圆台扰流换热器的流动与传热特性研究

2021-10-11赵振徐亮高建民席雷李云龙

西安交通大学学报 2021年10期

赵振,徐亮,高建民,席雷,李云龙

(西安交通大学机械制造系统工程国家重点实验室,710049,西安)

全球资源的短缺和日益恶劣的环境问题促使人们开发更有效的热能设备以节约能源[1]。板式空气换热器是热能再利用的重要装备,可以有效地回收利用工业余热。然而,传统的板式换热器虽然具有较好的传热性能,但因其复杂的扰流结构导致压损巨大。未来随着换热器性能的提升,换热器的流体激振问题将是严重影响其运行安全性的一个关键问题[2]。因此,需要综合考虑换热器在高雷诺数下的结构强度问题,发展高传热、低压降、高强度的新型换热器结构。

为了增加换热器的传热,学者对先进高效的扰流结构如肋片和翅片等开展了研究[3-5]。在众多的强化换热结构中,凹坑结构因流动阻力小、具备自净能力和可采用冲压加工工艺等优势而备受关注[6]。换热器因其结构特殊性(凹坑结构的另一面即为凸起结构),其凸起结构的流动换热特性也成为研究焦点,聚焦凸起和凹坑结构。Chyu等研究表明,凹坑结构可产生与肋片结构相当的对流传热,但压力损失仅为肋片结构的一半[7]。Moon等对带有球型凹坑和圆柱型凹坑的方形通道进行了实验研究,结果表明,对于相同直径和深度的凹坑,圆柱型凹坑比球型凹坑具有更高的热性能[8]。Liu等对具有二次球凸结构的矩形凹坑通道的流动特性和换热性能进行了数值分析,研究发现,与传统的凹形通道相比,具有二次球凸结构的凹形通道具有明显的强化传热和整体热性能优势[9]。Chen等对凹坑表面湍流通道内的换热进行了系统的数值研究,发现与对称凹坑相比,精心设计的非对称凹坑表面为增强传热提供了一种可行方法[10]。Park等对7种凹坑结构进行了研究,结果表明球形凹坑和倾斜圆柱体凹坑产生了最高的传热增强[11]。Kim等通过数值计算方法对具有交错椭圆凹坑的冷却通道进行了优化,分别得到了使通道具有最高传热和最低压损的凹坑结构[12]。Xie等研究了6种凹坑形状,得出整体性能最佳的凹坑形状为球形压痕排列和椭圆球形排列[13]。Chen等通过数值模拟分析了球凸错列分布时球凸高度对于通道流动换热特性的影响[14]。

一些学者针对具有低流阻特性凹坑和高传热特性凸起的组合结构的流动换热特性开展了研究。Hwang等通过瞬态液晶测量技术实验研究了布有周期性凹凸结构壁面的传热性能,结果表明凹坑结构和凸起结构产生的二次流共存、上游产生的涡对下游的流动有很大的影响[15]。Chen采用分离涡法(DES)数值模拟了球凹-球凸通道在完全发展段时的流动换热特性,研究表明增加球凹的深度和球凸的高度会增大通道的努塞尔数和摩擦系数,破坏流场的对称性[16]。Tang等采用实验和数值模拟相结合的方法研究了不连续交叉凹坑矩形通道内的湍流流动和换热特性,结果表明,带肋槽道的通道整体热力性能会更好[17]。

