管壳式船用甲醇燃料换热器强化传热研究

Research on Enhanced Heat Transfer of Shell-and-Tube Marine Methanol Fuel Heat Exchangers

摘要: 甲醇燃料换热器作为燃料供应系统中的关键设备，其传热性能直接影响燃料的预热效率、系统稳定性及整体效能。本文以一款船用管壳式甲醇燃料换热器为研究对象，重点研究了换热管内置扰流片对传热性能与流动特性的影响机制，旨在探索一条有效的被动式强化传热技术路径。通过数值模拟方法，分别对有无内置扰流片两种结构进行数值模拟，获得了换热器的整体温度场和速度场及传热情况。对比研究表明：插入扰流片可显著破坏管壁附近的热边界层，诱导强烈的二次流与涡旋结构，增强流体的径向混合，从而有效提升传热系数；内置扰流片能够显著改善进口段的流动和传热性能，使低温核心区范围缩小，温度分布更加均匀，整体换热强度显著提高。

Abstract: As a key piece of equipment in the fuel supply system, the heat transfer performance of the methanol fuel heat exchanger directly affects the preheating efficiency of the fuel, the stability of the system and the overall performance. This paper takes a marine shell-and-tube methanol fuel heat exchanger as the research object, focusing on studying the influence mechanism of the built-in turbulence plates in the heat exchange tubes on heat transfer performance and flow characteristics, aiming to explore an effective passive heat transfer enhancement technology path. Through numerical simulation methods, numerical simulations were conducted on two structures with and without built-in spoilers respectively, and the overall temperature field, velocity field and heat transfer conditions of the heat exchanger were obtained. Comparative studies show that the insertion of turbulence plates can significantly disrupt the thermal boundary layer near the tube wall, induce a strong secondary flow and vortex structure, enhance the radial mixing of the fluid, and thereby effectively increase the heat transfer coefficient. The built-in spoiler can significantly improve the flow and heat transfer performance at the inlet section, reduce the range of the low-temperature core zone, make the temperature distribution more uniform, and significantly enhance the overall heat exchange intensity.

1. 引言

航运业作为贸易的核心载体，其碳排放具有覆盖全球化、高碳燃料依赖性强、排放增速显著等特点，使其成为减排行动中需重点突破的领域[1]。目前，船舶行业减排技术主要包括能效提升、低碳动力能源以及碳捕捉技术。其中，低碳燃料正经历从低碳到零碳的转型过程，甲醇凭借其储运便捷、资源丰富、用途广泛等特点，甲醇燃料系统已经成为低碳转型的关键技术方案；而甲醇换热器作为燃料系统的核心设备，其换热效率直接关系到设备成本以及燃料的稳定性和燃烧效率。因此，强化传热技术在该领域存在广泛的应用前景。

目前，常规的管壳式换热器在船舶有限空间和动态运行条件下，常面临传热效率不足、温度分布不均等问题，限制了系统整体性能的进一步提升。强化传热技术可分为主动式强化换热和被动式强化换热以及复合式强化换热[2]。主动强化换热是指在换热设备上增加外部辅助设备，加入额外动力以达到强化传热的目的[3]，例如流体振动[4]、表面振动[5]等。由于这种技术需增加额外设备，运行状态不稳定，不能够很好保证系统的安全运行，因此，大多数以无需动力的被动式强化传热技术为主。依据传热过程方程式可知，强化传热可通过增大换热面积、增加传热温差以及提高传热系数实现；而船舶空间的有限性和甲醇燃料的安全性导致无法通过前两种方式强化。对于管壳式换热器增加传热系数可分为壳侧强化和管内强化两种，Roppo和Ganl’ [6]开发了一种新的瞬态模型，可计算出热交换器一段时间内的温度变化。此外，Correa和Marchetti [7]改进了Roppo和Ganl’的模型，使其能够计算换热器中任何位置流体的温度随时间的变化状态。Prithiviraj和Andrus [8]提出了管壳式换热器的三维模型，该模型使用有限体积和隐式方法进行计算。经过大量的研究，通过使用挡板、微通道翅片[9]等方法都可改善传热率。

