第１１卷 第４期 ２（）１ １ 年８月 剜 室谰 １２１—１２８ ＲＥＦＲＩＧＥＲＡＴ１０Ｎ ＡＮＤ ＡＩＲ—Ｃ０ＮＤＩＴＩｏＮＩＮＧ ＝小 一ｌ 关键几何参数对人字形波纹钎焊板式 换热器换热性能影响的分析 ＊ 乔晓刚 ’ 崔立棋 ’ 韩晓红 ¨（浙江建设职业技术学院） 陈光明 （浙江大学） 摘 要 以水一水热交换器为例，以ＣＦＤ模拟软件为手段，以 一ｅ模型为基础构建人字形波纹板式换热器模 型，并系统分析波纹倾角、波纹深度、波纹间距这３个重要几何参数对换热器内部温度场、压力场、流场及平均 努塞尔数和流动阻力的影响。研究结果表明，触点是板间换热效果最好的点，触点的扰流作用使流体在触点 周围湍流程度最高，传热得到强化，这也是板式换热器内流体在雷诺数较低时发生湍流的主要原因；另一方面， 流体经过触点后压力损失较大，是产生阻力损失的主要原因。波纹倾角是最重要的一个影响参数，最优波纹倾角 在６（）。附近，此时换热效果较好而阻力尚未达到最大；波纹深度增加，平均努塞尔数增大，换热效果趋于好转，板问 压力降也逐渐降低。但随着波纹深度的增加，结垢的倾向也会增加，因此较为合理的波纹深度应该在４～５ ｒｍｎ之 问；在给定的边界条件下，通过计算所得的波纹间距与波纹深度之比在３～４范围内时换热器Ｊ生能较好。 关键词ＸＶ－形波纹；板式换热器；触点；传热性能；流动阻力；制冷；空调 Ｓｔｕｄｙ ｏｎ ｔｈｅ ｅｆｆｅｃｔ ｏｆ ｔｈｒｅｅ ｋｅｙ ｇｅｏｍｅｔｒｉｃ ｐａｒａｍｅｔｅｒｓ ｂｒａｚｅｄ ｐｌａｔｅ ｈｅａｔ ｅｘｃｈａｎｇｅｒ ｏｎ ｔｈｅ ｈｅａｔ ｔｒａｎｓｆｅｒ ｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅ Ｑｉａｏ Ｘｉａｏｇａｎｇ Ｌｉ Ｐｅｎｇ。 Ｃｕｉ Ｌｉｑｉ ’Ｈａｎ Ｘｉａｏｈｏｎｇ Ｃｈｅｎ Ｇｕａｎｇｍｉｎｇ ’（Ｚｈｅｊｉａｎｇ Ｃｏｌｌｅｇｅ ｏｆ Ｃｏｎｓｔｒｕｃｔｉｏｎ） （Ｚｈ＠ａｎｇ Ｕｎｉｖｅｒｓｉｔｙ） ＡＢＳＴＲＡＣＴ Ｂａｓｅｄ ｏｎ ｔｈｅ ＣＦＤ Ｆｌｕｅｎｔ ｓｏｆｔｗａｒｅ，ｂｕｉｌｄｓ ａ ｃｈｅｖｒｏｎ ｃｏｒｒｕｇａｔｅｄ ｐｌａｔｅ ｈｅａｔ ｅｘｃｈａｎｇｅｒ ｍｏｄｅｌ，ａｎｄ ｓｙｓｔｅｍａｔｉｃａｌｌｙ ａｎａｌｙｚｅｓ ｔｈｅ ｉｎｆｌｕｅｎｃｅ ｏｆ ｔｈｒｅｅ ｉｍｐｏｒｔａｎｔ ｐａｒａｍｅｔｅｒｓ ｏｆ ｇｅｏｍｅｔｒｙ—ｃｏｒｒｕｇａｔｅｄ ａｎｇｌｅ，ｃｏｒｒｕｇａｔｅｄ ｄｅｐｔｈ，ｃｏｒｒｕｇａｔｅｄ ｓｐａｃｉｎｇ ｏｎ ｔｈｅ ｉｎｔｅｒｎａｌ ｔｅｒｎ— ｐｅｒａｔｕｒｅ ｆｉｅｌｄ，ｐｒｅｓｓｕｒｅ ｆｉｅｌｄ，ｆｌｏｗ ｆｉｅｌｄ，ａｖｅｒａｇｅ Ｎｕｓｓｅｈ ｎｕｍｂｅｒ ａｎｄ ｆｌｏｗ ｒｅｓｉｓｔａｎｃｅ Ｏｎ ｔｈｅ ｗａｔｅｒ—ｗａｔｅｒ ｐｌａｔｅ ｈｅａｔ ｅｘｃｈａｎｇｅｒ．