一種組合擾流結構特征翅片設計優化的研究

魯信輝 史 鐸 劉 強

（廣東萬和新電氣股份有限公司 佛山 528305）

引言

換熱器作為燃氣熱水器的重要部件，其換熱性能的優劣直接影響著用戶用水的舒適性。對于燃氣熱水器，相比換熱器水箱的四壁輻射傳熱來說，其主要是通過翅片管換熱器進行對流傳熱，因此換熱器翅片管的傳熱特性常常作為主要研究與優化的對象。

目前市場主要采用銅翅片管式換熱器，其中換熱翅片的結構特性直接影響著換熱效率的高低，企業以及高校都在進行相關的基礎研究，不斷的進行強化換熱的手段與理論的嘗試，用于效率提升以及結構優化，以滿足傳熱術能力不斷提升的需求，如劉逸等[1]研究開縫數目對組合翅片傳熱特性進行了定量的分析，彭超等[2]對燃氣熱水器的翅片管換熱器煙氣側進行了數值的模擬，進而進行強化傳熱的途徑分析，向熹等[3]對翅片的表面結構與換熱效果進行了簡單的理論分析，給出強化傳熱的優化方向，叢曉春等[4]通過仿真與實驗的手段對翅片影響努塞爾數及阻力因子 特征參數進行了分析，并模擬出相關關聯式。結合我司某款14 L強抽機型的換熱效率余量提高、壓損較大的需求，通過引入空調行業開窗片設計思路，基于實驗與仿真分析的手段，獨創性設計了一種組合擾流結構，有效強化傳熱以及驗證傳熱仿真分析模型準確性的同時，也提升了現有結構的傳熱余量。并進一步進行翻邊角度與壓型影響規律分析，為翅片的結構設計優化提供了理論支撐。

1 傳熱過程模型

如圖1所示，選取我司14 L強抽某型號燃氣熱水器的換熱器為研究對象，其主要由銅翅片與銅管組成，高溫煙氣的熱量經過翅片傳遞至管內的水，其傳熱主要分為高溫煙氣對換熱管側的表面傳熱、換熱管壁的導熱以及換熱管對管內水側的表面傳熱，對這種冷熱兩種流體隔著銅管壁面的傳熱過程，其工程上常用平均傳熱系數[5]來表示：

式中：

k—平均傳熱系數（W/(m2·K)）；

h1—換熱管外側表面傳熱系數（W/(m2·K)）；

h2—換熱管內側表面傳熱系數（W/(m2·K)）；

δ—換熱管壁厚m；

λ—換熱管壁導熱系數（W/(m·K)）。

1.1 煙氣溫度

假設本文燃氣為絕熱燃燒，燃氣燃燒所有熱量用于加熱煙氣，其燃燒溫度可參考以下熱平衡計算公式[6]：

式中：

tc—理論燃燒溫度（℃）；

Hl—燃氣的低熱值（kJ/Nm3干燃氣）；

Cg、CH2O、Ca—燃氣、水蒸氣、空氣平均定壓容積比熱（kJ/(Nm3·K) ）；

1.20—水蒸氣比容（Nm3/kg）；

CRO2、CH2O、CN2、CO2—三原子氣體、水蒸氣、氮、氧平均定壓容比熱（kJ/(Nm3·K) ）；

dg、da—燃氣、空氣的含濕量（kg/Nm3）；

tg、ta—燃氣與空氣的溫度（℃）；

VRO2、VH2O、VN2、VO2—干燃氣完全燃燒后所產生的三原子氣體、水蒸氣、氮、氧的體積（Nm3/Nm3干燃氣）；

VO—理論空氣量（Nm3干空氣/Nm3干燃氣）；

α—過剩空氣系數。

此外，過剩空氣系數可由含氧量近似計算：

式中：

φ(O2' )—干煙氣中氧氣的體積分數。

1.2 相關的無量綱數

其中雷諾數：

努塞爾數：

式中：

u—來流速度（m/s）；

d—邊界層厚度（m）；

v—沿壁面流體運動粘性系數（m2/s）；

h—表面傳熱系數（W/(m2·K)）；

λ—導熱系數（W/(m·K)）。

對于液體與管壁間的溫差比較大，導致粘度有明顯變化時，Sieder-Tate[5]推薦關聯式采用（μf/μw）0.14作為不均勻物性影響的修正項，關聯式為：

式中：

Nuf—努塞爾數；

Ref—雷洛數；

Prf—普朗特數；

μf—流體溫度為tf時的流體動力粘度（N·s/m2）；

μw—壁溫為tw時的流體動力粘度（N·s/m2）。

2 原型數據分析

2.1 基礎分析平臺介紹

按國標GB 6932-2015的測試要求，按如圖2所示的換熱器性能測試臺，對原始翅片進行熱效率測試分析，其中主要涉及到一定時間消耗的燃氣流量、進出水溫度、一定時間出熱水質量、設計產熱水能力以及燃氣基本的物性參數等，同時在此基礎上，我們建立了原型翅片的仿真分析模型，管徑φ13.8 mm，管壁厚度0.6 mm，翅片厚度0.3 mm，翅片數83 片，并進行以下假設：高溫煙氣均勻分配到換熱片、管內的水用壁面對流系數來模擬、入口煙溫與速度將根據設計負荷與空氣系數來計算、固體材料參數不考慮溫度的影響。