本文拟针对上述问题，以一款船用管壳式甲醇燃料换热器为研究对象，研究在换热管内插入扰流片这一被动式强化传热技术对换热器性能的影响。拟通过建立包含扰流片的三维物理模型，并采用数值模拟方法，系统分析有无扰流片两种结构下换热器的温度场、速度场、压力分布及传热特性。旨在揭示扰流片对热边界层破坏、二次流诱导及径向混合增强的作用机制，明确其在提升传热系数、改善温度均匀性方面的效果，并评估其带来的流动阻力变化。以期为解决船用甲醇燃料换热器在有限空间内实现高效、均匀传热的工程问题提供理论依据与技术路径，为后续换热器结构优化与性能提升奠定基础。

2. 物理和数学模型

2.1. 物理模型

本文针对一款船用甲醇燃料换热器，主要结构包括：前后端盖、壳体、前后孔板、挡板、换热管等，三维实体模型图如图1所示。该换热器作为一款立式换热器，主要的作用在于将95%甲醇与纯水两种介质进行换热，使得甲醇升温或降温后，达到目标温度，离开换热器，用于船用的甲醇燃料。纯水为管程介质：通过法兰管口进入换热器的换热管组，在换热管内流动换热后，通过法兰管口离开换热器；甲醇为壳程介质：通过法兰管口进入换热器外壳与换热管组形成的密封空间，在密封空间内流动换热后，通过法兰管口离开换热器。纯水作为热流在管程流动，即热流从右边端盖流入，经过管路完成U型结构的冷却后，从右侧下部端盖流出；甲醇作为冷流在壳程流动，即冷流从壳体右侧流入经过加热后从左侧上部流出。

模型中的换热管共有96根，其长度为1.465 m，壁厚为1.2 mm，外径为12 mm，具体排布方式以及插入扰流片情况如图2所示。换热管的两端安装有孔板起到固定换热管和分隔冷热流域的作用。换热器的进出口直径均为100 mm，内径为208 mm，壳体壁厚为2.5 mm，其内部有十片厚3 mm、高175 mm的挡板起到固定换热管与导流的作用。扰流片长度1480 mm，直径7 mm，宽度7 mm，厚度1 mm，螺距的长度54 mm，具体的扰流片几何结构如图3所示。换热管与壳体的材质为不锈钢。

Figure 1. Structural diagram of marine methanol fuel heat exchanger

图1. 船用甲醇燃料换热器结构图

(a) (b)

Figure 2. Distribution diagram of heat exchange tubes in the vertical section of the heat exchanger: (a) Without turbulence plate; (b) With turbulence plate

图2. 换热管在换热器垂直截面中的分布图：(a) 无扰流片；(b) 有扰流片

Figure 3. Geometric structure of the turbulence plate

图3. 扰流片几何结构

2.2. 数学模型

2.2.1. 质量守恒方程

换热器中的介质的质量守恒公式为：

$\frac{\partial \rho }{\partial t}+\nabla \cdot \left(\rho U\right)=0$ (1)

式中：$\rho$ ——介质密度；

t——时间；

U——流体的速度矢量。

2.2.2. 动量守恒方程

动量守恒定律实际上是牛顿第二定律，其可用公式(2)表示：

$\frac{\partial \rho U}{\partial t}+\nabla \left(\rho UU\right)=-\nabla p+\nabla \cdot \tau +\rho \text{g}$ (2)

式中：p——压力；

τ——应力张量，$\tau =2{\mu }_{\text{eff}}S={\mu }_{\text{eff}}\left(\nabla U+U^T\right)$ ，${\mu }_{\text{eff}}=\mu +{\mu }_{\text{t}}$ ，其中，µ_eff为有效粘度，S为应变率张量，µ为流体粘度，µ_t为湍流粘度，其计算方法与湍流模型相关，详见湍流模型部分公式(8)。

