流体扰动对不同排列方式下翅片套管换热器换热性能的影响

米浩君，赵忠超，薛 勇，云 龙，成 华

(1.江苏科技大学能源与动力工程学院，江苏镇江 212003)

(2.江苏兆胜空调有限公司，江苏泰兴 225441)

流体扰动对不同排列方式下翅片套管换热器换热性能的影响

米浩君1，赵忠超1，薛 勇2，云 龙1，成 华1

(1.江苏科技大学能源与动力工程学院，江苏镇江 212003)

(2.江苏兆胜空调有限公司，江苏泰兴 225441)

翅片排列方式影响换热器的换热系数.以翅片排列顺序不同的错列式和直列式翅片换热器作为研究对象，采用数值分析手段，分析并比较不同翅片排列方式的套管换热器与光管换热器的换热系数.研究结果表明，翅片换热器换热系数比光管套管换热器换热系数分别提高了87.8%与98.2%，同时压降分别增加了35.1%和37.6%.错列式翅片换热器比直列式翅片换热器换热系数提高了5.2%.

换热器;直列式翅片;错列式翅片;数值模拟

随着工业迅速发展和世界能源紧缺，人们对换热器的换热系数提出了更高要求，传统的光管换热已经不能满足日益重视的节能要求，因此各类型的高换热系数换热管应运而生.对换热管进行加肋处理是提高换热系数的常见方法，国内外主要研究翅片的形式和翅片的几何尺寸，而对于翅片的排列形式的研究较少.文中结合兆胜空调公司的实际应用，采用数值分析的技术手段，对制冷空调工业中常用的套管换热器进行研究，分别分析了不同排列方式的翅片所产生的对流体扰动条件下，光管、直列式翅片管、错列式翅片管套管换热器在不同的湍流强度下的换热性能.通过对3种换热器的湍流强度、对流换热系数、流动压降等参数的比较与分析，获得不同翅片排列方式下流体扰动强度对直列式与错列式管套管换热器的传热性能影响的依变规律以及工程实用的优劣，为制冷工业翅片管的应用提供理论依据.

1 计算模型

1.1 几何模型

为了分析不同的翅片排列方式对流体扰动的影响，进而对套管换热器换热性能影响，文中建立了光管、直列式和错列式翅片套管换热器流体流动的物理模型和数学模型，并应用所建立的物理模型和数学模型，对不同参数时换热器内流体流动与换热进行了数值模拟.图1是直列式翅片管换热器的物理模型.

图1 换热器模型Fig.1 Model of the heat exchanger

翅片不同形式的排列对流体的流动会产生不同的影响，进而改变流体流动边界层形成的规律［1］.因此不同的翅片排列形式对换热器换热系数有着重要的影响.常见的有直列式与错列式的翅片排列方式，图2为两种典型翅片的排列模式.

图2 两种翅片排列形式Fig.2 Two kinds of fin array form

为了验证不同翅片排列的换热器换热性能，分别建立了除翅片排列方式不同外几何尺寸相同的3种套管换热器的数学模型和物理模型，即光管套管换热器、直列式翅片套管换热器和错列式翅片套管换热器的数学和物理模型，其几何尺寸如表1.

表1 套管换热器的几何尺寸Table 1 Geometrical size of tube heat exchanger mm

1.2 数学模型

在流体力学的计算中需要计算一些复杂的方程，主要有描写流体的质量守恒方程、能量守恒方程和动量守恒方程，即N-S方程［2］.这些控制方程可以用一个通用的公式来表达:

式中:φ为通用变量，可以代表u，v，w，T等求解变量;Γφ为广义扩散系数;Sφ为广义源项.φ在不同的控制方程中所代表的变量是不相同的.

最广泛采用并认可的湍流模型当属k-ε两方程模型，采用湍流脉动动能方程［3］式(2)和耗散率的控制方程［4］式(3)分别得到湍流流动的脉动动能k和湍流耗散率ε，进而求得湍流应力［5］.公式的具体含义详见文献［6］.