然而,针对高雷诺数下具有高强度支撑结构的换热器的研究相对较少。圆台结构相比于圆球结构能够提供面接触,可以有效提高换热器的支撑刚度。流体激振会极大地影响换热器的结构强度,本文提出的圆台结构因其支撑刚度对流体激励的响应限制在安全限度以内,可以有效地缓解湍流抖振、流体弹性激振等问题,因而圆台扰流换热器在结构强度上更有优势。本课题组前期研究发现,圆台结构相较于圆柱结构而言因倾斜面的存在其传热流动性能更好,然而针对圆台结构的研究却很少。由于圆台结构的板片可采用冲压成型技术加工[18],因此,不存在扰流结构与平板之间的焊接问题,降低了换热器的接触热阻。本文基于以上问题提出一种具有支撑作用的新型圆台扰流结构,在高雷诺数下采用实验和数值模拟相结合的方法对圆台凸起和圆台凹坑组合的换热器开展了研究,分析了雷诺数(Re=4 772～38 181)、温比(Th/Tc=4～9)和流速比(Vh/Vc=0.5～4)对该换热器的总传热系数和不可逆损失的影响规律;通过数值计算对换热器冷气侧通道流动和传热机理进行了分析,探讨了雷诺数、温比和流速比对冷气侧通道流动和传热的影响规律;基于实验结果采用等流速法得到换热器的传热准则式,并通过实验数据对准则式进行了验证,同时探讨了准则式的适用性,以期为未来新型换热器的结构设计提供参考和依据。

1 实验系统和数值模型

1.1 实验系统

圆台扰流换热器的实验系统如图1所示。实验系统主要由冷热气供气系统、进出口稳流段、消音装置、实验段以及数据采集系统等组成,其中供气系统由滤网干燥器、空气压缩机、储气罐、空气加热器及稳流段等组成。实验过程中可通过调节空气加热器及调节阀得到不同速度及温度的冷热气流,并用硅酸铝纤维纸等保温材料包裹实验段和相邻管道以减少实验段与周围环境的热交换。

图1 圆台扰流换热器的实验系统图Fig.1 Experimental system diagram of the heat exchanger with cone-type vortex generator

在实验中,圆台扰流换热器冷、热两侧的结构相同,各自有3个通道,形成了3×3的交叉型通道,如图1中实验段所示。为了展示方便,图2给出了1×1交叉型通道的实验段示意图,板片厚度δ为1 mm,材质为普通304不锈钢,通道的长度L为400 mm,高度H为20 mm,当量直径D为38.1 mm,此外,图中还给出了真实实验件热气侧的入口横截面。图3给出了圆台扰流示意图,由图可知,冷气侧的圆台凸起即为热气侧的圆台凹坑,圆台具有充当通道支撑、加强换热器结构强度的作用。结合图2可知:圆台结构在两侧通道中沿流动方向的排布一致,均为4×5的圆台凸起和5×4的圆台凹坑交叉分布;圆台的直径d为30 mm,高度h为10 mm,角度α为60°;相邻圆台的横向距离P和竖向距离R均为85 mm。

图2 实验段示意图Fig.2 Schematic diagram of experimental sections

图3 圆台扰流示意图Fig.3 Schematic diagram of the cone disturbance

实验测试时,实验段的进出口上下分别间隔布置了5个直径为3 mm的E型热电偶(精度0.5 ℃),可测量得到不同高度的气流温度,其平均值即为进出口的平均温度。在气流进出口上下间隔布置了5个精度等级为0.075%的NCS-PT105Ⅱ型差压变送器进行静压测量,压力测点在距离实验段进出口的20 mm处,温度测点则在40 mm处。此外,在冷、热气流的入口前均布置了流量计及热线风速仪用来测量入口流量及入口湍流度、速度等,并且有总压探针测量入口气流的总压。实验段的测点图如图4所示。本文共进行了15个工况的测试,分为3组,工况1为冷热气流的温度不变、流速相同;工况2为冷热气流的流速不变、温度不同;工况3为冷热气流的温度不变、流速不同。测试的具体工况见表1。

图4 实验段的测点图Fig.4 Measuring points in experimental sections

表1 实验工况Table 1 Experimental conditions

1.2 数值模型

采用Hwang等的相似模型[15]进行数值验证,图5给出了具体的验证模型,并标出了实验结果和数值结果的对比区域。使用不同的湍流模型之后,发现SST湍流模型有较好的效果。图6给出了验证结果,图6a给出了对比区域当地Nu分布的实验值和模拟值,其中x为测试区域的宽度,z为高度,d为凸坑直径。可以看出,两者的分布趋势基本吻合。图6b为不同Re下对比区域平均Nu的实验值和模拟值,两者的误差在5%以内,这说明SST湍流模型能较好地吻合实验结果,所以本文的数值计算均采用SST湍流模型。

图5 验证模型Fig.5 The validation model

(a)对比区域的当地Nu分布

(b)对比区域的图6 验证结果Fig.6 Validation results

本文的数值计算使用与实验模型尺寸1∶1的模型。为了研究方便和节省计算资源,仅选取了一个1×1交叉型通道,如图7所示。模型主要包括三部分,冷气侧流体、金属板片和热气侧流体。为了消除进出口的回流等计算问题,本文在通道的入口和出口各加了150 mm的入口稳流段和出口稳流段,稳流段的宽度为400 mm,高度为20 mm,其他参数同1.1小节。计算时的边界条件设置如下:通道入口条件跟实验条件一致,给定温度和压力,详见表1的实验工况,入口湍流度给定为5%,通道出口给定为一个标准大气压。两侧流体与金属板片接触的壁面设置为流-固耦合边界条件,对于耦合传热模型,将固体域与流体域对应壁面设置为耦合面,流固交界面上不考虑发生的辐射、烧蚀相变等过程,则流固交界面上满足能量连续性条件,即温度和热流密度相等,其余壁面均设置为绝热无滑移壁面。数值模拟采用ANSYS CFX完成,基于有限元的有限差分法离散控制方程,构建全隐式耦合多重网格,并求解三维可压缩的雷诺时均N-S方程。方程中的扩散项、源项和对流项的离散使用高精度离散格式,整体残差收敛水平到10-6。

图7 本文的数值模型Fig.7 The numerical model in this study

圆台扰流换热器的冷气侧通道计算域网格模型如图8所示。采用六面体结构化网格进行网格划分,近壁面区域进行了网格加密,近壁面第一层网格为0.001 mm,网格增长比为1.2,这样的网格划分策略可以保证壁面y+小于1。此外,热气侧通道采用上述相同的网格划分策略;金属板片则采用非结构化网格进行划分。

图8 网格示意图Fig.8 The grid diagram

为保证数值方法的可靠性和经济性,首先对数值模型划分了6套网格,即总网格数分别为270万、380万、560万、830万、980万和1 100万,以进行网格无关性的验证。采用基础工况,热气侧通道入口温度为180 ℃,冷气侧通道入口温度为30 ℃,流速均为4 m/s。表2显示,当网格数量达到980万时,冷气侧通道的进出口压差和传热壁面的平均Nu均已基本不变,即达到了网格无关性的要求。

表2 网格无关性验证Table 2 Grid independence verification

图9给出了数值模拟结果和实验结果的对比,采用工况1的条件,给出了不同流速V下总传热系数K的实验值和模拟值,结果表明模拟值和实验值的误差在5%以内,证明了本文数值计算模型的有效性。

图9 数值方法的验证Fig.9 Validation of the numerical method

2 数据处理方法

换热器的总传热系数、换热量和对数平均温差的定义如下

K=Q/(AΔtm)

(1)

(2)

(3)

式中:Qloss为系统的热量损失;A为换热面积;m为气流的质量流量;cp为气流的比定压热容;Thi、Tho、Tci、Tco分别为热气侧和冷气侧通道的进出口温度。

采用等流速法[20-21]计算得到换热器两侧通道的传热经验公式,其形式如下所示

(4)

(5)

式中:C为常数项;n为指数项。

本文研究的换热器冷、热气侧的通道结构相同且介质均为空气,因此,两侧通道的经验公式中选取相同的待求参数C和n。

Re=VD/ν

(6)

