换热设备螺旋和直细通道内扇形凹穴对流体流动和传热的影响

冯振飞，朱 礼，林清宇,2，李 欢，刘鹏辉，胡华宇，杨 梅，黄祖强※

（1. 广西大学化学化工学院，南宁，530004； 2. 广西大学广西石化资源加工及过程强化技术重点实验室，南宁，530004；3. 华南理工大学机械与汽车工程学院，广州，510641）

换热设备螺旋和直细通道内扇形凹穴对流体流动和传热的影响

冯振飞1,2,3，朱 礼1，林清宇1,2，李 欢1，刘鹏辉1，胡华宇1，杨 梅1，黄祖强1※

（1. 广西大学化学化工学院，南宁，530004； 2. 广西大学广西石化资源加工及过程强化技术重点实验室，南宁，530004；3. 华南理工大学机械与汽车工程学院，广州，510641）

为探究结构表面（如凹穴）对换热设备螺旋和直细通道内流体流动和传热影响的差异，在这2种通道的两侧面加入扇形凹穴，并采用数值方法研究其在不同雷诺数下流动、传热、熵产以及综合性能的影响。结果表明：凹穴对螺旋细通道内流体的流动影响明显，摩阻系数最大提高23%，而对传热和综合性能几乎没有影响；低雷诺数时凹穴对直细通道内流体的流动、传热和综合性能的影响不明显，而高雷诺数时影响显著，摩阻系数和努塞尔数最大分别提高50%和45%，最大传热强化因子达1.27；凹穴可减少螺旋和直细通道内流体流动和传热过程的熵产，但在高雷诺数时才比较明显地减少，且对直细通道的影响大于螺旋细通道，熵产增大数的最小值分别为0.34和0.73。研究结果可为微细通道换热设备的性能改善提供参考。

传热；换热设备；流体；细通道；凹穴；熵产率；数值模拟

0 引 言

换热设备广泛应用于化工、能源、农业和航空航天等工业领域。它们进行热量交换时通常采用流体作为热量交换的中间媒介，因此换热设备里往往设有用于流体流动的通道。直通道和螺旋通道是这些设备里比较常用的2种通道，两者相比最显著的区别是流体在后者内流动时会在离心力作用下形成二次流，进而提高传热性能，但是流阻增加[1]。此外，螺旋通道结构紧凑、单位体积的换热面积大，因此广泛应用于夹套类反应设备。然而，随着工业技术和微型化技术的迅速发展，一些工程领域的先进设备与器件的体积在不断缩小，热负荷也在不断提高，致使常规尺度通道的换热设备已无法满足这些设备与器件的换热需求。

众所周知，通道的换热系数与其直径成反比，通道直径越小，传热系数就越高[2]。因此，使用微细通道的换热设备可达到很高的传热系数。此外，这种设备还拥有结构紧凑、质量轻和工质充注量少等优点[3-6]。这些优点在一定程度上满足现代高科技发展所需的换热要求。然而，学者们并不满足现状，他们想进一步强化微细通道换热设备的传热性能，以满足更苛刻的换热条件。强化传热方法可分为主动式和被动式，由于后者不需要增加额外的能源（除泵功外），因此更受学者们的关注[7]。通过结构表面（如增加凹穴、肋柱等）来增强流体的换热就属于此种方式。这种方式已有很多学者[8-12]应用到直微细通道中进行研究，结果表明其能进一步地提高直微细通道的换热性能和综合性能。尽管这种方式目前在螺旋微细通道中的研究尚未报道，但是在常规尺度螺旋通道的研究[13-16]已证实可以有效提高传热性能。这是因为这些螺旋通道的结构一方面能增加传热面积；另一方面能改变通道内流场的分布，进而改变速度场和温度场的协同程度，从而影响强化传热性能。扇形凹穴等结构表面亦能增加螺旋通道传热面积，然而由于其形状各异，导致对通道内流场分布的影响也存在差异，进而影响各自的强化传热性能。由于尺度效应的存在，使得微细螺旋通道和常规尺度螺旋通道内流体的流动特性会有所差异。这也促使研究者想探究这种强化方式会对螺旋微细通道产生怎样的强化传热影响，以及与直微细通道的强化传热影响有何差异。这对微细通道换热设备性能的改善具有一定指导意义。然而到目前为止，有关这方面的研究鲜见报道。