1.3 边界条件

为了获得物理问题的解，必须对计算域边界设定各种参数条件.文中定义换热器壳体及翅片管为固体边界条件，换热器管材及肋片为普通紫铜T1，物理性质依国标;壳程进出口流体及管内流体为流体边界条件;由于换热器管材与流体进行热交换，流体与固体接触面采用流固热耦合求解.其次，对换热器外壳进行了保温，数值模拟忽略外壳的热量交换与流失，故设定为绝热无滑移边界条件.壳程流体入口采用速度进口边界条件，温度为289K;壳程流体出口采用压力出口边界条件.管程内流体进行冷凝散热，为了分析肋片对壳程内流体强化换热的能力，管程边界条件简化为第1类边界条件，温度为276 K.换热器内流体的流动忽略重力影响.

2 有效性分析

为了验证文中所建物理模型和数学模型的合理性与可信性，分别分析并计算了错列翅片管在进口速度为1.0，1.3，1.6，1.9，2.2，2.5，2.8，3.1，3.4 m/s时的努塞尔数，将获得的计算分析结果与用Gnielinski经验公式计算的结果对比［7］.Gnielinski公式具有较广泛的适应性和精确性，是众多经验公式的比较标准，因此计算结果的对比有较高的可靠性［8］.

式中:Nuf为流体的努塞尔数;f为管外湍流流动的阻力系数;Re为管外流体的平均雷诺数;Prf为流体的普朗特数;d为流体入口直径，m;l为管长，m; Prw为壁面的普朗特数.采用模拟软件内的材料参数进行经验公式计算.图3为数值计算努塞尔数与经验公式计算的努塞尔数的对比.

当选用标准k-ε湍流模型和强化壁面处理方式，模拟结果与经验公式最为吻合(图3).当进口速度v为1～2.2m/s时，两计算结果的平均偏差约为6%，偏差在允许范围内.当进口速度大于2.2 m/s时，两计算结果几乎完全相等，模型计算的结果基本上是可信和合理的.因此在进行数值计算时，为保证数据的合理与可信，进口速度应大于1 m/s，雷诺数的取值大于2300.

图3 Nuf模拟值与经验计算值对比Fig.3 Comparisons of Nuffor the simulation and empirical value

3 结果分析

采用数值分析的技术手段，对不同排列方式的翅片套管换热器进行研究，在流体扰动条件下，分别分析了光管与翅片管套管换热器的换热性能.以及在相同进口速度下，直列式翅片管与错列式翅片管的扰流和换热性能.

3.1 不同翅片管的对比

在进口速度为2 m/s、管外侧进口温度为289 K、管壁温度为276 K、管壁材料不变的情况下，分别对光管、直列翅片管和错列翅片管套管换热器进行数值模拟计算，计算结果如图4.

在z方向上从壳侧进口至出口的过程中，在相同进口速度的情况下，直列翅片管与错列翅片管的平均湍流强度大致相等，约为0.13.而两者与光管比较，其湍流强度远大于光管，为光管湍流强度的1.9倍.光管沿z轴方向湍流强度虽因流体的湍动而略有波动，但其变化相比翅片管较为平稳.而从图中我们可以清楚看到，沿z轴方向，由于翅片对流体的阻扰，直列式翅片管与错列式翅片管的湍流强度沿着轴方向在翅片的位置都会出现小幅度的波动.这是因为翅片对流体的流动产生了扰动.

图4 不同翅片管换热器的湍流强度对比Fig.4 Turbulent intensity of different finned tube heat exchanger

套管换热器沿壳侧进口到出口的过程中，压降Δp是一个变化值，它随着流体在管内充分发展而逐渐降低.在图5中，在z方向上从管外侧进口至出口的过程中，光管压降(管外各点的压力与进口压力之差)较为平稳，进口至出口过程中约为4500 Pa.而直列式翅片管与错列式翅片管由于翅片的影响，进口段压降明显，其原因是流体进入到管内后受到翅片的阻挡，阻力系数增大，压降增大.在管内随着流体的充分发展压降亦随之降低，其总压降明显大于光管.直列与错列翅片套管换热器压降相比光管套管换热器分别提高了35.1%和37.6%.在图6中，沿z轴方向上从壳侧进口至出口的过程中，直列与错列翅片套管换热器换热系数相比光管套管换热器分别提高了87.8%和98.2%.