Nu=hD/λ

(7)

总传热系数和各热阻之间的关系式如下

(8)

根据等流速法,综合式(4)～(8)可得

(9)

式中:h为壁面的换热系数;V为流速;κ为板片的导热系数;ν为运动黏度;λ为空气的导热系数,下标c和h分别表示冷气侧和热气侧。对式(9)进行回归分析可得到参数C和n的值。

此外,在数值模拟中用到了传热壁面的当地Nu,定义

Nu=qD/[(Tw-(Tin+Tout)/2)λ]

(10)

式中:q为壁面的热流密度;Tw为壁面的当地温度;Tin、Tout分别为通道入口和出口处的气流温度。

表征通道阻力性能的摩擦系数f的定义为

f=ΔpD/(2ρLV2)

(11)

式中:f为摩擦系数;Δp为压差;ρ为密度。

表征通道综合换热性能的综合换热因子

G=(Nu/Nu0)/(f/f0)1/3

(12)

式中:Nu0和f0分别为光滑通道的平均Nu和摩擦系数。参考文献[9,12]中相似结构的处理方法,计算公式为

Nu0=0.023Re0.8Pr0.4

(13)

f0=0.079Re-0.25

(14)

Bejan等提出可以用熵产Sgen表示换热器的不可逆损失,并给出无量纲的熵产数Ns[19],定义如下

(15)

(16)

式中:R为空气气体常数,取287 J/(kg·K);Phi、Pho、Pci、Pco分别为热气侧和冷气侧通道的进出口压力。

为了保证实验的准确性和可靠性,需要对实验测量进行不确定度分析。本实验的不确定度见表3。

表3 实验的不确定度Table 3 Uncertainty of the experiment

3 实验结果及分析

3.1 冷气侧通道的传热特性

由于本文研究的换热器冷、热气侧的通道结构相同且介质均为空气,为了研究方便,只针对冷气侧通道的传热、流动特性开展研究。流速为2、4、8、12、16 m/s时,对应的雷诺数分别为4 772、 9 545、19 090、28 636、38 181。图10给出了当Re为9 545、19 090和28 636时传热壁面的当地Nu分布云图。从图中可知,在不同的Re下,传热壁面的当地Nu呈现出相似又不同的分布。相似之处在于:气流刚进入通道的时候都出现一个入口效应,即传热壁面在入口与气流刚接触的区域存在较高的换热系数;圆台凸起的迎风面由于气流的直接冲刷,形成较高的换热系数;圆台凸起的背风面由于气体的扰流等因素,出现一个低换热区;圆台凹坑的尾部区域有较高的换热,而在凹坑位置出现低换热区域。不同之处在于:随着Re的增大,圆台凸起迎风面和圆台凹坑尾部的强换热区域面积在增大,而凹坑位置低换热区域的面积在逐步减小。

(a)Re=9 545

(b)Re=19 090

(c)Re=28 636图10 不同Re下传热壁面的当地Nu分布云图Fig.10 Local Nu distribution on the heated wall at different Re

图11给出了当温比为4、5和6时传热壁面的当地Nu分布云图。从图中可以看出,扰流结构共有9行和9列,偶数行为圆台凸起,奇数行为圆台凹坑,图中第6行为圆台凸起;偶数列为圆台凹坑,奇数列为圆台凸起,图中第2列为圆台凹坑。当温比为4时,第2列圆台凹坑的尾迹传热增强效果最为显著,而当温比为5时,效果次之,当温比增大到6时,效果最弱;第4列的圆台凹坑的尾迹传热增强效果在温比为6时最显著,而当温比为4和5时效果基本相同。这可能是由于在不同的温比下局部的传热差异造成的。从图中还可知,不同温比下传热壁面的整体Nu分布云图变化不大,这说明温比对冷气侧通道的传热影响不大。

