时间：2013-11-29 分类：建筑设计
摘 要：主要针对5mm管径翅片，用商业软件FLUENT计算其流动及换热特性，得到的计算结果与实验数据进行校核，验证模型的准确性。重点针对横向管间距、纵向管间距、片间距等各项参数的变化，对换热量和压降变化的影响，为换热器翅片优化设计提供基础。
关键词：百叶窗,横向管间距,组合翅片
1.引言
翅式换热器的换热性能和流动特性受多种因素影响，百叶窗翅片可以提高换热器的换热性能[1]。
Kajino与Hiramatsu[2]和Tomoda与Suzuki[3]最早对百叶窗翅片进行研究,他们利用涡量流函数法，忽略翅片厚度，给出在一个Re数下的流函数、速度分布以及Nu数的分布。Achaichia和Cowell[4]通过改变百叶窗翅片的倾角和间距，研究了不同Re数下百叶窗翅片的性能。Baldwin等[5]与Suga等[6]在其数值模拟中考虑了翅片的厚度，并将模拟结果与实验结果进行对比。1994年，Achiaichia等[7]还对湍流情况下的百叶窗翅片内的流动进行数值模拟。此外，Wang和Tao[8，9]以倾斜布置的板束作为百叶窗翅片的二维模型，对其进行层流数值模拟。随着研究的进展，Drakulic[10]采用三维耦合模型同时对翅片内部的导热和流场内的对流换热进行了数值模拟，Cui与Tafi[11]还研究了百叶窗翅片内的三维非稳态流动。
本文以现有5mm管径翅片换热器空气侧的传热性能为基础，系统研究了管间距、片间距、片型几何参数对传热和阻力性能的影响，并提出了新型组合式翅片桥片和百页窗的组合片型，为换热器翅片优化设计提供基础。
2.物理与数学模型
2.1物理模型
图2 百叶窗翅片计算单元示意图
图1 平直翅片管换热器示意图
计算基于冷凝器传热模型，在整个传热过程中，制冷剂在管内放出热量通过管壁导热导给翅片，最终通过空气的对流将热量带走。制冷剂在管内的传热非常复杂，涉及过热区、两相区和过冷区。本文主要研究空气侧翅片在不同管径偏移量的传热性能，将管内的热阻固定，即管壁温度取为定值(第一类边界条件)，其值取为实验中管壁温度的平均值。由于在计算中考虑到翅片中的温度分布，即翅片中的温度通过计算确定，使得此问题属于流固耦合问题。在本文中，固体翅片区位于研究单元的中心，表面上下部均为流体区。由于翅片结构复杂，为表示清楚，这里以平片为例进行说明，选取的计算区域如图1所示。
从图1可以看出，计算区域为一个三层结构，中间为翅片区，上下为半个翅片厚度区域的流体区，圆管在高度方向垂直穿过计算区域。对于百叶窗的计算，只是需要将计算区域中心的平片改成桥片或百页窗片即可，百叶窗如图2所示。为了使用速度和温度均匀入口边界条件和出口达到充分发展，实际的计算区域分别在翅片前后延伸了一定的距离。
由于翅片间的流动为低速空气的流动，换热前后温差并不太大，所以物理模型可以进行以下的简化：
[1] 假定通道中流体流动和热交换为层流稳定流动;
[2] 忽略重力对流动和换热的影响
[3] 空气为不可压缩流体;
[4] 空气和翅片的物性参数为常数;
2.2 控制方程和边界条件
进口流速、温度给定;出口局部单向化;上、下、前、后面对称;翅片上、下开缝处流体为周期性边界条件;管子给定壁温[10]。
3.计算结果与分析
由于百叶窗优良的换热性能，越来越多的企业采用百叶窗片型。对7mmX型桥片的改进，本课题也对百叶窗片型也进行探索，计算并调整翅片的参数，得到优化后的百叶窗，可以满足取代原片型的换热的要求。
3.1 横向管间距的影响
考察在其它条件相同的情况下,直接改变横向管间距对流动和换热特性的影响，研究了在百叶窗结构下，其他参数相同，只改变横向管间距对性能的影响。
以NO.01和NO.02为例，从图3和4中可以看出两种横向管间距条件下，高速流体区和尾流区域的大小和位置基本相同，只是尾流区域的长度因为横向管间距的减小而适当减小，使阻力降低了13%。根据流动的分析，两种管间距下流动的结构类似，温度场也相似，当横向管间距的减小的影响主要是使传热面积减小，因此换热量减小了3.0%。，因此适当减小横向间距，使阻力下降，材料用量减小，而传热性能不变。
3.2 纵向管间距的影响
考察在其它条件相同的情况下,直接改变横向管间距对流动和换热特性的影响。其他参数保持不变，只改变纵向管间距值，分析其对流动和传热性能的影响，从换热和经济角度选择纵向管间距。
从上表中可以看出，图5表示在三个不同半纵向管间距下，计算区域上表面的速度分布，由图中可以看出由于纵向管间距的改变使最窄截面的面积发生了改变，纵向管间距越大，流动的压降越小，因此半纵向管间距为9.75mm的管型阻力最小。
