±18％和-5％～15％范围内,但其摩擦因子的公式结果与上述来源结果比较的误差都比较大,需要进一步完善.

摘要： 选用25°C水和125°C煤油分别作为冷热流体,采用FLUENT软件的标准湍流模型对螺旋折流板换热器进行三维数值模拟仿真,对比研究了普通直管、波纹管和螺纹管流场内温度场,速度矢量场以及压力场.随着流速增大,三种管束类型的管程强化的换热量及进出口压降均升高,螺纹管不但增强了管程强化的传热效率,而且弥补了波纹管压降过大的弊端.当进出口流速均为2 m/s时,相比于普通直管,波纹管的换热量提高了12％,螺纹管提高了14％,但螺纹管的压降相比于波纹管降低了16％.

摘要： 非连续螺旋折流板换热器壳程存在三角漏流区,造成部分流体短路而影响换热器性能,针对该问题本文提出了一种可以避免流体短路的新型螺旋折流板结构,使壳程流体近似连续螺旋状流动,强化传热过程.采用CFD技术对其壳程进行了数值模拟,并将其与单螺旋结构的换热器进行了对比.模拟结果表明:新螺旋结构的壳程传热系数高于单螺旋结构,同时其壳程压降也有所增大;随着螺旋角的增加(30°),新螺旋结构对应的单位压降下的传热系数(即综合性能)逐渐高于单螺旋结构对应的单位压降下的传热系数,说明新螺旋结构不仅可以提高换热器壳程的传热性能,在大螺旋角度下还可以提高换热器的综合性能.同时,新型螺旋折流板结构对流体的导流作用增强,流体的分布更加均匀.

摘要： 建立了螺旋折流板的空间物理模型.介绍了试验用螺旋折流板换热器的结构及其性能测试系统.对负压条件下不同进汽温度和流速对螺旋折流板换热器汽-液传热与流动性能的影响进行了试验,结果表明:换热器壳侧为负压蒸汽时,螺旋折流板换热器总传热系数随壳侧进汽温度和壳侧液膜雷诺数的升高而增大;壳侧压降随进汽温度和壳侧液膜雷诺数的升高而增大;换热器壳侧综合性能h o/Δp随进汽温度的升高先增大后减小,当进汽温度为85°C 时,ho/Δp达到最大值2.48W/(m2·°C ·Pa);随着换热器壳侧液膜雷诺数的增加,h o/Δp不断降低.

摘要： 通过对比条件一致的弓形折流板和螺旋折流板换热器的数值模拟结果,发现螺旋折流板换热器壳程绝大部分区域轴向速度占优,导致了螺旋折流板换热器壳程的压降和传热量均小于弓形折流板换热器.而螺旋折流板换热器三角区较高的切向流的原因是:三角区是上下游不同象限折流板区间接触“短路”的区域,故在这一区域存在较大压差会引起流体“短路”.同时,本研究也对比了螺旋折流板换热器数值模拟结果和工程半经验算法的计算结果,发现工程半经验算法得到的传热系数h偏低;且工程半经验算法中,对通过壳程半幅对称面的净质量流量考虑较简单,未考虑相邻三角区流体“短路”的影响,故有必要重新考虑螺旋折流板换热器热工设计校核中所用的传热系数h计算公式.%After the comparison of numerical simulation result of segmental baffle heat exchanger and helical baffle heat exchanger having identical condition,the present research find that the axial velocity component is dominant in majority of shell side,which cause the shell side pressure and heat duty of helical baffle heat exchanger is smaller than helical baffle heat exchanger.About the high tangential flow in triangle zone,it is the final reason that triangle zone is short circuit contact zone between up-stream and downstream baffle region in different quadrant,so there is large pressure difference in this zone,which finally cause the fluid flow short circuit.Meanwhile,the present research also compare the numerical simulation result and engineering semi-empirical algorithm result,it is found that the heat transfer coefficient h from engineering semi-empirical algorithm is lower,and the treatment of net mass flow rate through half symmetric plane in shell side is simpler in engineering semi-empirical algorithm,which doesn't consider the influence of adjacent triangle zone's short circuit.So it is necessary to consider the heat transfer coefficient h's equation in helical baffle heat exchanger thermal design and rating from beginning.