2.2.3. 能量守恒方程

$$ $\frac{\partial }{\partial t}\left(\rho \left(e+\frac{U^2}{2}\right)\right)+\nabla \left(\rho \nu \left(h+\frac{U^2}{2}\right)\right)=\nabla \left(k_{\text{eff}}\nabla T-{\displaystyle \sum _j{h}_j{J}_j+\tau \cdot U}\right)+S_h$ (3)

式中：e——内能；

U——流速；

h——热函；

k_eff——传导有效性；

T——温度；

j_j——j物质的扩散通量；

S_h——热源。

方程右侧的前三项分别是由于传导、物质扩散和粘性耗散引起的能量传递[10]。

能量守恒公式中，内能可被定义为：

$e=h-\frac{p+{\text{p}}_{op}}{\rho }$ (4)

不可压缩流的显热函数可以定义为：

$h={\displaystyle \sum {}_j}{Y}_i{j}_i+\frac{p}{\rho }$ (5)

式中：p——表压；

h_j——物质j的显热。

2.2.4. 湍流模型

RNG k-ε模型中的湍流动能和耗散率通过以下公式确定[11]：

$5\frac{\partial \left(\rho k\right)}{\partial t}+\frac{\partial \left(\rho k{u}_i\right)}{\partial x_i}=\frac{\partial }{\partial x_i}\left({\alpha }_k\mu e_{\text{ff}}\frac{\partial k}{\partial x_i}\right)+G_k+G_b-\rho \epsilon -Y_M+S_k$ (6)

$\frac{\partial \left(\rho \epsilon \right)}{\partial t}+\frac{\partial \left(\rho \epsilon u_j\right)}{\partial x_j}=\frac{\partial }{\partial x_j}\left({\alpha }_{\epsilon }\mu e_{\text{ff}}\frac{\partial \epsilon }{\partial x_j}\right)+C_{\text{1}\epsilon }\frac{\epsilon }{k}\left(G_k+C_{\text{3}\epsilon }{G}_b\right)-C_{\text{2}\epsilon }\rho \frac{{\epsilon }^2}{k}-R_{\epsilon }+S_{\epsilon }$ (7)

式中：u_i——速度分量；

G_k——由平均速度梯度产生的湍流动能；

G_b——由于浮力效应而产生的湍流动能；

Y_M——可压缩湍流脉动膨胀对整体耗散率的影响；

Rε——耗散率方程的附加项；

α_k、α_ε——k和ε的反普朗特数；

S_k、S_ε——源项；

C_1ε、C_2ε、C_3ε——常数[12]。

湍流粘度μ_t可以通过k和ε获得：

${\mu }_t=\rho {\text{C}}_{\mu }\frac{k^2}{\epsilon }$ (8)

式中：C_μ = 0.0845。

3. 材料与方法

3.1. 船用甲醇燃料换热器的三维建模

以一款船用甲醇燃料换热器为研究对象，针对换热器的冷流体域、壳体、热流体域三部分，分别使用UG 10.0和Solidworks 2022完成初步建模和流域抽取。根据现有的换热器结构图，使用UG对结构进行重新绘制，如图4所示，通过Solidworks软件中的装配体、求差等选项对换热器内流体域进行提取和切分，随后导入SpaceClaim软件中对冷热流体的进出口进行命名并对结构进行共享重合拓扑。随后导入Meshing模块对换热器三部分进行网格划分，如图4(a)~(c)所示的冷热流体域的Max element设置为0.1 m，外壳结构的Max element设置为0.2 m，实现流体域部分的网格加密，在冷热流体与管壁的交接位置设置3层边界层，使得仿真结果更容易收敛。流域及壳体部分的网格划分如图5所示，整体网格数量为5,767,366。

(a) (b) (c)

Figure 4. Heat exchanger structure division: (a) Cold fluid domain; (b) Shell; (c) Hot fluid domain