如圖3所示，其中選取煙氣進口的熱流量為輸入總熱量，計算上述特征管道表面熱流量為熱量輸出值，其仿真分析換熱效率即可計算出來。

2.2 測試結果分析

我們對其進行仿真計算分析，結果如圖4所示，并與實驗結果進行對比，如表1可以發現，有一部分的煙氣在兩相鄰管壁中間的區域流出，并帶走了一部分熱量，從而降低了效率，這也是下文重點結構優化設計的區域。

表1 熱水性能仿真與實驗結果

由于考慮到管壁輻射、煙氣熱量散失損失，實際的煙氣溫度與仿真有所差別，可以發現熱效率指標的實驗測試與仿真計算結果幾乎一致，很有效的證明了仿真分析模型的正確性，同時結合實際測試情況，可以證實該款換熱器的換熱效率余量需要進一步提高。而且其結構的壓損較高，需要增加其它手段如增加密封才可以保證較好的換熱效率。

3 新型組合擾流結構優化設計及結果驗證

為此，結合公司實際加工與產品配合尺寸需要，在不增加用材情況下，依據上文的對流傳熱理論，通過翅片擾流區的設計，增大傳熱面積、減少邊界層厚度、以及增大對流傳熱系數來提升其熱效率。基于此我們采用上文的仿真分析模型及邊界處理的條件，通過改變現有翅片擾流區形態，借鑒空調開窗片的思路，如圖5引入翻邊特征增大擾流程度，同時在原有基材上進行壓型處理，進而增大有效的換熱面積，從而達到在壓損不增加的情況下增加熱效率的目標。

如圖6所示為優化后的翅片溫度與煙氣速度云圖，可以發現煙氣的溫度分布的更加均勻，煙氣溫度的梯度變化的區域減少，同時通過特殊的翻邊擾流設計，使得高溫煙氣均向水管壁靠攏，減少兩相鄰水管間的區域的高溫煙氣熱量流失，另外在煙氣入口的高溫區域，通過壓型，維持系統的阻力并加大有效換熱面積，從而提高熱效率。基于此對高溫區域的翻邊夾角a大小、以及壓型進行初步的最佳參數分析，經過仿真驗算有壓型比無壓型效率平均高出，其中壓型必不可少，進而對翻邊夾角進行影響規律的分析，其結果見表2所示。

如表2所示，翅片的翻邊夾角對其效率以及溫度有一定的影響，由于翅片是連接在換熱水箱壁，翅片的高溫會傳導至水箱壁使其變色是設計不允許的，為此綜合考慮其對熱效率的影響，最終選擇a=90 °，當a超過90 °后翅片前端高溫區面積減少，顯著降低熱效率，同時兩邊壓型數5個、中間壓型數6個的結構尺寸進行優化設計，其中壓型深度0.8 mm，基孔φ2.0 mm，并對優化設計后的結構進行仿真與實驗分析，其結果見表3所示。

表2 不同翻邊夾角a的仿真結果

表3 優化后熱水性能仿真與實驗結果

根據上文對仿真模型的驗證來看，優化后翅片熱效率重要指標實驗測試與仿真計算非常接近，再次證實了仿真分析模型的正確性；同時通過翻邊與壓型的組合特征設計，翅片的阻力損失下降10 %，有效改善了對該機型的密封性的要求，減少了附加工藝成本；出口煙溫也降低了14 ℃，熱效率從89.4 %提升至91.5 %，顯著有效的增加了該翅片的換熱余量，同時減少了翅片總體縱向高度，也降低了翅片的材料成本。

4 結論

燃氣熱水器換熱器的傳熱過程非常復雜，涉及高溫煙氣對換熱管側的表面傳熱、換熱管壁的導熱、換熱管對管內水側的表面傳熱等。

1）合理的減少傳熱區域的邊界層、增加擾流程度、增加傳熱面積，進而提升總體的傳熱系數可以有效提升傳熱能力；

2）熱效率實驗測試與仿真計算結果接近一致，驗證了其換熱翅片換熱仿真分析模型的準確性，為翅片的優化分析提供了有效的基礎模型；

3）翅片入口的煙氣高溫區域的結構優化，可以在一定程度上有效提升換熱余量。翻邊與壓型的組合特征設計，翅片的阻力損失下降10 %，有效改善了對該機型的密封性的要求，減少了附加工藝成本；出口煙溫也降低了14 ℃，熱效率從89.4 %提升至91.5 %，顯著有效的增加了該翅片的換熱余量。