摘要： Helical angle and baffle overlap proportion as two variables were used in structural optimization of shell-tube heat exchanger with helical baffles,and a second polynomial regression response surface method combined with genetic algorithm was applied. The study was based on fluid-structure interaction theory considering thermal structural performance. The results show that the heat transfer coefficient per pressure drop increases first and then decreases with the increase of helical angle, and it decreases with the increase of baffle overlap proportion when flow velocityν= 1.5 m·s-1. Helical angle is more sensitive than baffle overlap proportion for flow and heat transfer. The maximum shear stress increases with the increase of helical angle, but it is almost unaffected by baffle overlap proportion. The optimization objectives are maximization of heat transfer coefficient per pressure drop and minimization of maximum shear stress within allowable stress ranges, and three optimal structures are obtained. The optimal results show that the heat exchanger coefficient per pressure drop is increased by 14.1% on average and the maximum shear stress is reduced by 4.1% on average. These results provide theoretical guidance for industrial design of shell-tube heat exchanger with helical baffles.%针对螺旋折流板换热器热-结构综合性能,以螺旋角和搭接度为优化变量,基于流固耦合理论,采用二阶多项式响应面模型和遗传算法对螺旋折流板换热器进行了结构优化研究.结果表明:当壳侧入口流量为1.5 m·s-1时,对于流动传热性能,单位压降传热系数随螺旋角的增大呈现先增大后减小的趋势,随搭接度的增大而减小,且受螺旋角的影响更大;对于折流板机械强度性能,最大剪应力的最大值随着螺旋角的增大而增大,而基本不受搭接度的影响.多目标优化以单位压降传热系数最大化,最大剪应力的最大值在许用应力范围内且最小化为目标函数,得到了三种优化结构.对比优化前后,单位压降传热系数平均提升了14.1%,最大剪应力的最大值平均降低了4.1%.研究结果为螺旋折流板换热器的工业化设计提供了理论指导.

摘要： 本文讨论了无中心管连续型螺旋折流板换热器和氟碳涂料在防止结垢方面的特点与优势,换热器采用螺旋板的结构形式使管程介质流速较快且无死区,不容易形成结垢;壳程采用新型氟碳涂料防结垢涂层,大大缩短了污垢产生和存留的时间,效果良好,目前这一新思路已在部分碱厂得到实现.

摘要： 针对目前国内关于介质为非牛顿流体的换热器研究相对较少的现状.本文利用数值模拟方法,采用非牛顿流体Binghan模型,研究了螺旋折流板换热器壳侧介质为质量分数62％的水煤浆时,螺旋角和搭接度对流动换热性能的影响.计算结果表明,当壳侧水煤浆入口流速为6～9m·s-1时,相同入口流速下,壳侧进出口温升和总压降均随着螺旋角的增大而下降,且总压降下降更为显著,而随着搭接度的增大壳侧进出口温升的变化不大,但总压降大大提高.以单位压降的温升为流动传热综合性能评价指标,研究表明,40°螺旋角,0％搭接度的螺旋折流板换热器的流动传热性能最好.研究结果可为选择螺旋折流板换热器的结构参数提供参考,对换热器的设计制造有着重大意义.

摘要： 选取传统的平面螺旋折流板换热器和改进的折面螺旋折流板换热器作为研究对象,并应用了换热器常用评价标准PEC准则对两种换热器的实验数据进行了分析,同时采用火积耗散极值原理分别进行了传热火积耗散和阻力火积耗散以及总火积耗散率的对比分析.结果表明:改进后的结构的综合性能得到了有效的改善,火积耗散率也均优于原始结构,表明了改进结构的优越性能.同时发现传热火积耗散要远远大于阻力火积耗散,因此其在螺旋折流板换热器的不可逆损失中起主要作用.

