板翅式及管翅式換熱器氣流湍流特性研究

2020-01-10 03:07:38徐大川廖達雄裴海濤秦紅崗

實驗流體力學 2019年6期

符澄, 趙波, 徐大川, 廖達雄, 裴海濤, 朱博, 秦紅崗

(1. 中國空氣動力研究與發展中心空氣動力學國家重點實驗室, 四川綿陽 621000; 2. 中國空氣動力研究與發展中心設備設計及測試技術研究所, 四川綿陽 621000)

0 引言

隨著換熱器設計技術的進步，圓管、橢圓管翅片式等新型換熱器在風洞中不斷成功應用。作為連續式風洞的關鍵部段之一，換熱器的設計除了要兼顧換熱效率及壓力損失之間的關系之外，其對風洞氣流的品質的影響也逐漸被人們所認識和了解[1-3]。

風洞中通常使用的換熱器如管翅式及板翅式換熱器，在結構形式上具備將上游大尺寸旋渦分割成小尺寸旋渦的能力，同時，由于翅片間距小、沿流向長度較長等特點，大大增加了氣流流過時的粘性耗散作用，具備降低風洞氣流湍流度、提高換熱器下游截面流動均勻性及穩定性的能力，如圖1所示。趙波等[4]采用數值模擬方法，對錯排橢圓管翅片式換熱器下游的速度及溫度分布進行了優化，并在連續式跨聲速風洞中成功應用。楚攀等[5]對橢圓管翅片式換熱器的增強混合及換熱效果進行了研究，提出了一種改善速度場和溫度場之間協同關系的流動控制方法。劉曉波等[6]綜合比較了管翅式、板翅式等換熱器在風洞中應用的優勢與劣勢，給出了換熱器在大型風洞中布局的優化方案。魏進家等[7]對板翅式換熱器的流動及傳熱特性進行了研究，為板翅式換熱器的設計提供了指導。關欣等[8]則對板翅式換熱器的動態特性通用分析解進行了研究，獲得了較好的計算精度。上述研究成果直接推動了大型連續式風洞換熱器的技術進步并擴大了其應用范圍。

圖1 換熱器試驗件

板翅式換熱器中的長扁管及管翅式換熱器中的圓管/橢圓管、翅片均會產生較強的尾流，該尾流影響范圍大，會產生較強的再生湍流，其對換熱器氣流湍流特性的影響具有較大的不確定性。由于換熱器下游的湍流度及其分布特性對風洞試驗段流場的動態品質具有較大影響，因此通過研究了解和掌握其特性，對風洞換熱器的設計具有重要意義。本文在不考慮不同形式熱交換器換熱效率的前提下，通過試驗研究和數值模擬的手段對不同來流湍流度條件下，板翅式及管翅式換熱器下游的湍流特性進行了研究，分析了2種換熱器在湍流流場整流能力方面的差異，可為高氣流品質要求的風洞換熱器設計提供參考。

1 試驗設備及方法

1.1 換熱器模型

換熱器試驗件沿氣流方向入口截面尺寸為550 mm×400 mm。板翅式換熱器的扁管長208 mm，厚8 mm；采用矩形翅片，高19 mm，管間距46 mm，翅片厚度0.25 mm，翅片間距2.3 mm，沿氣流方向單排布置。

橢圓管翅片式熱交換器的橢圓管外長軸36 mm，外短軸14 mm；橫向管間距54 mm，排間距28 mm；翅片長55 mm，寬26 mm，厚0.3 mm，翅片間距3.5 mm，沿氣流方向交錯4排布局。2種熱交換試驗件的外形及結構見圖1。

1.2 試驗設備

在0.55 m×0.40 m航空聲學風洞中對換熱器的湍流特性進行研究。該航空聲學風洞開口試驗段最大風速100 m/s，空風洞閉口試驗段入口氣流湍流度小于0.05%，背景噪聲78 dB(A)(v=80 m/s)[9-10]。風洞的氣動輪廓如圖2所示。

圖2 風洞氣動輪廓

換熱器試驗件在聲學引導風洞試驗段內的安裝如圖3所示。從收縮段出口開始，依次為擾流體組件、換熱器試驗件、平直段及收集器。其中，擾流體距離換熱器試驗件入口的距離為250 mm，換熱器出口平直段的長度為300 mm。圖4給出了單片擾流體的外形。

