平直翅片管翅式换热器减阻强化Word格式文档下载.docx

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康海军[5]对9种平直翅片管的传热与阻力进行了实验研究，发现片距对传热的影响依赖于临界Re数，对于层流来讲，片间距的增加会导致换热的下降，面对于阻力而言，片间距越大，阻力越小，且两排管的性能优于三、四排管。

宋富强[6]对不同风速下的传热机理进行场协同数值研究，得到了不同位置速度矢量与温度梯度的协同程度，发现低流速时，全场的温度梯度与速度协同程度好，因而换热速率随流速近线型增加，但管子背风侧的换热强度较差。

双排管整体翅片数值模拟[7]表明，风速为0.5～3.5m／s时，对流给热系数及压力降均随流速呈线性增长。

多排管束纵、横向间距对传热的影响数值模拟结果发现[8]，传热随着两种间距的增大而减小，进一步场协同原理总体平均分析表明，横向管距越小，纵向管距越大，热、流场总体协同性越好。

前人的研究主要集中在强化传热技术的应用方面，没有充分考虑管子的存在对流体阻力及强化传热效果的影响以及管翅换热器流道特性。

因此，本研究在对单排管平直翅片进行流动与传热数值模拟研究的基础上，提出了减阻强化传热的新概念，给出了便于工程应用的实施方案，并进行了相应的数值计算研究，为进一步的工程应用提供参考和启示。

2数学模型的建立

单排管平直翅片换热器的结构具有对称性，计算物理模型根据对称性简化。

横向（x轴方向）尺寸由管间中分面和管子中心纵剖面界定，高度（y轴方向）尺寸由翅片厚度中分面及翅片间距中分面来界定，z方向为空气流动方向。

坐标系及几何结构见图1。

计算采用的结构尺寸是目前商用空调换热器常用的尺寸，见表1。

翅片材料为铝箔，导热系数为202.4W／（m．K）。

由于流动过程中空气的温度变化不大，故取其物性参数不随温度变化，见表2。

图1单排管平直翅片管翅式换热器单元结构

表1翅片单元尺寸参数

项目

数据

翅片间距／mm

l.36

管径／mm

7.51

宽度／mm

9.5

长度／mm

11.0

翅片厚度／mm

0.105

表2空气物性参数

密度/kg.m-3

1.225

粘度/Pa.s

1.7894×

10-5

比热／J.（g.K）-1

1.00643

导热系数/W.（m.K）-1

0.0242

进口流速／m.s-1

0.5～4.5

由于空气在换热器内流速不高及翅片间隙很小，假设流动为稳定的层流。

边界条件的具体确定如下：

忽略翅片和铜管的接触热阻，翅片根部及翅片翻边部分温度为318K，翅片表面温度分布由翅片导热及其与空气对流换热耦合求解得到，空气进口温度为308K。

为保证计算的稳定性及物理模型的可靠性，将进口区沿流向反向延长1倍管径，采用均匀来流假设；

出口区延长4倍管径的距离，采用压力出口边界。

其余边界条件为：

对于翅片边缘及中剖面采用绝热处理，对于空气流道取为对称边界条件。

采用标准的SIMPLEC算法来求解压力速度耦合问题，方程组离散均采用具有二阶精度的QUICK差分格式。

为保证计算精度及节省计

算机资源，计算采用全流场六面体网格划分，管子周围及流体近翅片区域采用边界层加密处理，流体进出换热器附近也采用了网格局部加密处理，最小尺寸0.01mm，最大尺寸0.2mm，部分网格结构见图2。