本课题组研发了一种机械活化固相反应器，并对多糖高聚物（如淀粉、植物纤维、甘蔗渣、木薯酒糟等）固相反应进行相关研究，发现固相反应体系温度控制和均匀性要求较高。据此，本课题组研究了不同截面螺旋通道的换热性能[1]，及周向平行细通道夹套的换热和流动性能[17-18]，以便改进固相反应器的传热装置，进而提高产物质量。为了进一步改善固相反应器的传热性能，本文基于前期研究的基础上在螺旋和直细通道内增加扇形凹穴结构（简称凹穴），并采用数值模拟的方法研究凹穴对螺旋和直细通道内流体流动和传热的影响。具体是根据热力学第一、第二定律对比分析不同雷诺数下凹穴对螺旋和直细通道内流体流动、传热、熵产以及综合性能的影响，旨在深入剖析凹穴对此2种通道影响的差异。

1 模型描述

1.1 几何模型

本研究的凹穴螺旋细通道（helical mini-channel with cavities，HMCC）立体模型及几何尺寸如图1所示。螺旋通道曲率半径（通道截面中心到螺旋中心线的距离）Rc=27.5 mm，螺距S=8 mm，则对应的螺旋线长度L=172.97 mm；通道高H=3 mm，宽W=3 mm，则当量直径Dh=2WH/(W+H)=3 mm。凹穴沿螺旋线布置，尺寸及布置的情况见图1c，共21对，每对间距相等。本研究还建立扇形凹穴型直细通道(straight mini-channel with cavities，SMCC)、光滑螺旋细通道（helical mini-channel，HMC）和光滑直细通道（straight mini-channel，SMC）模型，其通道的横截面尺寸及长度（螺旋线长度）与HMCC模型一致。其中SMCC模型（见图2）的扇形凹穴几何结构及布置与HMCC模型一致。

图1 凹穴螺旋细通道几何结构示意图Fig.1 Schematic diagram of helical mini-channel geometry with cavities

1.2 数值模型

本研究的数值计算域如图3所示，固体域的材质为铝，流体域为去离子水。为消除入口效应和出口回流现象，设置进出口过渡段。

图2 扇形凹穴型直细通道(SMCC)立体模型示意图Fig.2 Schematic diagram of 3D model for straight mini-channel with cavities (SMCC) channel

图3 计算域Fig.3 Computational domain

假设本计算模型为三维稳态不可压缩层流模型；流体和固体的物性为常数；数值计算时忽略辐射传热、体积力、表面力和黏性耗散的影响。因此流体域的连续性方程、动量方程和能量方程可分别简化为

固体域的能量方程为

式（1）－（4）中，下标f和s分别表示流体和固体。U为流体速度矢量，m/s；p为压力，Pa；T为温度，K；μ，ρ，cp分别为流体相应温度的黏度、密度和比热，单位分别为Pa·s，kg/m3，J/(kg·K)；λ为热导率，W/(m·K)。

通道进口设为均匀速度进口边界条件，进口温度Tin=300 K，进口速度uin=0.05～0.6 m/s，由式（5）计算得到的雷诺数Re=168～2017；通道出口采用压力出口边界条件，相对出口压力为0 Pa；螺旋细通道（HMCC和HMC）的内螺旋面，与直细通道（SMCC和SMC）的底面均设为恒热流边界条件，基于其加热面积不一致且保证加热量相同的情况下，螺旋细通道和直细通道的热流密度qw分别设为1.145 98×105和1×105W/m2；固体和流体接触面设为固液交界面边界条件，且无速度滑移和无渗透；其余壁面均设为绝热壁面边界条件。