图4. 换热器结构划分：(a) 冷流体域；(b) 壳体；(c) 热流体域

3.2. 控制方程与边界条件设置

将划分好的网格导入到仿真软件Fluent 2022 R1中进行流体动力学仿真分析，考虑到换热器壳程的流动非常复杂，流体绕过折流板和管束时，会产生大量的涡流和旋流。标准的k-ε模型会过度预测湍流粘度，导致这些涡流被过快耗散。而RNG k-ε模型能更好地捕捉这些结构，从而更准确地预测流动分离点和再附着点，对于计算压降和局部传热系数至关重要，故选择粘性模型为RNG k-ε。介质属性设置为纯水和甲醇，密度ρ = 1050 kg/m³，动力粘度μ = 0.0035 Pa∙s。按照如表1所示的实际工况条件进行设置，壳程中流体为95%甲醇，入口恒定温度T_in为−10℃，入口设置为速度入口，设置为0.22 m/s，出口则设定为压力出口；管程中流体为纯水，入口恒定温度T_in为33℃，入口设置为速度入口，设置为0.37 m/s，出口则设定为压力出口。其余壁面均设定为无滑移边界。动量、湍流能量、湍流耗散率和能量均设置为二阶迎风格式，以确保计算的准确性。在网络交界面设置将冷热流域与管壁接触的表面设置为交互面，保证热量在冷热流体间的正常传递。流体时间尺寸即时间步的方法设置为Automatic，时间比例因子设置为1，迭代次数设置为10,000次，以上完成设置换热器的仿真计算。报告定义检测冷热流体的出口温度，在长时间稳定情况下可以确保计算收敛。

3.3. 计算域的网格无关性验证

(a) (b) (c)

Figure 5. Grid division of heat exchanger structure: (a) Cold fluid domain; (b) Shell; (c) Hot fluid domain

图5. 换热器结构网格划分：(a) 冷流体域；(b)壳体；(c) 热流体域

Table 1. Actual operating conditions

表1. 实际工况条件

介质	95%甲醇(热流体)	纯水(冷流体)
比热J/(kg·k)	2783	4200
密度kg/m^3	825	998
额定流量/kg/h	1920	3195.9
设计压力/barG	16	10
工作压力/barG	8	3
进口温度/℃	65	25

在使用Meshing网格划分过程中，网格数量的多少也会对模拟结果产生一定的影响，结合文献[13] [14]等网格划分后都进行了网格无关性的验证，因此针对本文研究的人工心脏泵模型，如表2所示，可知在网格数量超过577万后，数量变化引起的模拟结果的误差较小。因此，在保证模拟精度的同时，尽量减少计算时间，选择577万网格数量的设置方法，对模型进行网格划分。

Table 2. Simulation results under different grid numbers

表2. 不同网格数下的模拟结果

方案	网格规模	网格尺寸/mm	压差/Pa	换热量/W
1	821,087	5	742.1877	43766.8654
2	2,791,209	2.5	715.03457	37114.582
3	5,767,366	1.5	709.78232	31916.388
4	8,425,423	1	707.42738	30397.4469

4. 结果分析及讨论

4.1. 模拟结果分析

按照上一节模型选取和网格划分形式，边界条件按照实际工况条件进行设置。为降低网格数量，减少模拟计算时间，沿YOZ平面建立对称面，即可以半个模型结构反映换热器的整体性能，得到换热器的速度矢量、温度和压力分布云图，如图6所示。

(a) (b)

Figure 6. Cloud charts of temperature and pressure distribution inside the heat exchange tube: (a) Pressure distribution; (b) Temperature distribution

图6. 换热管内部温度及压力分布云图：(a) 压力分布；(b) 温度分布

观察图6发现，从压力和温度的分布云图上来看，换热器实现有效的热交换，壳程甲醇被管程水乙二醇成功加热。从数值结果上来看，换热器冷流体的出口质量流量为3195.9 kg/h，出口温度为33.56℃，冷流体换热量为31916.388 W；热流体的出口质量流量为1920 kg/h，出口温度为43.52℃，热流体换热量为31882.048 W。考虑到热流体在壳程的散热，认为冷热流体基本达到热平衡。

(a) (b) (c)