图5 不同翅片管换热器的压降对比Fig.5 Pressure drop of different finned tube heat exchanger

图6 不同翅片管换热器的对流换热系数对比Fig.6 Heat transfer coefficient of different finned tube heat exchanger

由上述3个图可以看出，翅片管的湍流强度相比光管较大，换热系数显著提高，但翅片管对管内流体的阻扰增大的同时使得换热器的压降上升，增加了换热系统的功耗.在2 m/s的进口流速的情况下，相对于直列翅片管，错列翅片管在增强湍流强度，提高换热系数上并没有明显的优势.

3.2 直列式与错列式翅片换热器在不同进口速度下的对比

从上面的分析可知，直列式翅片与错列式翅片对提高换热系数有着显著的效果，为对比直列式与错列式翅片管的翅片排列形式对换热系数的影响，现取管外侧进口速度分别为1.0，1.5，2.0，2.5，3.0，3.5，4.0，4.5m/s，对几何参数相同的直列式翅片管与错列式翅片管换热器进行对比.

直列翅片管换热器与错列翅片管换热器的压降随着进口速度的提高而增大.在图7中，进口速度小于2 m/s时，直列翅片管换热器与错列翅片管换热器壳侧的压降几乎相同.随着进口速度的增大，错列翅片管换热器压降的增长速率大于直列管的增长速率.在图8中可以看出，直列翅片管换热器与错列翅片管换热器的壳侧阻力系数f随着进口速度的提高而降低.这说明在较高的进口速度或雷诺数下，错列翅片管的强化传热效果优于直列翅片管换热器.其原因主要有两个方面:首先错列管强化流体传热主要归功于翅片导流作用和扰流作用，这样既增加了壳侧流体对管壁面的冲刷，又提高了流体的湍流强度，同时错列翅片排列使得相邻翅片间下一个翅片能破坏上一个翅片形成的边界层，增强了流体的湍动.同时随着进口速度的增大，两种翅片排列类型的换热器的雷诺数和阻力系数也随之增大，但增长率几乎相同，两者在阻力系数的最大偏差只有5%，在雷诺数的偏差最大只有4%.

图7 直列管与错列管的Δp-v关系Fig.7 Relationship between Δp and v of two finned tube

图8 直列管与错列管的f-v关系Fig.8 Relationship between f and v of two finned tube

在换热器结构不变的情况下，进口速度与雷诺数为线性关系.而在图9中可以看出，虽两换热器的翅片排列不同，但两换热器在雷诺数与进口速度的关系上几乎完全相同.在图10，11中可以看出，随着壳侧进口速度的增大，直列式翅片换热器与错列式翅片换热器的对流传热系数和总传热系数也随之接近线性增长.直列式翅片管换热器的传热系数和总传热系数增长率略小于错列式翅片换热器的增长率.两换热器在相同进口速度下，直列式翅片换热器和错列式翅片换热器的对流换热系数的差值只为直列式翅片换热器对流换热系数的5.2%.可以看出，错列翅片排列能提高换热器的换热效果，但相对于直列式翅片换热器，其所提高的换热效果甚微.

图9 直列管与错列管的Re-v关系Fig.9 Relationship between Re and v of two finned tube

图10 直列与错列管的h-v关系Fig.10 Relationship between h and v of two finned tube

图11 直列与错列管的K-v关系Fig.11 Relationship between K and v of two finned tube

4 结论

文中通过所建立的光管、直列翅片和错列翅片套管换热器的数学和物理模型，系统地分析研究了翅片的排列方式、流体进口速度以及流体的紊流强度等参数的变化对套管换热器换热性能的影响，得到如下结论:

1)直列与错列翅片套管换热器换热系数相比光管套管换热器分别提高了87.8%和98.2%，压降分别提高35.1%和37.6%.而错列式翅片换热器与直列式翅片换热器相比，其换热系数比直列式提高了5.2%.