式中Dh为细通道的当量直径，m；Dh=2WH/(W+H)，其中W和H分别表示细通道的宽和高，m。

上述提及的控制方程组（连续性方程、动量方程和能量方程）由CFX软件求解，求解时收敛残差设为10-6。求解前需对计算域进行网格划分，然后采用有限体积法离散控制方程组。鉴于计算域模型的复杂性，采用六面体和四面体混合的网格模式对计算域进行划分，并根据文献[17]的方法对模型的网格独立性进行验证。经验证后HMCC，HMC，SMCC和SMC通道模型的最终网格数分别为285万、246万、310万和299万。根据进口速度的变化情况，4种规格的细通道模型均设置12个工况，每一个工况对应一个算例，共48个算例。

2 计算公式

细通道的平均摩擦阻力系数（摩阻系数）f为

式中Δp为细通道段沿程的压降，Pa；L为细通道段的长度（螺旋线长度），m。

对于正在发展的层流，Shah等[19]发现矩形直通道的摩阻系数f可表达为

式中Po为泊肃叶数。对于已充分发展的层流，泊肃叶数表达式为

式中α为通道截面的宽高比，α小于或等于1。

螺旋细通道的迪恩数（Dean number）De定义为

对于螺旋通道内充分发展的层流，Manlapaz和Churchill[20]提出摩阻系数的关联式为

式中m为系数，取值与De有关，当De<20，20≤De≤40和De>40时，m分别取值为2，1和0；He为螺旋数（helical number），定义为

式中Rc为螺旋通道曲率半径（通道截面中心到螺旋中心线的距离），m；S为螺距，m。

细通道的平均努塞尔数Nu定义为

式中Aw为加热面的面积，m2；Aif为固液接触面的面积，m2；Tw为加热面的平均温度，K；Tout为细通道出口温度，K。

由能量守恒可得细通道进出口的温差为

式中Ain为进口的截面积，m2。

3 结果与讨论

3.1 模型验证

为检验数值方法的准确性和可靠性，本研究参照很多研究者[6-11,21-26]采用的方法来进行检验。此方法是将模型的数值结果与先前的文献或理论公式的结果进行对比。比如对于矩形直通道，文献[8,25]将式（7）的计算结果与数值结果进行对比来验证数值方法的有效性。需要指出的是式（7）中关键参数泊肃叶数Po（式（8）），其计算结果与文献[27]的试验结果吻合良好，平均误差1.9%。对于螺旋通道，文献[28]将其试验结果与式（10）的计算结果对比发现，两者比较一致，平均误差为6%。且式（10）也常被研究者[29-33]应用于螺旋通道的热力学分析。文献[34]将等加热量工况下通道进出口温差的试验结果与式（13）的计算结果进行比较发现，两者吻合良好，平均误差为2.0%。综上表明，上述摩阻系数和通道进出口温差的理论公式是可靠的，进一步而言，将光滑螺旋细通道（HMC）和直通道（SMC）的摩阻系数和进出口温差的模拟计算值与理论计算值进行对比来验证本数值方法的有效性是可行的。图4给出了HMC和SMC通道摩阻系数的模拟值与理论值对比的结果。计算SMC通道的摩阻系数时，考虑其流态为正在发展的层流，因此式（6）和式（7）的长度L应包括进出口过渡段的长度。

图4 光滑细通道摩阻系数模拟值与理论值的对比Fig.4 Comparison of simulation and theoretical data for friction factor in smooth mini-channels

由图4可见，在给定的雷诺数范围内，HMC和SMC通道摩阻系数的模拟值与理论值吻合较好，最大相对误差分别为17.6%和12.5%。图5给出了HMC和SMC通道进出口温差的模拟值与理论值对比的结果。由图5可见，在给定的雷诺数范围内，HMC和SMC通道进出口温差的模拟值与理论值非常一致，最大相对误差分别为0.07%和0.95%，这是因为数值模拟时没有热损失的影响。综上可见，本研究的数值方法能够预测细通道内流体的流动和传热性能。

图5 细通道进出口温差模拟值与理论值的对比Fig.5 Comparison of simulation and theoretical data for temperature difference between inlet and outlet in mini-channels

3.2 流动特性分析

由于流体黏性的作用，使得流体在通道内流动时产生流动阻力。流动阻力的大小与通道的结构有着密切的关系。因此新通道结构的流动特性是考察其是否有应用价值的一个重要指标。图6给出了4种结构细通道摩阻系数随雷诺数变化的关系。

