不同片型組合翅片管式換熱器的傳熱特性研究

劉 逸，陳培強，徐 瑩，孫 穎

(哈爾濱商業(yè)大學 能源與建筑工程學院，哈爾濱 150028)

空氣源熱泵系統(tǒng)因其具有節(jié)能、經濟、環(huán)保等特點被越來越廣泛應用[1]，但同時也要面臨室外機在相對濕度大、環(huán)境溫度低的條件下運行引起的結霜問題[2].為了保持機組較高的能效比，需要對室外機內翅片管式換熱器進行除霜.既往相關學者對換熱器結霜過程的研究已經較為完善[3-5]，而換熱器結霜的原因眾多，包括環(huán)境溫度[6]、濕度[7]、風速/雷諾數(shù)[8]以及翅片幾何結構[9-10]等因素，其中翅片幾何結構為換熱器結霜的主要因素.

近年來，相關學者就翅片換熱器的幾何結構對自身換熱的影響進行了較為詳細的研究.Kim等人[11]以實驗的方法研究了空氣流動方向的管排數(shù)對翅片換熱器換熱性能的影響.Subasi等人[12]通過實驗及模擬的方法研究了六邊形翅片換熱器的換熱性能并得出該型換熱器最優(yōu)設計參數(shù).Mesgarpour M等人[13]通過數(shù)值模擬的方法研究了多孔錐形翅片換熱器的換熱性能并分析了雷諾數(shù)Re對換熱與壓降的影響，給出了該型翅片換熱器換熱關聯(lián)式.楊子江等人[14]通過實驗的方法研究了H型翅片換熱器的縱橫向間距對其傳熱與阻力的影響，得出縱橫向間距與換熱器空氣側換熱性能、阻力的關系成反比，且縱向間距的影響更為明顯.李猛等人[15]通過數(shù)值模擬的方法研究了翅片間距及開縫數(shù)對翅片換熱器能效的影響，得出了兩者之間的最優(yōu)配置，即間距4.43 mm、開縫數(shù)為6片時可使換熱器達到最佳換熱工況.王旭等人[16]通過數(shù)值模擬都得方法，采用Kriging響應面并結合MOGA遺傳算法研究了波紋型翅片換熱器的換熱性能，并以此得出最優(yōu)翅片參數(shù).叢曉春等人[17]通過數(shù)值模擬的方法是研究了平直翅片的換熱特性，得出在444≤Re≤3 405的條件下翅片間距對其換熱性能影響最大，并以此擬合出翅片間距、努塞爾數(shù)及阻力因子的關聯(lián)式.

既往學者就不同片型翅片換熱器對其自身換熱性能的影響已有了較充分地研究，鑒于此，本文以不同片型組合的翅片管式換熱器為研究對象，采用數(shù)值模擬(CFD)及模化試驗的方法對其傳熱特性進行研究，確定最佳片型組合并擬合出對應的流阻與對流換熱準則關聯(lián)式.本文研究工作可為后續(xù)翅片管式換熱器的優(yōu)化設計提供一定的理論指導.

1 數(shù)值模型及驗證

1.1 物理模型及網格劃分

本文研究對象為三種不同片型組合的翅片換熱器.排列方式為錯排布置雙排換熱管，換熱器材質選取熱物性較好的紫銅，直徑為9.52 mm，翅片材料為鋁，換熱管內流動介質為R22，管外為空氣.數(shù)值模擬所建的物理模型尺寸均按實際尺寸參數(shù)設置，換熱器結構參數(shù)如表1所示.三種片型組合按翅片換熱器空氣流程方向劃分前后順序，分別為前后均開孔型、前開縫后開孔型以及前開孔后開縫型，已有文獻[18]證明開橢圓孔型翅片換熱器較其他孔型換熱器換熱性能好，故本文直接選取開孔方式為開橢圓孔型.另有學者[19]研究了與本文換熱器尺寸類似工況相同的條件下，開縫數(shù)為5～6時可使換熱器達到最優(yōu)工況.其結構示意圖如圖1所示.

表1 換熱器結構尺寸Table 1 Heat exchanger structure size

圖1 不同片型組合方式結構示意圖Figure 1 Schematic diagram of different plate combinations

由于本文研究對象的整體結構較復雜，尤其是翅片開封開孔與近管壁側的結構更為復雜.在可保證數(shù)值計算的精度條件下，換熱器結構最為復雜處采用四面體非結構化網格并分塊進行加密處理，結構復雜程度較低處采用六面體結構化網格.

1.2 計算區(qū)域及邊界條件

本文將研究對象劃分為三個計算區(qū)域進行數(shù)值計算，為避免翅片空氣側入口及出口出現(xiàn)流體回流現(xiàn)象，在翅片空氣側入口沿空氣流入逆方向延伸3倍換熱管長度的計算域，沿空氣流動方向出口處延伸7倍換熱管長度[20]的計算域.按翅片換熱器空氣側流程方向進行劃分，依次分別為：氣流組織入口段、翅片換熱段、氣流組織出口段，計算區(qū)域如圖2所示，箭頭方向即為空氣流動換熱方向.