Figure 7. Cloud diagrams of velocity vector distribution of the heat exchanger: (a) Bottom; (b) Middle section; (c) Top

图7. 换热器速度矢量分布云图：(a) 底部；(b) 中段；(c) 上端

图7展示了三个不同高度截面(底部、中段、上端)的速度矢量分布，反映了流体在换热器内的流动结构。观察底部截面(a)发现，管程流体在此处完成U型转弯，速度矢量显示明显的转向流动，由于流动方向的突变，使得冷流体在进入管子时形成局部涡旋和回流区，这种现象在弯头内侧更为明显。从中段的截图(b)观察发现，管程流体在直管段内呈现较为均匀的轴向流动，壳程流体在挡板间隙中产生较强的湍流，流体在管束间交替冲刷，有利于破坏热边界层，同时由于挡板的存在使得壳程流体反复横掠管束，增强了换热效率。观察上端截面(c)发现，管程流体进入上端盖时，由于流动截面的增大，速度明显降低，随后沿管路流出时流动截面减小，速度增大。壳程流体在出口附近形成汇聚流动，由于出口结构的影响，在出口中轴线区域出现局部高速区。

4.2. 扰流片在管内的作用

为了进一步分析扰流片在换热器管程中的作用，对管内无扰流片(光滑管)与有扰流片的两种船用甲醇燃料换热器分别进行模拟，两种方案的模拟结果如下。

(a) (b)

Figure 8. Cloud diagrams of temperature distribution inside the heat exchange tuber: (a) Without turbulence plate; (b) With turbulence plate

图8. 换热管内部温度分布云图：(a) 无扰流片；(b) 有扰流片

观察图8发现，从宏观尺度上来看，两种结构的换热器均能实现有效的热交换，壳程甲醇被管程水乙二醇成功加热。然而，加入扰流片对换热器性能的改善并非体现在整体温度水平的巨大变化，而是体现在换热过程的“强度”和“均匀性”上，两者的不同主要体现在壳程进口的初段两者的温度分布有一定的不同。观察无扰流片的换热器温度云图，温度场分布相对平缓，在壳程进口初始段，可以观察到较为明显的低温核心区，这表明热量从管壁向流体核心的传递速度相对较慢，存在一定的传热滞后。有扰流片模型在壳程进口的初段，两者的温度云图表现出差异。扰流片的存在加速了进口段的换热进程，使得低温甲醇在进入换热器后能更快地与换热管进行热交换，低温核心区缩小，温度场在流动方向上更快地趋于均匀。由于扰流片的存在，冷流体经由存在扰流片的管路时，稳定的流动遭到破坏，扰流片增加了对冷流体的扰动，使得冷流体与壳程热流体之间表现出更强的换热效果。以上观察结果初步证明了扰流片对强化传热的积极影响。

(a) (b)

Figure 9. Cloud diagrams of temperature distribution of radial cross-section of the heat exchange tubes: (a) Without turbulence plate; (b) With turbulence plate

图9. 换热管径向截面温度分布云图：(a) 无扰流片；(b) 有扰流片

为了深入观察扰流片的作用机理，对部分位置插入扰流片的换热管进行了径向截面的微观分析(红色矩形标注位置为插入扰流片的管路)，如图9所示。从管路的径向截面观察发现，图(a)流体流动较为平稳，在紧贴管壁的区域会形成一个流速很慢、几乎呈层流状态的“热边界层”。这个边界层虽然很薄，但由于流体在此处主要依靠低效方式——导热来进行热传递，因此构成了传热过程的主要热阻。这使得管壁与流体核心区之间存在较大的温度梯度，管中心区域的流体未能被充分“激活”参与换热，换热的效率严重受限。