图6 摩阻系数f与摩阻系数比值f/f0随雷诺数Re的变化Fig.6 Variations of friction factor f and friction factor ratio f/f0with Reynolds number Re

由图6可见，在相同雷诺数下，HMCC和HMC通道的摩阻系数都大于SMCC和SMC通道，表明流体在螺旋细通道内流动产生的阻力大于直细通道。这是由于流体在螺旋细通道内流动时，受到离心力作用，使得流体由通道内侧向外侧挤压然后又经上下两侧流回内侧，形成了一对迪恩涡（Dean vortex），这必然引起流阻的增加。由图6还可见，HMC、HMCC和SMC细通道摩阻系数均随雷诺数增大而减小，有趋于定值之势。而SMCC通道的摩阻系数却随雷诺数增大先减小后略增大。此外还发现，在研究的雷诺数范围内，HMCC通道摩阻系数几乎都大于HMC通道。而SMCC通道的摩阻系数在低雷诺数时与SMC通道差异不明显，在高雷诺数时大于SMC通道。这些均表明扇形凹穴对螺旋细通道和直细通道的流动特性影响存在明显差异。

为进一步分析它们之间的差异，图6也给出了凹穴螺旋细通道与光滑螺旋细通道及凹穴直细通道与光滑直细通道的摩阻系数比值f/f0随雷诺数变化的关系。由图6可见，在低雷诺数（Re≤1008）时，直细通道摩阻系数比值小于1，最小值为0.96，表明凹穴对直细通道流动特性影响很小；而在高雷诺数（Re>1008）时，摩阻系数比值随着雷诺数增大急剧增大，最大达1.5，表明凹穴对直细通道流动特性影响很大，摩阻系数最大增加50%。究其原因，就是在凹穴处流通截面积突然扩大，流速突然变小，低雷诺数时流体本身的动能不足以带走凹穴区的流体，进而容易形成滞流区，相当于流体“滑”过凹穴区，也就是说流体流动时与固体接触面变少，自然流阻也变小[21]；高雷诺数时流体动能变大，易带走凹穴区的流体，进而在凹穴区形成二次流区，加剧流体扰动，且流体流动时与固体接触面变大，增大流阻。由图6还可见，在研究的雷诺数范围内，螺旋细通道的摩阻系数比值随雷诺数增大逐渐增大，最大值达到1.23。表明凹穴对螺旋细通道流动特性影响随着流速的增大变得更为显著，摩阻系数最大增加23%。这是由于无论是在通道的等截面区还是在凹穴区，流体均受到离心力作用，即均存在迪恩涡，这意味着凹穴区的流体会在迪恩涡的作用下被带走，使得低雷诺数下也不易形成滞流区。此外，流体流经凹穴处时迪恩涡结构发生变化，加剧了流体扰动，增大了流阻，且这种扰动程度明显与流速有关。因此螺旋细通道的摩阻系数比值随雷诺数增大逐渐增大。

3.3 传热特性分析

图7给出了4种结构细通道努塞尔数随雷诺数变化的关系。由3.2节分析可知，在螺旋细通道内由于迪恩涡的存在使得其流阻大于直细通道。然而，由图7可见，正因迪恩涡的存在使得螺旋细通道的努塞尔数高于直细通道，则前者的传热性能优于后者。这是因为迪恩涡的存在一方面加剧流体的扰动，促使冷热流体的混合；另一方面减薄流动边界层和热边界层的厚度。这些均可强化螺旋细通道内流体及其与固体之间的传热。由图7还可见，对于螺旋细通道，在相同雷诺数下，HMCC细通道努塞尔数略大于HMC细通道，且这种差异随雷诺数的增大逐渐变大。而对于直细通道，低雷诺数时，SMCC与SMC细通道的努塞尔数几乎重合；高雷诺数时，SMCC细通道的努塞尔数明显高于SMC细通道。由此可见，扇形凹穴对螺旋细通道和直细通道的传热特性影响同样存在差异。