摘要： 针对现有原始扇形螺旋折流板换热器在相邻两块折流板的直边对接处形成三角区漏流而降低换热器的换热性能的问题,提出了一种新型旋梯式螺旋折流板换热器,旋梯式折面折流板在其两侧存在折弯面,使相邻两块折流板密切接触,封闭了三角漏流区.数值研究结果表明:旋梯式螺旋折流板换热器壳程流体的切向和径向速度大幅增加,流体螺旋流更加明显,流场得到改善.此外,换热器壳程传热系数增加82.8％～86.1％,压降引起的泵功增加20.8～549.2W,而换热器的热性能因子提高了28.4％～30.7％,平均增加29.9％.旋梯式螺旋折流板换热器采用两块折流板组成一个螺距,且具有定位和安装简单方便等优点.本文换热器的节能优化设计具有重要的指导意义.

摘要： 鉴于四分螺旋折流板换热器壳程的对称性,本文采用数值模拟方法研究了折流板扇形区域内流体的局部传热与流动特性,并分析了沿壳体径向不同位置换热管的对流传热程度及原因.通过研究发现,换热管束的传热和阻力性能沿壳体径向递减,壳体中轴线附近的换热管束具有较好的传热性能和流体绕流平均速度;折流板间三角区的漏流对流体的传热和流动性能影响较大;通过三场协同分析发现,壳体中轴线附近管束的速度场与温度梯度场以及速度场与压力梯度场的协同性均好于沿径向的其他管束,印证了数值模拟所得结论,对进一步优化螺旋折流板换热器结构提供了参考依据.

摘要： 新型螺旋折流板换热器采用折面折流板代替平面折流板,消除了换热器壳程相邻折流板搭接形成的的三角漏流区,进而增强了传热效果.文中分别对螺旋角度为18°、27°、35°和40°的新型螺旋折面折流板换热器进行了实验研究并分析其传热和阻力性能.实验结果表明,螺旋角为18°的螺旋折面折流板换热器传热性能最好,以Nu/f1/3作为综合性能评价指标时,其综合性能最优.

摘要： 采用数值模拟方法，对螺旋折流板换热器进行计算。研究比较了在不同螺旋角下、不同切割形式的折流板对壳程换热性能的影响，并应用三场协同原理进行分析。结果表明在小螺旋角（β=10°）时，椭圆板片综合换热性能更好；大螺旋角（β=40°）时扇形板片情况占优。研究结果对于工程应用中合理选择板片结构有一定的参考意义。

摘要： 对倾斜角为20°、24°、28°和32°的单头周向重叠三分螺旋折流板、倾斜角为32°的双头周向重叠三分螺旋折流板换热器和弓形折流板换热器的传热和压降性能进行了测试试验，换热器采用公共壳体和可更换传热管芯结构。壳侧换热系数由总体传热系数去除管子材料导热热阻项和依据Dittus-Boelter公式计算的管内换热系数项求得。采用壳侧轴向雷诺数Rez,o作为反映壳侧流量的自变量，以轴向欧拉数Euz,o作为反映壳侧阻力系数的无因次参数，提出采用Nuo/Euz,o无因次组合数作为反映换热器传热和阻力关系的综合性能指标。在试验范围内倾斜角20°方案的性能指标最高，其平均壳侧换热系数和压降与弓形折流板方案的数值之比分别为1.253和0.60；其综合性能指标比弓形折流板换热器方案平均提高108%；试验结果显示倾斜角为32°的双头螺旋方案的换热系数和压降都大于单头螺旋方案，但两者的综合性能较接近；试验结果表明对于周向重叠的三分螺旋折流板换热器，最佳倾斜角大致在20°左右而不是如一些文献对1/4螺旋折流板换热器所得出的40°左右。

摘要： 本文采用数值模拟的方法对并行组合式两壳程螺旋折流板换热器和单壳程弓形折流板换热器器进行了对比性研究,结果表明:(1) 在相同壳程质量流量和相同换热量条件下,并行组合式两壳程螺旋折流板换热器的换热系数和压损比弓形折流板换热器提高17.8和13%;(2)相同壳程质量流量条件下,并行组合式两壳程螺旋折流板换热器单位压降下换系数比弓形折流板换热器提高13.2%.