图6表示在不同纵向管间距下，NO.07，NO.05，NO.08 计算区域上表面的温度分布，由图中可以看出由于纵向管间距的改变使三种条件下的迎风面积不同，纵向管间距越大对应的迎风面面积越大，流体质量流量越大，所以纵向半管间距为10mm的管型计算单元的换热量最大，但就流体出口温度而言，半管间距为9.5mm的出口流体温度最高，所以在相同的迎风面积下，半管间距为9.75mm的管型换热量最大。这样的结果说明半纵向管间距对百叶窗片的影响在10mm-9.5mm呈递减趋势，但半管间距越小，流动阻力增加。#p#分页标题#e#
3.3片间距的影响
考察NO.09，NO.10，NO.11三种不同片间距百叶窗片型，对比结果表示在表3中。从表中可以看出，百叶窗片间距对性能的影响与桥片类似，随片间距的减小阻力压降增加，换热量减小，单位迎风面积换热量却增加，可以看出，减小片间距，可以有效地增大单位迎风面积换热量，但是阻力压降也会增加，为了表示简单这里没有给出流场和温度场。
3.4翅片材料厚度的影响
考察NO.12，NO.13，NO.14，依次采用厚度0.11mm、0.105mm和0.095mm的翅片厚度。对比结果表示在表4中，图7和8分别表示了该三种片型的速度场和温度场。
从表4和图7和图8中可以看出，随着厚度的减小，阻力压降也减小。但对换热量而言，与桥片规律不同，存在一个最优的片厚，即当翅片厚度为0.0105mm时，换热量和单位迎风面积换热量达到最大值，因此对百叶窗片本课题推荐的片厚为0.105mm。
3.5百叶窗条缝宽度的影响
百叶窗的宽度涉及到开缝的翅片个数，和百叶窗翅片的高度，也是影响翅片滑热量的一个十分重要的参数。为清楚表达，图9和10分别表示了NO.03和NO.07表面的速度场和温度场。
根据所考察的对象根据不同纵向间距分为两组，NO.03和NO.07是一组条缝宽度不同的翅片，百叶窗条缝较宽的(1.3mm)，由于它的翅片高度较高(0.4mm)，故它的阻力压降一般较大，换热量和单位迎风面积换热量也稍高。综合考虑阻力和换热因素，一般采用1.2mm宽的百叶窗条缝。
3.6翅片优化结果
根据上述翅片参数的敏感性的分析，本为对所计算的百叶窗片型进行综合比较和分析，表明直接在换热器翅片中将7mm管径改为5mm管径，会使相同迎风面积下的换热量下降。为了实现替代，必须考虑在改变片型的同时，改变管间距和片型，并可利用5mm管径换热器阻力小的优势，减小控制圆直径，增长翅片条缝长度，弥补换热的损失。
经过优化组合后，本文计算得出了一个新的百叶窗片型，在计算单元内它能够达到与原有7mm管径的X型桥片的换热要求，并且翅片面积较小，可以减小翅片生产材料用量，降低生产成本。
在不同速度下新得到的百叶窗片型，在单位迎风面积换热量上要略优于原来的7mm管径X型桥片，特别是在较低的入口风速的情况下，新的百叶窗翅片与原有翅片压降和传热特性非常接近，而且在相同的泵功下的换热量也几乎相当。所以本文研究得到的结果非常有应用价值，新设计的5mm管径百叶窗翅片，可以在相同的入口风速和等泵功下，取得与原来7mmX型桥片相同的换热量，而成产成本则会大幅度的降低。
4. 结论
以现有的X型桥片为基础，系统地研究了百叶窗翅片参数对传热和阻力性能的影响进行了分析，主要的结论如下：
(1) 当横向管间距值较大(13.3mm)时，改变其对翅片的压降和单位迎风面积换热量影响明显;当横向管间距较小(11.2mm)时，减小其值对计算单元的压降和单位迎风面积换热量影响不大。因此可以适当的减小横向管间距值，节省材料用量，降低生产成本。
(2) 纵向管间距值是较敏感的数值，它的最优值在9.75mm左右，经过实际的计算，当纵向管间距为9.75时，计算单元的换热量最大。当考虑单位迎风面积换热量时，纵向管间距取9.5mm，此时翅片的单位迎风面积换热量达到最大值。
(3) 适当缩小片间距，翅片的阻力压降增大，但换热量也有提高，因此要同时总和考虑压降和换热因素选择片间距值，本文优选1.2mm片间距值。
(4) 翅片材料的厚度对换热也有影响，计算表明，翅片厚为0.105mm时，换热量达到最大。
(5) 百叶窗开缝的条缝宽度对翅片的性能影响也很大，综合考虑，本文采用1.2mm的百叶窗条缝宽度。
参考文献
[1] Wang C C, Lee W S, Sheu W J. A comparative study of compact enhanced fin-and-tube heat exchangers [J]. International Journal of Heat and Mass Transfer, 2001, 44, 3565-3573.