图7 努塞尔数Nu与努塞尔数比值Nu/Nu0随雷诺数Re的变化Fig.7 Variations of Nusselt number Nu and Nusselt number ratio Nu/Nu0with Reynolds number Re

由图7可见，在整个雷诺数范围内，螺旋细通道的努塞尔数比值都大于1，但最大值仅为1.06，表明凹穴对螺旋细通道传热性能的影响不明显，传热效果最大仅提高6%。在凹穴螺旋细通道内，流体流经凹穴区的过程中，由于流道截面积发生改变，使得流体受到离心力的作用也发生变化，以至于稳定的迪恩涡结构被破坏，然后再形成。在此过程中，原束缚在迪恩涡里的流体逃逸出来，加剧了冷热流体在径向的混合，进而强化了传热[35]。此外在凹穴区，流体的喷射和节流效应、热边界层的破坏与再发展，都会提高传热性能。然而，这些强化传热效果持续性很短，因为流体从凹穴区进入到光滑通道段后，在离心力作用下很快又形成了稳定的迪恩涡，致使部分流体被束缚在迪恩涡内，从而弱化了流体在径向的混合和传热。因此，凹穴不能很大程度地提高螺旋细通道的传热性能。对于直细通道，在低雷诺数（Re<1 008）时，努塞尔数比值小于1，最小值为0.95，表明凹穴对直细通道传热特性影响很小；而在高雷诺数（Re≥1 008）时，比值随着雷诺数增大急剧增大，最大达1.45，表明凹穴对直细通道传热特性影响很大，传热效果最大提高45%。由3.2节分析可知，低雷诺数时，凹穴区的流体滞流，相当于形成传热死区。而在高雷诺数时，凹穴区形成漩涡，促使凹穴区的热流体与主流区的冷流体混合，强化了传热。此外，由于直细通道光滑段无明显改变流动行为的作用力（如离心力）存在，致使流体经过凹穴区时的喷射和节流效应、热边界层的破坏与再发展效果持续性更久。上述的这些强化传热效果都随着雷诺数的增大得以加强。因此凹穴对直细通道的传热强化效果在高雷诺数时更为显著。

3.4 综合性能分析

由上述分析可知，凹穴对螺旋细通道不仅能强化传热，而且增加了流阻。在高雷诺数条件下，凹穴强化直细通道传热的同时，增大了流阻。为评价凹穴对细通道综合性能的影响，引入传热强化因子（η），以权衡传热强化和流阻增加的关系。传热强化因子定义为在相同泵功条件下强化通道与光滑通道的传热系数之比。即此参数的定义式为

式中下标PP为泵功。当η值大于1时，表明传热强化量大于流阻增量，即凹穴结构能有效地提高细通道的综合性能。反之，凹穴结构是无效的、不经济的。

图8给出了凹穴细通道传热强化因子随雷诺数的变化。由图8可见，在整个雷诺数范围内，HMCC通道传热强化因子变化不大，表明凹穴结构对螺旋细通道综合性能影响不明显，且在高雷诺数时出现轻微恶化现象。结合图6和图7可知，流阻增量抑制着传热强化量。由图8还可见，SMCC通道传热强化因子在低雷诺数时变化不大，且略小于1；在高雷诺数时急剧增大，最大值达1.27。表明凹穴结构只在高雷诺数条件下才能提高直细通道的综合性能。

图8 传热强化因子η随雷诺数Re的变化Fig.8 Variation of heat transfer augmentation factor η with Reynolds number Re

3.5 熵产特性分析

众所周知，流体在通道内流动和传热过程是不可逆过程，都有一定的方向性。为分析凹穴对螺旋和直细通道内流体流动和传热的不可逆性，本文采用熵产原理进行研究。Bejan[36]根据热力学第二定律推导出通道内任一微元体流动和传热过程的熵产模型