图2流场局部计算网格划分

方程组残差收敛控制条件为：

速度1×

10-6、连续性条件1×

10-5、能量1×

10-7，并保证计算结束时通道阻力系数保持不变，并检验流体进出换热单元的总体热平衡达10-3W,.量级。

给定不同的进口速度（0.8～2.0m/s），在PC机上借助Fluent

软件，分别计算传热及阻力。

3数值模拟结果分析

各参数定义如下：

式中，Re为雷诺数；

p为空气密度，kg/m3；

De=2S为当量直径，m，其中S为翅片间距，m；

U为空气平均流速，m/s；

μ为空气粘度，Pa．s；

Nu为换热努赛尔数；

h为空气给热系数，W/（K．m2）；

λ为空气导热系数，W/（K．m）；

∆p为气体经过换热器平均压降，Pa;

f为阻力系数；

L为翅片纵向长度，m。

传热计算过程中流体的参考温度Tref（K）取进、出口对数平均温度：

（1）

式中，Tin为进口流体温度，K；

Tout为流体出口混合杯温度，K，定义如下：

（2）

式中，uz为流体z方向速度，m/s；

式

（2）代表出口面积分，由数值积分求得。

出口截面压力分布不一定平衡，为提高压降预测精度，进行总体压力降计算时，将出口延长到无穷远处，按式（3）折算出口平均压力，压力降为进口与出口平均压力之差。

（3）

式中，out代表出口表面，Pout为出口平均压力，Pa。

当进口风速为1.6m/s时，部分计算结果见图3～图8。

其中图3为翅片间距中分面内z方向速度分布；

图4为翅片表面的温度分布；

图5为翅片表面传热Nu数的沿程分布；

图6为z方向剪切应力的分布情况；

图7、图8分别为传热Nu数和流阻随Re数的变化关系。

图3翅片通道中分面内z方向速度分布

图4翅片表面温度分布（K）

图5翅片表面Nu数分布

图6翅片表面z方向剪切应力分布（Pa）

图7传热Nu数随Re的变化

从图3可以看出，由于管子的存在，即使在负压操作的条件下，空气进入换热器的风量分布仍不均匀。

通道内z方向速度是渐进发展的，流体逐渐被加速，沿翅片宽度z方向速度差别越来越大，管子后面存在死区。

从图4、图5可以看出，管子背风面的翅片面积不能得到有效利用。

图5表明，翅片的前缘效应使得传热得到强化，最大Nu数分布呈翼形，传热主要发生在管子间距中分面前部，翅片有近1/3的面积没有被有效利用。

从图6可以看出，阻力分布不均匀，翅片前缘的局部阻力较大，这一点与传热结果具有相似性，翅片表面近管壁区中前部也存在局部阻力极大值，对比图5，这一区域的传热并不大。

从图7、图8可见，随着换热器内Re的增加，传热Nu数增大而阻力减小。

图8流阻随Re的变化

4管子纵向位置对流阻及传热规律的影响分析

流动及传热数值模拟分析结果表明，管子的存在将产生形体阻力,由传热与动量传递的相似性原理可知，这部分阻力的产生对传热几乎没有贡献。

从翅片角度来看,阻力的产生在管子前缘附近的近壁区达到最大,这类似于喇叭口的收缩段局部阻力,但传热没有相应的增加。

一般来讲，基于大平板传热相似理论,强化传热会导致流阻的提高。

由于管子的存在，流体局部阻力的产生与管子的形状、位置及翅片的间距有关，这样有可能控制宏观流场降低流道阻力，增加流体速度，并使得翅片的有效利用面积增加，来达到进一步强化传热的目的，可以称之为减阻强化传热。

为此，本研究打破常规设计的纵向对称结构，将管子的位置沿流向向下游偏移1.0mm和1.3mm，记为△z=1.0mm和△z=l.3mm，逆流向上游移动1.0mm和1.3mm，记为△z=-1.0mm和△z=-1.3mm。

而将原对称结构记为∆z=0。

采用如前的建模、网格划分及计算方法对不同进口流速条件下的流动及传热进行数值模拟。

模拟得到的传热与流阻结果见图9和图10，其中，图9为管子纵向位置对Nu数的影响，图10为管子纵向位置对总体阻力系数的影响。

从图9和图10可以看出，管子的位置向下游移动，传热Nu数增大，阻力系数减小或几乎不变；

相反，管子的位置逆流向上移动，传热Nu数下降，阻力系数减小或几乎不变。

根据不同的操作条件下的Re数计算，对于本结构来讲，△z=1.0mm比较理想。

图9管子纵向位置对传热Nu数的影响

▀-Re=148.96；

●-Re-223,45;