流体在存在扰流片的管内流动时，扰流片作为一种障碍，周期性的搅动紧贴壁面的流体，并且强制将管路中心区域的流体搅动到管子的壁面，从而持续地破坏并减薄了热阻最大的稳定热边界层，使其变薄从而显著降低了传热热阻，使得该管路的温度更加均匀，换热效果更好；同时考虑到螺旋纽带式的扰流片使得流体不仅仅是平稳的层流或湍流，而是产生了旋转的二次流和涡流，产生了围绕管心的旋转运动。这些涡流也能将流体核心区域的冷流体搅动到管壁附近，同时将管壁附近的热流体带入核心区，极大地促进了径向的混合与热量交换。虽然扰流片本身也占据了部分空间，但它通过扰动，使得原本传热效率不高的管中心区域流体也高效地参与了换热，等效于增加了管路的传热面积。

(a) (b)

Figure 10. Cloud diagrams of pressure distribution inside the heat exchange tuber: (a) Without turbulence plate; (b) With turbulence plate

图10. 换热管内部压力分布云图：(a) 无扰流片；(b) 有扰流片

(a) (b)

Figure 11. Cloud diagrams of pressure distribution of radial cross-section of the heat exchange tubes: (a) Without turbulence plate; (b) With turbulence plate

图11. 换热管径向截面压力分布云图：(a) 无扰流片；(b) 有扰流片

为进一步探究扰流片对换热器流动特性的影响，对管程内有无扰流片两种情况下的压力分布进行了详细对比分析，如图10所示。在相同的进口流速条件下，加装扰流片后管程内的压力梯度增大，尤其是在扰流片布置区域附近，压力变化更为剧烈。

从管路的径向截面如图11观察发现，在无扰流片的光滑管道中，流体流动较为平稳，压力沿流动方向呈近似线性下降，压降主要来源于壁面摩擦阻力。而在插入扰流片后，由于扰流片对流动的周期性扰动，流体在流经扰流片时发生流动分离和再次附着现象，形成局部涡旋和二次流，显著增强了流体的湍流强度。这种流动结构的改变虽然有效破坏了热边界层，提升了传热效率，但也带来了显著的流动阻力增加。此外，从压力云图中可以看出，扰流片引起的局部高压区和低压区交替出现，形成了周期性的压力波动。这种波动会显著影响流动稳定性，因此，在实际工程应用中，需在传热强化与压降增加之间进行权衡，优化扰流片的布置方式、几何形状和数量，以实现能效最优的综合性能。

5. 结论

1) 在换热管内增加扰流片，通过破坏热边界层、诱导二次流和涡流，能有效提升传热系数，使换热过程更剧烈、更快速，特别是在换热器的进口段效果更为明显。这使得在相同体积下，换热器的换热能力得到增强。

2) 扰流片带来的径向混合作用，使得单根换热管截面上的温度分布更加均匀，提升了换热面积的有效利用率，有助于使甲醇燃料获得更稳定的目标温度，从而改善了换热器整体温度的均匀性。

3) 传热强化的代价是管程压降的显著增加，从而增大了流动阻力。这会要求泵提供更大的输送功率，从而提高系统的运行能耗。

6. 局限性与未来展望

尽管本研究通过数值模拟的方法，分析了扰流片对船用甲醇燃料换热器传热性能与流动阻力的影响，并得出了一些有意义的结论，但受限于研究方法和范围，本文仍存在以下几个方面的不足与局限性：

首先，模拟中设定了恒定的入口流速和温度。然而，在实际船舶运行工况中，燃料消耗量和环境温度是动态变化的，导致换热器的入口参数(如流量、温度)存在波动。本研究未考虑这些瞬态变化，可能导致结果与实际情况存在差异。其次，所有壁面均设置为绝热和无滑移边界，这与真实情况下壳体与外界环境可能存在热交换的情况不符，可能在一定程度上影响整体热平衡计算的准确性。最后，本文主要对比了“有”或“无”扰流片两种情况，但未对扰流片的关键几何参数进行优化研究。例如，扰流片的扭转比、片厚、安装间距，以及插入长度等参数对传热和压降的影响至关重要。不同参数组合可能会在相同的压降下带来更高的传热增益，或在维持传热效果的同时显著降低阻力。本研究缺乏对此的系统性参数化分析，因此未能提出一个最优的扰流片构型。

基金项目

国家自然科学基金资助项目(21978171, 51976126)。