(a)Th/Tc=4

(b)Th/Tc=5

(c)Th/Tc=6图11 不同温比下传热壁面的当地Nu分布云图Fig.11 Local Nu distribution on the heated wall at different temperature ratios

图12是流速比为1、2和3时传热壁面的当地Nu分布云图,可以看出,当流速比从1增大到3时,传热壁面的当地Nu分布基本没有发生变化,只是局部略有不同,如第4列圆台凹坑下游的当地Nu分布;当流速比为1和2时,圆台凹坑下游出现了较为明显的高换热区域,而当流速比为3时,这种现象并不显著。总体而言,流速比对冷气侧通道的传热影响不大。

(a)Vh/Vc=1

(b)Vh/Vc=2

(c)Vh/Vc=3图12 不同流速比下传热壁面的当地Nu分布云图Fig.12 Local Nu distribution on the heated wall at different velocity ratios

图13给出了冷气侧通道的Nu随雷诺数、温比和流速比的变化规律,图13b和13c中所示的虚线为基础工况(热气侧的进口温度为180 ℃,冷气侧的进口温度为30 ℃,流速均为4 m/s)下,冷气侧通道Nu的±5%的误差量。从图13a可知,冷气侧通道的Nu随着Re的增大而线性增大,当Re从4 772增大到38 181时,Nu增大了6.72倍;从图13b可知,当温比增大时,Nu呈现了一定的波动,但数值均处于基础工况时Nu的5%误差线以内;从图13c可知,当流速比增大时,Nu也基本保持不变。此外,冷气侧通道相较于光滑圆管的传热系数比Nu/Nu0在不同雷诺数、温比和流速比下的分布与其Nu的分布基本相同,当Re从4 772增大到38 181时,换热系数提高了1.67～2.13倍;而在不同温比和流速比下,换热系数提高了约1.72倍。这说明,温比和流速比对圆台扰流换热器冷气侧通道的传热影响不大,传热系数的变化主要受Re的影响。

(a)雷诺数的影响

(b)温比的影响

(c)流速比的影响图13 Nu的变化规律Fig.13 Changeable rule of the Nusselt number

3.2 冷气侧通道的流动特性

图14给出了当Re为9 545、19 090和28 636时传热壁面的流场分布。从图中可以看出,随着Re的增大,壁面的流场呈现不同的流态,当Re为9 545时,圆台凸起下游的区域还不能形成完整的肾形涡,当Re增大到19 090和28 636时,上述区域形成了两个基本对称的肾形涡;随着Re的增大,肾形涡的大小几乎没有发生变化,而涡旋的速度明显提高。圆台凹坑附近的流场随着Re的增大并无明显变化,只是流速得到显著提高。结合图10中传热壁面中当地Nu分布云图可知,流体流经圆台凸起时,由于冲击作用,在两侧加速往后方流动,这会削弱附近区域的流动和温度边界层,因此在第一列圆台凸起的迎风面出现一个弧形的强换热区。

(a)Re=9 545

(b)Re=19 090

(c)Re=28 636图14 流场随Re的分布Fig.14 Distribution of the flow field with different Re

图15给出了温比为4、5和6时传热壁面的流场分布。从图中可知,当温比从4增大到6时,传热壁面的整体流场分布基本一致,但局部的分布略有不同,如圆台凸起下游区域的流场分布,在不同的温比下呈现出了不同的流态,这可能是由于不同的温比导致局部区域的传热不同,从而影响了流体的物性参数,导致出现了不同的流态。但总体而言,温比的变化对传热壁面的流场分布影响不大。

(a)Th/Tc=4

(b)Th/Tc=5

(c)Th/Tc=6图15 流场随温比的分布Fig.15 Distribution of the flow field with different temperature ratios