圖2 計算區(qū)域示意圖Figure 2 Schematic diagram of calculation area

針對空氣源熱泵室外機用的翅片換熱器，氣固間換熱出現(xiàn)在換熱管及翅片延展面上，若想準確快速分析換熱器換熱性能，除建模、網格劃分及計算區(qū)域合理外，還要正確選取模型涉及到的邊界條件.因本文研究的翅片換熱器結構沿換熱管長度方向具有對稱性，對稱邊界條件已廣泛用于換熱器換熱模擬計算，進而沿空氣流動方向及換熱管管長方向的翅片兩側選用對稱邊界條件(Symmetry).由于翅片表面開孔及開縫沿流程方向上的曲率不斷發(fā)生周期性變化，因此沿空氣流動方向及垂直換熱管管長方向的翅片兩側選用周期性邊界條件(Periodic).計算域空氣入口為速度入口(Velocity-inlet)，迎面風速選取1～5 m/s，出口為壓力出口(Pressure-outlet)，流體與翅片交界面設置為耦合面(Coupled)，換熱管管壁為固壁條件(Wall).而對于數(shù)值模擬而言，在不影響結果準確性的前提下，在數(shù)值計算前勢必應對模型進行稍加合理假設，忽略換熱管與翅片的接觸熱阻以及因污垢引起的熱阻，假設空氣平行流入翅片，忽略輻射換熱.

1.3 網格無關性驗證

在建模、網格劃分、計算區(qū)域及邊界條件均設置完成后，為滿足計算精度及縮短模擬時間減少模擬周期的條件下，需對網格進行無關性驗證.以全開孔型翅片換熱器模型為網格無關性驗證對象，分別對130萬、210萬、350萬網格數(shù)目的模型進行數(shù)值模擬.三種數(shù)量網格的模擬結果如圖3所示，從圖中可以看出，在相同雷諾數(shù)條件下的努塞爾數(shù)Nu及阻力因子f的最大誤差分別為2.56%、2.15%，在此誤差范圍內可忽略網格類型及數(shù)量對模擬結果的負面影響，經綜合考量后取中值，即選用210萬網格數(shù)目的模型為本次研究的數(shù)值模型，對于其他片型組合的換熱模型，均采用此種方式對其進行驗證后使用.

圖3 網格無關性驗證Figure 3 Grid independence verification

2 ?；囼烌炞C

2.1 ?；囼炏到y(tǒng)

數(shù)值模擬的結果還需依靠?；囼烌炞C其準確性，為此本文搭建了針對三種不同片型組合的翅片換熱器傳熱特性研究的吸風式風洞試驗臺，模化試驗系統(tǒng)圖如圖4所示.試驗時，空氣由引風機吹入風管，經空氣冷卻器冷卻后被整流再流過試件，并與試件中的換熱管對流換熱后進入噴嘴流量箱，最后由引風機吸出排至室外完成循環(huán).換熱管內流體通過冷卻水箱冷卻到試驗所需溫度后通過水泵流經流量計進入試件內，與風管內冷空氣對流換熱后排至室外.

圖4 模化試驗系統(tǒng)圖Figure 4 Diagram of modeling test system

2.2 數(shù)據處理方法

本文對換熱器結霜量的測量是通過濕空氣含濕量差間接測得，這基于濕空氣流經翅片后析出的水分全部結霜的理想情況，結霜量數(shù)學表達式為：

(1)

其中：Mfr為翅片結霜量，kg；ma為空氣流量，kg/s；Δt為時間間隔，s；din為試件進口含濕量，kg/kg；dout為試件出口含濕量，kg/kg.

流經換熱器的空氣雷諾數(shù)Re數(shù)學表達式為：

(2)

其中：umax為翅片最小截面流體流速，m/s；Do為基管直徑，mm；va為流體運動黏度，m2/s.

努塞爾數(shù)Nu數(shù)學表達式為：

(3)

其中：ho為換熱管側對流換熱系數(shù)，W/m2·K；λ為流體導熱系數(shù)，W/m·K.

阻力因子f數(shù)學表達式為：

(4)

其中：α為4倍翅片體積與其換熱面積之比，m；ΔP為流體進出口壓差，Pa；L為翅片長度，m；ρ為流體密度，kg/m3.

平均對流換熱系數(shù)數(shù)學表達式為：

Q1=maCp(Tin-Tout)

(5)

其中：Q1為流體側顯熱換熱量，W；Cp為流體比熱容，J/kg·K；Tin為試件進口溫度，K；Tout為試件出口溫度，K.

(6)

其中：ΔT為傳熱溫差，K；Twall為換熱管壁平均溫度，K.

(7)

其中：ha為平均對流換熱系數(shù)，W/m2·K；A為對流換熱面積，m2.