使用可變角度的擾流體組件模擬產生不同湍流度及速度不均勻的來流條件。使用Dantec公司的熱線風速儀對湍流度和速度進行測量，所使用的熱線探頭為二維探頭，可分別對氣流的橫向和流向速度以及速度脈動進行測量[11-12]。熱線探頭移測架安裝在風洞駐室地面上，通過一個L形的支架伸入換熱器下游，并通過移測架的移動實現不同位置的湍流度測量。

圖3 試驗件及測試設備的安裝及尺寸

圖4 擾流體組件外形

1.3 測試條件及方法

在換熱器入口及出口的風洞試驗段壁面上，四壁開靜壓孔，4個靜壓孔匯成一路，使用壓力掃描閥分別測量獲得換熱器入口及出口的平均靜壓。入口、出口的靜壓差即為換熱器的總壓損失，損失系數可表示為：

(1)

其中pin_ave、pout_ave分別為換熱器入口及出口的平均靜壓，ρ為空氣密度，v為換熱器入口氣流速度。

在換熱器出口下游截面上，測量沿垂直方向及水平方向各一條直線上的湍流度(軸向和橫向)和速度(軸向和橫向)。測點等間距分布，垂直方向(y方向)間距為5 mm，垂直方向測量總高度340 mm；水平方向(z方向)間距為10 mm，水平方向測量總寬度400 mm。測量區域均沿風洞軸線對稱分布。測試過程中，熱線風速儀的采樣頻率為20 kHz；試驗段入口風速分別為6，8，10,12和14 m/s；擾流體偏轉角度為0°、20°和40°；湍流度及速度測量截面位于距離擾流體組件下游1000、1100和1200 mm處，分別定義為x=0、100和200 mm截面位置。

2 試驗結果及分析

對換熱器下游的湍流度分布進行測量的目的是比較不同構型的換熱器對不同湍流度來流的整流效果，該整流效果主要體現在降低湍流度以及對流動不均勻性的抑制方面。

在沒有安裝換熱器的條件下對不同偏轉角度的擾流體組件下游湍流度及速度分布進行了測量。結果表明，來流風速對擾流體下游湍流度及速度分布影響較小。

圖5給出了v=14 m/s條件下、x=200 mm截面垂直方向的流向湍流度測試結果。從圖中可以看出，擾流體偏轉角度為0°時，下游的湍流度分布表現出明顯的周期性變化的特征；隨著偏轉角度的增加，擾流體下游的湍流度逐漸增大。擾流體尾流隨著偏轉角度的增加而不斷向下偏轉，垂直方向的湍流度分布的不均勻程度增加，從而呈現出軸線下部的湍流度低、上半部分湍流度高的現象，而水平方向的湍流度分布則比較均勻。試驗結果表明，擾流體尾流所產生的湍流度的橫向分量略高于其在流向上的分量。

圖5 擾流體下游湍流度分布

隨著來流湍流度的增加，換熱器的阻力損失系數呈減小的趨勢。圖6給出了2種換熱器在不同擾流體偏轉角度情況下，損失系數隨速度變化的趨勢。擾流體40°偏角時的阻力損失比0°時減小了約10%。同時可以看出，相同來流湍流度條件下，隨著來流速度的增加，雷諾數變大從而導致翅片附面層厚度減小，換熱器的阻力損失系數逐漸降低。速度對壓力損失的影響在板翅式換熱器上更加明顯，與6 m/s的來流速度相比，流速為14 m/s時的損失系數降低了36%。

圖7分別給出了v=14 m/s、擾流體偏轉角度為40°、x=200 mm截面垂直及水平方向湍流度流向分量及橫向分量的測量結果。從圖中可以看出，在擾流體偏轉角度為40°時，橢圓管翅片式換熱器表現出了較好的整流效果，擾流體下游的湍流強度得到了抑制，同時，原來強烈的不對稱分布也到了極大的改善。通過比較橢圓管翅片式換熱器下游湍流度流向和橫向分量分布特性可以看出，2個分量均降至5%～6%的水平，因此可以判斷，橢圓管翅片式換熱器對流向及橫向湍流強度的抑制效果是相當的。