摘要： 针对螺旋折流板换热器,考虑到管程部分的工作介质可能存在相变,因此采用分段设计法,实现管程介质在任意相态下的计算;壳程部分,在Bell-Delaware算法的基础上,把影响传热性能和流动性能的若干因素归纳为相应的修正因子,拟合关联公式,然后基于HYSYS平台和EXCEL环境完成计算程序,实现螺旋折流板换热器的设计和校核功能.最后,借助HTRI软件进行验算,实例计算结果表明:两者计算的设备面积相差1.11％;其中复杂相变传热实例中,管程和壳程的传热系数以及压降的计算结果分别相差1.73％、8.86％、6.78％和5.43％单相变传热实例中,计算结果分别相差8.30％、4.09％、6.23％和4.70％,说明了该传热模型以及计算程序的正确可靠性.

摘要： 采用粒子成像测速(PIV)技术对新型螺旋折面折流板换热器有机玻璃模型进行了壳程流动及压降特性的实验研究,并与传统螺旋折流板换热器做了对比.结果表明:螺旋折面折流板换热器总压力降比普通螺旋折流板换热器增大5.18％,纯管束压力降平均增加12.13％,且纯管束压降仅占总压力降的三分之一.通过PIV对换热器内不同位置处的流场进行对比,表明新型螺旋折面折流板换热器流动状况优于传统螺旋折流板换热器,横向漏流有所减弱,径向和切向的速度分量增大,流体在壳程整体停留时间变长,流动状况利于传热进行.

摘要： 本发明涉及一种阶梯式螺旋折流板，包括多个在轴向上依次衔接的折流单元，折流单元包括有第一折流板及第二折流板，第一折流板为至少两块长度相等的矩形板，第二折流板的数量为第一折流板数量的两倍且为扇形板，各矩形板沿双螺旋折流板的轴向依次排布且均平行于双螺旋折流板的轴心线，各矩形板相互交错并在中部相交处连接从而使各矩形板的短边到双螺旋折流板轴心线的距离相同，各扇形板呈阶梯式安装在相邻两矩形板相交后构成的扇形区域中从而形成双螺旋流道。本发明类似DNA分子的双螺旋结构把壳体一分为二，既适用于单壳程也适用于双壳程换热器。流体螺旋流动使换热器的a(传热系数)/P(压降)达到普通弓形折流板的1.5～2倍，显著提高换热效果。

摘要： 一种双壳程外螺旋折流板内斜百叶折流板管壳式换热器，包括外壳体、连接外壳体的前管箱和后管箱、前后管箱间设置的管板、前后管箱分别开设的管程进口和出口、壳体一侧设置壳程进口和出口、外壳体内设置内壳体及内环形挡板。内、外壳体间设置螺旋折流板，类型为间断搭接型。内壳程采用斜百叶折流板，斜百叶折流板与换热管束呈一定角度。本发明成功规避传统弓形折流板压降大、存在流动死区等缺点，以及螺旋折流板的“三角区”的漏流、中心部分换热效率低等不足。本发明结构紧凑，有效降低了管束振动，延长使用寿命；增强流动湍流度，强化了换热，具有优良的流动和换热综合性能。

摘要： 本实用新型公开了螺旋折流板单元，包括中心套管和设置在所述中心套管外圆柱面上的沿螺旋方向延伸的螺旋板，所述螺旋板在所述螺旋方向上的两侧面分别为第一侧面和第二侧面，在所述螺旋板上设置有供换热管穿过的穿管孔，所述中心套管与所述螺旋板整体注塑成型，在所述中心套管的两端分别设置有可相互连接的第一连接部和第二连接部。本实用新型所提供的螺旋折流板单元具有成本低、成型简单、组装方便的优点。同时，本实用新型还公开了一种具有上述螺旋折流板单元的螺旋折流板，及使用该螺旋折流板的换热器。

摘要： 本实用新型涉及一种阶梯式螺旋折流板，包括多个在轴向上依次衔接的折流单元，折流单元包括第一折流板及第二折流板，第一折流板为至少两块长度相等的矩形板，第二折流板的数量为第一折流板数量的两倍且为扇形板，各矩形板沿双螺旋折流板的轴向依次排布且平行于双螺旋折流板的轴心线，各矩形板相互交错并在中部相交处连接从而使各矩形板的短边到双螺旋折流板轴心线的距离相同，各扇形板呈阶梯式安装在相邻两矩形板相交后构成的扇形区域中从而形成双螺旋流道。本实用新型类似DNA分子的双螺旋结构把壳体一分为二，既适用于单壳程也适用于双壳程换热器。流体螺旋流动使换热器的a(传热系数)/P(压降)达到普通弓形折流板的1.5～2倍，显著提高换热效果。