图16给出了传热壁面的流场随流速比的分布。从图中可知,当流速比从1增大到3时,传热壁面的流场分布基本没有发生变化,只是在局部略有不同,这说明流速比对传热壁面的流场分布影响不大。结合图12中传热壁面的当地Nu分布可知,通道上下两侧受到边界的限制,此处流场的扰动不大且基本趋于平稳,随着气流的流动,边界层逐渐变厚,所以上下两侧的局部Nu逐步降低;此外,由于圆台凸起和凹坑的相互作用,流动在第3列圆台凸起出发生了分离,所以在此处出现了两侧高换热区域。

上述结果表明,温比和流速比对换热器冷气侧通道的流场基本没有影响,下文分别对圆台凸起和圆台凹陷区域进行更加详细的流动分析。图17给出了第4行圆台凸起的中心截面的湍动能分布图。从图中可以看出,不同雷诺数下湍动能的分布相似,但随着雷诺数的增大,湍动能的强度增大,当Re从4 772增大到38 181时,整体湍流度强度增大了10.25倍。从图中还可以看出,在第1个圆台凸起的前缘,上下两侧的近壁面形成了高湍流区,这极大地削弱了当地的流动边界层,形成较高的传热系数,这就解释了图10中圆台凸起的迎风面出现一个弧形的强换热区。同时,随着雷诺数的增大,中心截面整体湍流强度增大,加强了气流的扰动,增强了换热系数。

(a)Vh/Vc=1

(b)Vh/Vc=2

(c)Vh/Vc=3图16 流场随流速比的分布Fig.16 Distribution of the flow field with different velocity ratios

(a)Re=9 545

(b)Re=19 090

(c)Re=28 636图17 凸起中心截面湍动能随Re的分布Fig.17 Distribution of turbulence kinetic energy with different Re in the central section of protrusion

图18给出了第5行圆台凹坑的中心截面的湍动能分布图。从图中可以看出,不同雷诺数下中心截面的湍动能分布相似,即在圆台凹坑的前缘底部区域有较低的湍流强度,形成低速漩涡区;但在圆台凹坑的尾部有高湍流强度区,扰流剧烈。当Re从4 772增大到38 181时,整体湍流度强度增大了9.43倍。从图中还可以看出,圆台结构在高度方向上产生不对称气流,随着雷诺数的增大,中心截面整体的扰动增大,尤其是圆台凹坑前缘低速漩涡区的湍流强度也变强,这样可以有效破坏层流边界层,提高气流紊流程度,提高换热壁面的对流传热系数。这也解释了图10传热壁面的当地Nu分布云图中,随着Re的增大,圆台凹坑尾部的强换热区域面积在增大,而凹坑位置低换热区域的面积逐步减小。

(a)Re=9 545

(b)Re=19 090

(c)Re=28 636图18 湍动能随Re的分布Fig.18 Distribution of turbulence kinetic energy with different Re

图19对比给出了冷气侧通道的摩擦系数随雷诺数、温比和流速比的变化规律。从图19a可知,摩擦系数随着Re的增大呈现先增大后基本保持不变的趋势;从图19b可知,随着温比的增大,摩擦系数基本线性增大,但温比对摩擦系数的影响也存在一定的范围,其影响因素不会超过雷诺数;从图19c可知,当流速比从0.5增大到4.0时,摩擦系数随着流速比的增大呈现先增大后减小然后基本保持不变。此外,冷气侧通道相较于光滑圆管的摩擦系数比f/f0在不同雷诺数、温比和流速比下的分布与其摩擦系数的分布基本相同。当Re从4 772增大到38 181时,阻力系数增大了5.13～12.16倍;当温比从4增大到9时,阻力系数增大了5.80～7.19倍。综合而言,雷诺数对摩擦系数比的影响大于温比和流速比。综上可知,随着雷诺数、温比和流速比的增大,摩擦系数呈现出3种分布,其中雷诺数对摩擦系数的影响最大。

(a)雷诺数的影响

(b)温比的影响

(c)流速比的影响图19 3种工况下通道f的变化规律Fig.19 Changeable rule of the friction coefficient f of the channel under 3 working conditions