2)错列式翅片套管换热器与直列式翅片套管换热器能显著提高换热器的换热系数，错列式翅片套管换热器由于翅片排列不同，换热系数比直列式更高，压降亦比直列式高.但综合分析可知，翅片排列方式的不同对管壳式换热器换热性能的提高不是特别显著，同时，在工程应用中，错列管加工难度较高，而直列管加工相对容易.因此，为提高换热系数，在选择翅片管时，应优先采用直列式.

References)

［1］ 杨世铭，陶文铨.传热学［M］.3版.北京:高等教育出版杜，1998.

［2］ Simo-Tala J V，Russeil S，Bougeard D，et al.Numerical analysis of the fin spacing effect on the horseshoe vortex system evolution in a two-rows finned-tube heat exchanger［J］.International Journal of Numerical Methods for Heat and Fluid Flow，2013，23(7):1136-1154.

［3］ Tian Liting，He Yaling，Lei Yonggang，et al.Numerical study of fluid flow and heat transfer in a flat-plate channel with longitudinal vortex generators by applying filed synergy principle analysis［J］.International Communications in Heat Mass Transfer，2009，36(2):111-120.

［4］ Farajollahi B，Etemad S Gh，Hojjat M.Heat transfer of nanofluids in a shell and tube heat exchanger［J］.International Journal of Heat and Mass Transfer，2010，53:12 -17.

［5］ Pantankar S V.Numerical heat transfer and fluid flow［M］.Washington:Hemisphere，1980.

［6］ Biswas G，Chattopadhyay H，Sinha A.Augmentation of heat transfer by creation of streamwise longitudinal vortices using vortex generators［J］.Heat Transfer Engineering，2012，33:406-424.

［7］ Gnielinski V.New equations for heat mass transfer in turbulent pipe and channel flows［J］.Int Chem Eng，1976，16:359-368.

［8］ Chang L M，Wang L B，Song K W，et al.Numerical study of the relationship between heat transfer enhancement and absolute vorticity flux along main flow direction in a channel formed by a flat tube bank fin with vortex generators［J］.Int J Heat Mass Transfer，2009，52: 1794-1801.

(责任编辑:童天添)

Analysis of the heat transfer performance of shell and tube heat exchanger with different finned array

Mi Haojun1，Zhao Zhongchao1，Xue Yong2，Yun Long1，Cheng Hua1
(1.School of Energy and Power Engineering，Jiangsu University of Science and Technology，Zhenjiang Jiangsu 212003，China)
(2.Josun Air Conditioner，Taixing Jiangsu 225441，China)

The pattern of finned array affects the heat transfer performance of a heat exchanger.The heat transfer coefficient of tube and shell heat exchanger with and without a finned array is investigated by computational fluid dynamics.The results reveal that the heat transfer coefficient of shell and tube heat exchanger with in-line-fin and staggered-fin increases by 87.8%and 98.2%of that without finned array，respectively，and with 35.1% and 37.6%increments of pressure drop correspondingly.The heat transfer coefficient of heat exchanger with staggered-fin is increased to 5.2%compared with that with in-line-fin array.

heat exchanger;in-line-fin;staggered-fin;numerical simulation

TK124

A

1673-4807(2014)01-0150-05

10.3969/j.issn.1673-4807.2014.02.010

2013-11-25

国家自然科学基金资助项目(51205177);江苏省产学研联合创新基金资助项目(BY2013066-09);江苏省自然科学基金资助项目(BK2012277)

米浩君(1987—)，男，硕士研究生，研究方向为空调制冷、换热器性能仿真.E-mail:mimimi123.cool@163.com