[2] Kajino M, Hiramatsu M. Research and development of automotive heat exchangers In Heat Tranfer in High Technology and Power Engineering [M]. New York: Hemisphere Publishing Corp, 1987: 420-432.
[3] Tomoda T, Suzuki K. A numerical study of heat transfer on compact heat exchangers (effect on fin shape)[C]//25th National Heat Transfer Sump of Japan, 1988: 175-177.
[4] Achaichia A, Cowell TA. A finite difference analysis of fully developed periodic laminar flow in inclined louver arrays[C]//2nd UK National Heat Transfer Conf, Glasgow, ImechE, London, 1988: 883-897.
[5] Baldwin SJ, White PRS, Al-Daini AJ, et al. Investigation of the gas side flow field in multilouver ducts with flow reversal[C]//5th Int Conf on Numerical Methods in Laminar and Turbulent Flow, Montreal, 1987, 5, Pt. 1: 482-495.
[6] Suga K, Aoki H, Shinagawa T. Numerical analysis on two-dimensional flow and heat tranfer of louver fins using overlaid grids[J]. JSME Int J SeriesⅡ, 1990, 33: 122-127.#p#分页标题#e#
[7] Achaichia A, Heikal MR, Sulaiman Y, et al. Numerical investigation of flow and friction in louver fin arrays[C]//10th Int. Heat Transfer Conf, Heat Transfer, 1994, 4: 333-338.
[8] Wang LB, Tao WQ. Numerical analysis on heat transfer and fluid flow for arrays of non-uniform plate length aligned at angles to the flow direction[J]. International Journal of Numerical Methods for Heat and Fluid Flow, 1997, 7(5): 479-496.
[9] Wang LB, Jiang GD, Tao WQ, et al. Numerical simulation on heat transfer and fluid flow characteristics of arrays with nonuniform plate length positioned obliquely to the flow direction[J]. ASME Journal of Heat Transfer, 1998, 120(4): 991-998.
[10] Drakulic R. Numerical modeling of flow and heat transfer in louver fin arrays[D]. Brighton: University of Brighton, UK, 1997.
[11] Cui J, Tafti DK. Computations of flow and heat transfer in a three-dimensional multilouvered fin geometry[J]. Int J of Heat and Mass Transfer, 2002, 45: 5007-5023.