3.3 冷气侧通道的综合热力性能

图20给出了3种工况下换热器的冷气侧通道综合性能的分布。从图20a可知,综合换热因子随着Re的增大先减小后增大,当Re为19 090时到达了最低点;从图20b可知,综合换热因子随着温比的增大呈线性减小趋势;从图20c可知,综合换热因子随着流速比的增大同样线性减小。此外,从图中还可知,在3种工况下,冷气侧通道的综合换热因子均小于1,相较于光滑通道,冷气侧通道的换热有一定的提升,但其阻力的增幅更大,所以综合热力性能不佳。说明本文提出的圆台结构在流动传热上还有很大的改善空间,后续需要综合考虑圆台的角度、排布及间距等的影响,并通过参数优化得到既有支撑作用并有优良综合换热性能的圆台结构。经过计算可知,与光滑通道相比,当Re从4 772增大到38 181时,综合换热因子降低了4.13%～10.23%;当温比从4增大到9时,综合换热因子降低了4.68%～10.72%;当流速比从0.5增大到4时,综合换热因子降低了7.69%～13.19%。

(a)雷诺数的影响

(b)温比的影响

(c)流速比的影响图20 3种工况下通道综合换热因子的变化规律Fig.20 Changeable rule of the comprehensive heat transfer factor of the channel under 3 working conditions

3.4 3种工况下换热器的不可逆损失

熵产数表示整个系统的不可逆损失,熵产数越大,表示系统的不可逆损失越大,换热器的性能越差。图21给出了3种工况下熵产数的分布。从图21a中可知,熵产数随着Re的增大逐渐减小,当Re达到20 000以上时,熵产数基本处于0.017;从图21b中可知,熵产数随着温比的增大呈线性增大趋势,且数值从0.011增大到了0.058,增大了5.27倍;从图21c中可知,熵产数随着流速比的增大先减小后增大,当流速比大于2时,增速明显放缓,且当流速比大于1时,熵产数分布在0.023左右。从图中还可知,为了得到更小的熵产数,使换热器的不可逆损失降到最低,在研究参数范围内,可选择更低的温比,Re应大于20 000,流速比也应大于1。

(a)雷诺数的影响

(b)温比的影响

(c)流速比的影响图21 3种工况下换热器熵产数的变化规律Fig.21 Changeable rule of the entropy generation of heat exchanger under 3 working conditions

3.5 换热器传热准则式的拟合及误差

根据实验数据,拟合得到了传热准则式

(17)

(18)

式(17)和(18)分别为通过等流速法得到的圆台扰流空气换热器热、冷气侧通道的传热准则式。图22对比给出了总传热系数K的实验值与根据传热准则式所得的计算值。由图22可知,基于传热准则式计算的总传热系数可以较好地匹配其实验值。图中还给出了总传热系数实验值±5%的误差量,由图可知,在工况1下,总传热系数的实验值和计算值吻合得最好,最大误差为3.31%;在工况2下,两者的误差随着热气侧通道入口温度的增大而减小,误差均在5%以内,最大误差为4.21%;在工况3下,两者的误差随着热气侧通道入口速度的增大而增大,当流速大于8 m/s时,在实验范围内,最大误差超过6.72%。这说明,基于等流速法求得的传热经验公式在应用于不同温比和流速比的工况时会有一定的偏差,但在误差允许范围内,也可以应用到这两种工况中。综上所述,通过等流速法得到的传热准则式可以较好地应用于不同种类工况的交叉流换热器。由图10还可知,总传热系数随着流速的增大呈线性增大趋势,当流速从2 m/s增大到8 m/s时,总传热系数从9.99 W/(m2·K)增大到了52.56 W/(m2·K),增大了5.26倍;总传热系数随着温比的增大会略微降低,随着流速比的增大而增大。这说明总传热系数主要受到Re和流速比的影响,温比对总传热系数的影响不大。