2.3 模型驗證

?；囼灥哪康脑谟隍炞C由本文所建模型得出的模擬結果準確性，采用同一套模化試驗系統(tǒng)，除了片型組合的方式不同，三種翅片換熱器的結構參數(shù)均相同，因此在模型驗證時只列舉了全開孔型翅片換熱器的?；囼炛蹬c模擬值的對比，如圖5所示.從圖5中可以看出，換熱器的努塞爾數(shù)Nu與阻力因子f的試驗與模擬值隨著雷諾數(shù)Re的增加呈現(xiàn)的變化趨勢基本一致，且最大誤差分別為3.3%、4.3%，模擬值與試驗值間相對誤差較小，由此可以得出利用本文所建模型得出的結果可用于研究不同片組合對翅片換熱器換熱特性的研究.

圖5 ?；囼炁c數(shù)值模擬結果對比Figure 5 Comparison of results of modeling test and numerical simulation

模擬值與試驗值存在可容誤差，主要是由以下原因造成：1)試驗測量的不確定性；2)試驗結果擬合過程的誤差；3)模型邊界條件與翅片實物之間的誤差；4)忽略輻射及各部分熱阻產生的誤差；5)實驗測量儀器自身誤差；6)測量方法的誤差.

3 結果分析與討論

3.1 不同片型對換熱器結霜量的影響

圖6是在試驗迎面風速下，三種不同片型組合的翅片管式換熱器累計結霜質量隨時間變化圖.從圖6中明顯看出前開孔后開縫的組合方式較全孔及前開縫后開孔的累計結霜量多.前開孔后開縫組合方式較全孔及前開縫后開孔達到峰值的結霜量分別提升了9%、17.7%，且三種不同組合的結霜量按升序排列為：前縫后孔、全孔、前孔后縫.翅片換熱器結霜位置即為換熱有效換熱面積，因此三種組合方式下的換熱器利用率也應為此順序排列.

圖6 不同片型組合換熱器累計結霜量隨時間變化圖Figure 6 Variation of the accumulative frost amount with time in different sheet combined heat exchangers

3.2 不同片型對換熱器換熱及阻力性能的影響

圖7為不同片型組合對翅片換熱器換熱及阻力性能的影響規(guī)律.從圖7中可以得出隨著雷諾數(shù)的增加翅片換熱器換熱性能也在升高，阻力因子隨之下降.在相同雷諾數(shù)的條件下，三種片型組合的換熱器換熱性能由高到低依次排序為：前孔后縫、全孔、前縫后孔.出現(xiàn)這種現(xiàn)象是由于翅片開孔及開縫均可提升換熱器換熱效率，但翅片換熱器空氣入口側翅片開孔能夠增強后排翅片的換熱效果[18]，因此前排開孔后排開縫可在原有基礎上再次提升翅片換熱器整體換熱效率.

圖7 不同片型對換熱器換熱及阻力性能的影響Figure 7 Influence of different sheet shapes on heat transfer and resistance performance of heat exchanger

3.3 不同片型組合的換熱器在不同迎面風速下的平均對流換熱系數(shù)

圖8為不同片型組合的翅片換熱器換熱系數(shù)隨迎面風速的變化圖.當達到阻力平衡點時，三種片型組合的翅片換熱器均具有較高的換熱系數(shù)，三者之中以前開孔后開縫的組合方式最為明顯.在五種迎面風速條件下，前開孔后開縫的組合方式較全開孔翅片換熱器換熱系數(shù)分別提升11%、10.3%、9.45%、9%、8.87%.較前開縫后開孔翅片換熱器換熱系數(shù)分別提升18.37%、16.55%、15.1%、14.3%、14.12%.出現(xiàn)這種現(xiàn)象的原因在于當換熱工況達到阻力平衡點時，翅片開孔處因結霜而形成霜晶，孔內霜晶會加劇翅片側濕空氣的擾動程度，從而提升換熱器換熱系數(shù).

圖8 不同片型換熱器換熱系數(shù)隨迎面風速的變化圖Figure 8 The change of heat transfer coefficient of different sheet heat exchangers with the face wind speed

4 結 論

1)當達到阻力平衡點時，前開孔后開縫型翅片換熱器較全開孔及前開縫后開孔型的結霜分別提升9%、17.7%，平均對流換熱系數(shù)最高可提升11%、18.37%.由此得出三種片型組合方式的翅片換熱器中前開孔后開縫型為最優(yōu)組合方式.

2)當達到阻力平衡點時，隨著迎面風速的升高，三種片型組合的翅片換熱器翅片側對流換熱系數(shù)的升幅反而在逐步減少，并不是迎面風速越大，越有利于提升翅片換熱器整體性能，應根據實際情況適當選擇迎面風速，以期達到最優(yōu)工況.

3)本文提出的數(shù)值分析方法經過了?；囼烌炞C，具有一定的可靠性，對于組合形式的翅片管式換熱器的傳熱特性研究具有一定的參考價值.