式中SG、ST、SP分别为局部体积总熵产、传热引起的熵产和流动引起的熵产，W/(m3·K )；下标i和j为坐标方向。

为了直观地比较凹穴细通道和光滑直细通道内流体流动和传热过程的不可逆性，定义无量纲总熵产率和熵产增大数。其表达式分别为

式中S*G为无量纲总熵产率；V为流体域体积，m3；M为质量流量，g/s；cp为流体比热，J/(kg·K)；NS,a为熵产增大数；下标0代表光滑细通道。当熵产增大数小于1，表明凹穴结构能减少通道内流体流动和传热过程的不可逆损失，即凹穴结构能提高细通道的能量综合利用程度。

图9给出了4种结构细通道的无量纲总熵产率随雷诺数的变化。由图9可见，在相同雷诺数下，螺旋细通道（HMCC、HMC）的无量纲总熵产率明显低于直细通道（SMCC、SMC），表明螺旋细通道的能量综合利用程度高于直细通道。这主要是因为前者的传热性能优于后者，从而减少在传热过程中的有用能损失。由图9还可见，在低雷诺数时，HMCC与HMC通道的熵产率几乎相当，SMCC与SMC通道的亦如此；而在高雷诺数时，HMCC通道的熵产率略低于HMC通道，SMCC通道的熵产率明显低于SMC通道。这表明凹穴结构对螺旋和直细通道内流体流动和传热过程的熵产影响明显不一样。图9也定量描述了它们之间影响的差异。由图9可见，HMCC和SMCC通道熵产增大数的范围分别为0.96～0.73和1.0～0.34，除了一个数据点外，其他数据点都小于1，表明凹穴结构确实能够提高细通道的能量综合利用程度，然而仅在高雷诺数时才更有效。HMCC通道的熵产增大数的最小值为SMCC通道的2.15倍，表明凹穴对直细通道的不可逆损失减少率约为螺旋细通道的2倍。换言之，直细通道与螺旋细通道相比，凹穴结构更能提高前者能量的有效利用程度。

图9 总熵产率SG*与熵产增大数NS,a随雷诺数Re的变化Fig.9 Variations of total entropy generation rate SG*and augmentation entropy generation number NS,awith Reynoldsnumber Re

4 结 论

1）对于螺旋细通道，凹穴明显增大流阻，最大提高23%；而凹穴对传热性能几乎没有影响。对于直细通道，低雷诺数时凹穴能够略减少流阻和稍弱化传热；而高雷诺数时凹穴明显急剧增大流阻和传热性能，摩阻系数和努塞尔数最大分别提高50%和45%。

2）凹穴并不能提高螺旋细通道的综合性能；尽管低雷诺数时凹穴稍降低直细通道的综合性能，但高雷诺数时凹穴明显提高直细通道的综合性能，最大传热强化因子达到1.27。

3）熵产特性分析表明，凹穴能减少螺旋和直细通道流动和传热过程的不可逆损失，即能提高它们的能量综合利用率；然而凹穴对直细通道的不可逆损失减少率大于螺旋细通道，前者的最大减少率约为后者的两倍。

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Effects of fan cavities on fluid flow and heat transfer in helical and straight mini-channels of heat exchanger

Feng Zhenfei1,2,3, Zhu Li1, Lin Qingyu1,2, Li Huan1, Liu Penghui1, Hu Huayu1, Yang Mei1, Huang Zuqiang1※
(1. School of Chemistry and Chemical Engineering, Guangxi University, Nanning 530004, China; 2. Guangxi Key Laboratory of Petrochemical Resource Processing and Process Intensification Technology, Guangxi University, Nanning 530004, China; 3. School of Mechanical and Automotive Engineering, South China University of Technology, Guangzhou 510641, China)