圖6 換熱器的壓力損失系數

圖7 換熱器下游湍流度分布

與橢圓管翅片式換熱器類似，在擾流體偏轉角度為40°時，板翅式換熱器下游的湍流強度及不對稱分布均得到了明顯的抑制。但其下游流向與橫向湍流度分布有較大差別，橫向湍流度明顯小于流向湍流度，且橫向湍流度均勻性更佳。由此可以判斷，單排板翅換熱器對橫向湍流強度的抑制效果優于對流向湍流強度的抑制效果。總體來說，板翅式換熱器的湍流度抑制效果優于橢圓管翅片式換熱器，但橢圓管翅片式換熱器下游的氣流湍流度分布更均勻。

造成上述整流效果差異的主要原因是板翅式換熱器和橢圓管翅片換熱器在結構上的巨大差異。由于橢圓管翅片式換熱器內部獨立的橢圓管結構，不斷破壞氣流在換熱器內部的附面層增長，從而讓湍流度分布更趨于均勻；而板翅式換熱器基管與翅片形成獨立氣流通道的結構形式則使得不同基管之間沒有壓力及渦量的傳遞，對來流不均勻性的抑制要明顯差于橢圓管換熱器，但得益于基管和翅片所分割出來的獨立的氣流通道，使得板翅式換熱器的整流特性類似于風洞中常用的蜂窩器整流裝置[13]，對橫向湍流強度有更好的整流效果。

當來流的湍流度較高時，換熱器表現出較好的整流效果。但當來流湍流度較低時，由于換熱器自身的再生湍流度高于來流湍流度，因此，換熱器在低來流湍流條件會表現出增強湍流度的效果。圖8給出了擾流體偏轉角度分別為0°、20°和40°條件下，橢圓管換熱器下游的流向湍流強度分布?？梢钥闯?，在這3種條件下，換熱器下游的湍流度分布特性基本保持一致，這說明即使來流湍流度有較大幅度的變化，換熱器也可以表現出較好的整流效果。

圖8 不同來流條件下的換熱器下游湍流度分布

Fig.8TurbulentintensitydistributiondownstreamtheHEXunderdifferentconditions

3 數值模擬結果及分析

采用有限體積法分別對板翅式及管翅式換熱器的流場進行三維數值模擬，獲得不同類型換熱器的再生湍流度特性，從而進一步評價這2種換熱器的整流效果。

三維坐標系下守恒形式的控制方程為：

(2)

其中t為時間，Q為守恒變量矢量，F、G和H為無粘通矢量，Fv、Gv和Hv為粘性通矢量。壓力與速度的耦合方程采用SIMPLE算法求解，湍流模型采用SST模型。

計算網格采用結構化網格，管壁和翅片壁面邊界層做加密處理，壁面第一層網格高度0.1 mm，對應的y+在1～5之間，通過比較網格加密程度做網格無關性分析，在此不再贅述。入口采用速度邊界條件，出口采用壓力邊界條件，其余流體邊界設為周期性邊界條件，壁面采用無滑移邊界條件。計算模型見圖9。

圖9 換熱器數值計算模型

圖10給出了不同結構型式換熱器流向中心線上的總湍流度分布。從圖中可以看出，在給定計算域入口湍流度為38%的情況下，橢圓翅片管換熱器出口截面下游100 mm處(x=0.2 m處)的湍流度因尾流的影響達到26%左右，隨后在粘性耗散的作用下呈現逐漸降低的趨勢，在下游600 mm處湍流度降至約為9%；板翅式換熱器出口截面下游100 mm處(x=0.3 m處)湍流度約為9%，下游600 mm處的湍流度則降至約3%。因此可以判斷，板翅式換熱器的再生湍流度僅為橢圓管翅片式換熱器的1/3左右。圖11給出了板翅式換熱器和橢圓翅片管換熱器下游600 mm處的湍動能數值模擬結果。可以看出，橢圓翅片管換熱器下游截面上的湍動能最大值約為板翅式換熱器的3～4倍。