A-Re=297.93;

▼-Re=372.42

图10管子纵向位置对阻力系数的影响

▀-Re一148.96；

●-Re-223.45;

A-Re=297.93;

▼-Re=372.42

将原纵向对称结构△z=0与△z=1.0mm时的传热及流阻随Re数的变化进行了对比，结果见图11和图12。

图11强化传热后翅片通道总体Nu数对比

■-△z=0；

●-△z=l.0mm

图12强化传热后翅片通道阻力系数，对比

■-△z=0；

从图11、图12中可以清楚看出，△z=l.0mm时的传热Nu数较△z=0时最大提高10.66%，最小提高5.1%，平均提高7.24%，而阻力系数反而减小，最大下降可达6.39%。

这样，在等泵、等功率条件下，传热会提高得更多，

在进口风速1.2m/s的条件下，强化传热后翅片表面Nu数分布及z方向剪切应力分布分别见图13、图14。

从图13可以看到，强化传热后，有效利用了翅片的表面积，压制了管子背风侧的死区，与原对称结构相比，翅片的高效换热面积增加了。

从图14可以看出，翅片表面最大阻力向流动下游移动，这相当于进口区的加长，说明管子造成的形体阻力下降，缓解了速度突变，减小了流动阻力。

因此可以通过打破翅片纵向的对称性来实现减阻强化传热，称之为“纵向非对称

图13强化传热后翅片表面Nu数分布

图14强化传热后翅片表面z方向剪切应力分布（Pa）

效应”。

因此，若要达到翅片通道内的减阻强化传热，必须考虑导流及管子背

风侧的翅片有效传热面积的应用。

5结论

基于单排管平直翅片的换热与流阻特点，提出了减阻强化传热的新概念。

只需要简单地改变管子与翅片的纵向相对位置，就可以达到控制宏观流场、降低流动阻力、同时强化传热的目的。

数值模拟结果表明，该方案传热Nu数平均提高7.24%，而阻力系数最大可下降6.39%。

参考文献

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5康海军，李妩，李慧珍等．平直翅片管换热器传热与阻力特性的实验研究．西安交通大学学报，1994,28

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7何江海，陈蕴光，徐正本等，风冷式平直翅片管换热器的数值分析．制冷与空调．2003,3（4）:

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8HeYaling,ZhangW,TaoWenquan,etaLNumericalsimulationofheattransferofairacrossfinnedtubebanks.In:

Proceedingsofthe3rdInternationalSymposiumofHeatTransferandEner-gyConservation,Guangzhou:

SCUTPress,2003.697~702

NUMERICALSIMULATIONOFHEATTRANSFERENHANCEMENT

BYREDUCINGFLOWRESISTANCEINHEATEXCHANGER

HAVINGFLATFINTUBE

XuBaipingl,JiangNan2,LiuTengxia02,YangWeigu02

（l.LightChemicalEngineeringDepartmentofGuangdongIndustryTechnologyCollege,Guangzhou510300;

2.CollegeofIndustrialEquipmentandControlEngineering,SouthChinaUniversityofTechnology）

Abstract：

Atube-and-finheatexchangerwithflatfinswasmodeledwithFluentin3-D.The

wholeflowspacewasmeshedbyhexahedrongridswithahighermeshdensityneartheboundaryzones.Basedonthelaminarflowassumption,theflowandheattransferintheexchangerpassagewasnumericallysimulatedwithasecondorderprecisionQUICKscheme.Withthissimulation,thecharacteristicsofheattransferandresistanceperformanceintheexchangerpassagewasanalyzed,andanideaofenhancingheattransferbycontrollingthemacro-scopicalflowfieldtoreduceflowresistancewasproposed.Inaddition,afeasiblemethodforengineeringpracticewasgivenandthecorrespondingcomputationwascarriedout.Theresultsshowedthatthenewmeasurementincreasedtheheattransferefficiencyby7.24%ontheaveragewithflowresistancedroppedby6.39%.

KeyWords:

finnedtube;

heatexchanger;

flowresistance;

heattransfer;

numericalsimulation