摘要： 一种用于螺旋折流板换热器的卡槽式折流板搭接结构及其计算方法，包括扇形卡槽式折流板和与之配合的圆形光滑U形换热管、卡槽式折流板尺寸的计算方法，主要解决了现有换热器折流板连接中的不稳定、无法满足用户对螺旋角和搭接度要求、局部短路不利于换热、换热系数低的问题。用卡槽式螺旋折流板代替普通平面折流板，达到了螺旋折流板稳定连接的目的，满足了对螺旋角和搭接度的要求。换热器采用的换热管是与普通换热器相同的U形换热管，按照三角形布置，不会增加额外的成本。

摘要： 一种多头六分螺旋折流板换热器的折流板支撑结构，包括左管板、螺旋折流板组、拉杆组、套管组、螺母组和倾斜垫圈组；采用单管程或双管程的正三角形布管，6根周边拉杆位于相邻折流板周向重叠所夹管排的最外侧；倾斜垫圈组用于补正倾斜的螺旋折流板，使所有定距套管可采用垂直端面结构，并配合拉杆组将空间不同方位倾斜的相邻折流板紧固为一体；采用双头或三头螺旋折流板组，调整各头螺旋折流板组的轴向位置以避免干涉。本发明的结构适合于大中型管壳式换热器，可缩短支撑距离，避免振动破坏，并减小折流板钻孔过程首排与末排管孔的高度差。

摘要： 一种用于螺旋折流板换热器的卡槽式折流板搭接结构及其计算方法，包括扇形卡槽式折流板和与之配合的圆形光滑U形换热管、卡槽式折流板尺寸的计算方法，主要解决了现有换热器折流板连接中的不稳定、无法满足用户对螺旋角和搭接度要求、局部短路不利于换热、换热系数低的问题。用卡槽式螺旋折流板代替普通平面折流板，达到了螺旋折流板稳定连接的目的，满足了对螺旋角和搭接度的要求。换热器采用的换热管是与普通换热器相同的U形换热管，按照三角形布置，不会增加额外的成本。

摘要： 本实用新型提供了一种连续螺旋折流板及具有其的连续螺旋折流板换热器，该连续螺旋折流板包括螺旋片和芯管，螺旋片以芯管的轴线为中心线均匀设置在芯管的外壁，连续螺旋折流板还包括辅换热部，芯管内部设置有辅换热空间，辅换热空间内部能够通入待换热物质，辅换热部设置在辅换热空间中，以对待换热物质进行换热，本实用新型的连续螺旋折流板不仅可以通过设置在芯管外壁上的螺旋片进行换热，同时，也可以通过内部的辅换热部进行换热，充分利用了连续螺旋折流板芯管的内部空间，提高了换热性能。

摘要： 本实用新型提供了一种六分螺旋折流板及具有其的螺旋折流板换热器，该六分螺旋折流板包括芯管和螺旋安装在芯管外壁上的折流片组，折流片组包括六个折流片，每个折流片在与芯管轴向垂直的平面上的投影为扇形，六个折流片在与芯管轴向垂直的平面上的投影形成一个整圆形。由于本实用新型的六分螺旋折流板包括芯管和螺旋安装在芯管外壁上的折流片组，且每个折流片在与芯管轴向垂直的平面上的投影为扇形，六个折流片在与芯管轴向垂直的平面上的投影形成一个整圆形，通过六个折流片进行折流，在不过分增加加工难度的前提下，有效地提高了换热效率，降低了壳程阻力降。

摘要： 本实用新型提供了一种螺旋折流板换热器及其定位折流板。其中，螺旋折流板换热器的定位折流板，包括折流板本体，折流板本体呈扇形结构，折流板还包括定位凸部，定位凸部设置在折流板本体的中心尖角处，定位凸部上设置有定位孔，定位孔的中心线与折流板本体的圆心线重合。本申请的技术方案有效解决了现有技术中的螺旋折流板管束组装后的尺寸精度较低等问题。