With the rapid development of microminiaturization technology and the urgent requirements of industrial field, the sizes of many devices are reduced continually. This causes the thermal load to increase sharply when the device is working, and further leads to the decreasing of the working stability gradually. So the conventional heat exchanger can’t meet the heat transfer requirement for these micro-devices. Thus, the micro/mini-channel heat exchanger emerges as the times require. This exchanger has many advantages, such as compact structure, high efficiency for heat dissipation, low power consumption and few coolant requirements. These advantages motivate many researchers to conduct numerous studies on the micro/mini-channel heat exchanger continuously to further enhance heat transfer performance. Adding cavities, fins or ribs on the wall of the channel is a solution for enhancing heat transfer performance in the micro/mini-channel heat exchanger. As we know, the helical and straight channels are widely applied to the heat exchanger. The difference between both channels is the existence of secondary flow in former, inducing heat transfer enhancement. Therefore, it is important to understand the effects of cavities or fins on the fluid flow and heat transfer enhancement in the helical and straight micro/mini-channel heat exchangers. As a consequence, the cavities are added on the both sidewalls of helical and straight mini-channels in this work, and the effects of the cavities on the fluid flow and heat transfer in the helical and straight mini-channels are studied using numerical simulation method. Specifically, the comparative analysis in the effects of cavities on the flow, heat transfer, entropy generation and overall performance in the helical and straight mini-channels is performed based on the first and second thermodynamics law. This aims to analyze the different effects of cavities on both mini-channels. The cross-sections for both mini-channels are the same, and the width and height of this cross-section are 3 and 3 mm, respectively. The working conditions include the Reynolds number of 168-2017, the heat flux density of 1.145 98×105and 1×105W/m2for helical and straight mini-channels, respectively, based on the condition of different heating area and same power input. The numerical results show that for helical mini-channel, the cavities can increase flow resistance, and the maximum increasement reaches up to 23%. But they have no obvious influence on heat transfer performance. For straight mini-channel, the cavities can slightly reduce flow resistance and heat transfer performance when the Reynolds number is less than 1 008. However, they rapidly increase flow resistance and heat transfer performance when the Reynolds number is greater than 1 008, and the friction factor and Nusselt number grow to 50% and 45% respectively. In the whole Reynolds number range, the cavities can’t improve the overall performance in the helical mini-channel. Although the cavities slightly weaken the overall performance in the straight mini-channel at low Reynolds number, they obviously enhance the overall performance at high Reynolds number, and the maximum heat transfer augmentation factor grows to 1.27. The results of entropy generation analysis indicate that the cavities can reduce irreversible loss in the flow and heat transfer process for helical and straight mini-channels, thereby improving effective utilization of thermal energy. However, the decrement rate of irreversible loss for straight mini-channel with the cavities is greater than that for helical mini-channel, for the former’s decrement rate is about 2 times that of the latter. This work provides a reference for improving the performance of heat exchanger with mini/micro-channels.

heat transfer; heat exchanger; fluids; mini-channel; cavity; entropy generation; numerical simulation

10.11975/j.issn.1002-6819.2017.11.033

TK124

A

1002-6819(2017)-11-0254-08

冯振飞，朱 礼，林清宇，李 欢，刘鹏辉，胡华宇，杨 梅，黄祖强. 换热设备螺旋和直细通道内扇形凹穴对流体流动和传热的影响[J]. 农业工程学报，2017，33(11)：254－261.

10.11975/j.issn.1002-6819.2017.11.033 http://www.tcsae.org

Feng Zhenfei, Zhu Li, Lin Qingyu, Li Huan, Liu Penghui, Hu Huayu, Yang Mei, Huang Zuqiang. Effects of fan cavities on fluid flow and heat transfer in helical and straight mini-channels of heat exchanger[J]. Transactions of the Chinese Society of Agricultural Engineering (Transactions of the CSAE), 2017, 33(11): 254－261. (in Chinese with English abstract) doi：10.11975/j.issn.1002-6819.2017.11.033 http://www.tcsae.org

2016-11-10

2017-05-15

国家自然科学基金 (51463003)；广西自然科学基金(2014GXNSFBA118051，2016GXNSFAA380210，2016GXNSFAA380217)；广西石化资源加工及过程强化技术重点实验室主任基金(2015Z012)；南宁市科技攻关项目(20155345)

冯振飞，男，广西博白人，讲师，博士生，主要从事强化传热与节能研究。南宁 广西大学化学化工学院，530004。Email：zffeng@gxu.edu.cn※通信作者：黄祖强，男，广西陆川人，教授，博士，博士生导师，从事机械活化固相反应体系及其设备开发等研究。南宁 广西大学化学化工学院，530004。Email：huangzq@gxu.edu.cn