Ｔｈｅ ｒｅｓｕｌｔｓ ｓｈｏｗ ｔｈａｔ ｔｈｅ ｃｏｎｔａｃｔ ｐｏｉｎｔｓ ａｒｅ ｔｈｅ ｂｅｓｔ ｐｌａｃｅｓ ｆｏｒ ｈｅａｔ ｔｒａｎｓｆｅｒ ｂｅｔｗｅｅｎ ｔｗｏ ｈｅａｔ ｅｘｃｈａｎｇｅｒ ｐｌａｔｅｓ ａｎｄ ｔｈｅ ｄｉｓｔｕｒｂａｎｃｅ ｏｆ ｃｏｎ— ｔａｃｔ ｐｏｉｎｔｓ ｍａｋｅ ｔｈｅ ｓｔｒｏｎｇｅｓｔ ｔｕｒｂｕｌｅｎｃｅｓ ａｒｏｕｎｄ ｔｈｅ ｃｏｎｔａｃｔ ｐｏｉｎｔｓ，ｗｈｉｃｈ ｉｓ ｔｈｅ ｍａｉｎ ｒｅａｓｏｎ ｔｈａｔ ｔｈｅ ｆｌｕｉｄ ｔｕｒｂｕｌｅｎｃｅ ｏｃｃｕｒｓ ａｔ ｊｏｗｅｒ Ｒｅｎａｕｌｔ ｎｕｍｂｅｒ ｆｏｒ ｔｈｅ ｐｌａｔｅ ｈｅａｔ ｅｘ－ ｃｈａｎｇｅｒ ａｎｄ ｔｈｅ ｈｅａｔ ｔｒａｎｓｆｅｒ ｉｓ ｅｎｈａｎｃｅｄ．Ｏｎ ｔｈｅ ｏｔｈｅｒ ｈａｎｄ，ａ ｇｒｅａｔｅｒ ｐｒｅｓｓｕｒｅ １ＯＳｓ Ｏｃ— ｃｕｒｓ ａｆｔｅｒ ｔｈｅ ｆｌｕｉｄ ｐａｓｓｅｓ ｂｙ ｔｈｅ ｃｏｎｔａｃｔ ｐｏｉｎｔ，ｗｈｉｃｈ ｉｓ ｔｈｅ ｍａｉｎ ｐａｒｔ ｏｆ ｔｏｔａｌ ｐｒｅｓｓｕｒｅ ｌｏｓｓ ｉｎ ｔｈｅ ｐｌａｔｅ ｈｅａｔ ｅｘｃｈａｎｇｅｒ．Ａｍｏｎｇ ｔｈｅ ｔｈｒｅｅ ｇｅｏｍｅｔｒｉｃ ｐａｒａｍｅｔｅｒｓ，ｃｏｒｒｕｇａｔｅｄ ａｎｇｌｅ ｉｓ ｔｈｅ ｍｏｓｔ ｉｍｐｏｒｔａｎｔ ｏｎｅ ａｎｄ ｔｈｅ ｂｅｓｔ ｃｏｒｒｕｇａｔｅｄ ａｎｇｌｅ ｉｓ ａｂｏｕｔ ６０。ｗｉｔｈ ａ ｇｏｏｄ ｈｅａｔ ｔｒａｎｓｆｅｒ ｅｆｆｅｃｔ ａｎｄ ａ ｍｏｄｅｒａｔｅ ｆｌｏｗ ｒｅｓｉｓｔａｎｃｅ．Ｔｈｅ ａｖｅｒａｇｅ Ｎｕｓｓｅｌｔ ｎｕｍｂｅｒ ｉｎｃｒｅａｓｅｓ ａｓ ｔｈｅ ｃｏｒｒｕｇａｔｅｄ ｄｅｐｔｈ ｉｎｃｒｅａｓｅｓ ｗｈｉｃｈ ｅｎｈａｎｃｅｓ ｔｈｅ ｈｅａｔ ｔｒａｎｓｆｅｒ ｗｉｔｈ ａ ｄｅｃｒｅａｓｅｄ ｐｒｅｓｓｕｒｅ ｌｏｓｓ ｂｕｔ ｉｓ ａｐｔ ｔｏ ｓｃａｌｅ，ｔｈｕｓ ａ ｃｏｒｒｕｇａｔｅｄ ｄｅｐｔｈ ｏｆ ４～５ ｍｍ ｉｓ ａｐｐｒｏｐｒｉａｔｅＩｔ ｉｓ ａｌｓｏ ｆｏｕｎｄ ．ｔｈａｔ ａ ｒａｔｉｏ ｏｆ ｔｈｅ ｃｏｒｒｕｇａｔｅｄ ｓｐａｃｉｎｇ ｔｏ ｔｈｅ ｃｏｒｒｕｇａｔｅｄ ｄｅｐｔｈ ｏｆ ３４４ ｉｓ ａｐｐｒｏｐｒｉａｔｅ ａｔ ｔｈｅ ｓｐｅｃｉｆｉｅｄ ｂｏｕｎｄａｒｙ ｃｏｎｄｉｔｉｏｎ． ＫＥＹ ＷＯＲＤＳ ｃｈｅｖｒｏｎ ｃｏｒｒｕｇａｔｅｄ；ｐｌａｔｅ ｈｅａｔ ｅｘｃｈａｎｇｅｒ；ｃｏｎｔａｃｔ ｐｏｉｎｔ；ｈｅａｔ ｔｒａｎｓｆｅｒ ｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅ； ｆｌｏｗ ｒｅｓｉｓｔａｎｃｅ；ｒｅｆｒｉｇｅｒａｔｉｏｎ；ａｉｒ－ｃｏｎｄｉｔｉｏｎｉｎｇ ＊２０１０年浙江省建筑节能资金补助项目（热混合型板式换热器流动与传热特隘研究）；２（／０９年浙江建设职业技术学院院级科研项目（２【１ （】） 收稿日期：２０１１＿ｆ）４—１８ 作者简介：韩晓红，博士，副教授，主要从事制冷及低温研究。 剖垮 室溯 第１１卷 换热器是制冷装置中不可缺少的设备，其在 质量、体积和金属消耗量上占整个制冷装置的 ５０ 以上，且其对整个系统的制冷性能会产生重 布置、气流速率对板式换热器温度分布及流动特 性的影响。Ｐｒａｂｈａｋａｒａ等 ８ 通过实验方法研究了 流动通道数目对波纹板式换热器热力性能的影 大影响。因此，提高换热器的传热效率，减少质 量、体积和金属消耗量一直是制冷技术中重要的 响，提出了无量纲通道流速的概念，用来根据平均 通道流量计算特定通道的流量偏差。Ａｙｄｌｎ等ｐ］ 实验研究了表面几何形状对包括波纹板式换热器 在内的３种板式换热器传热性能、摩擦因子及炯损 失的影响。蔡毅等口。］建立了与人字形波纹板片完 研究方向。焊接型板式换热器由于具有结构紧 凑、质量轻、换热性能好、运行成本低等优点已被 制冷空调领域广泛应用，且随着制冷技术的迅速 发展和各种大型工业制冷装置的大规模应用，各 种制冷用焊接型板式换热器获得了更为广阔的市 场和应用前景。但是理论分析和实验研究均表 明，钎焊板式换热器的不同板型结构对制冷系统 的运行具有重要影响，因此，优化制冷用钎焊板式 换热器的结构，提高换热性能，充分发挥其潜在的 节能减排优势，具有重要的研究价值。 影响板式换热器传热性能与流动阻力的因素 较多，波纹倾角、波纹深度、波纹间距是３个主要影 响因素。目前许多研究人员对该方面进行了研 究，如Ｒｅｉｎｈａｒｄ等＿１］实验研究了水蒸气、正庚烷在 垂直三通道人字形波纹板式换热器完全冷凝时的 传热和压降特性，分析观察了冷凝负荷及波纹几 何条件对传热系数和摩擦压降的影响。Ｋｈａｎ 等ｌ２］对Ｒｅ数从５００到２ ５０／），Ｐｒ数从３．５到６．５ 时波纹板式换热器的单相强制对流换热系数进行 了实验研究，结果表明波纹倾角、Ｒｅ数对换热系数 有很大影响，提出了包含Ｒｅ数、Ｐｒ数以及波纹倾 角的Ｎ“数函数关联式。Ｍｉｎｓｕｎｇ等ｌ＿３］研究了可 用于替代传统开式冷却塔的风冷式板式换热器的 传热性能，实验结果表明双波板式换热器风冷侧 的传热系数比单波板式换热器高出近５０ ，但同 时它的压降也要高出大约３０ 。Ｚｈａｎｇ等 ｊ基于 有限元法和低Ｒｅ数 ｅ紊流模型，建立了三维预 测模型，数值模拟了板式换热器波纹板的热力性 能，给出了具有正弦型、三角形、梯形、矩形及椭圆 形波纹的板式换热器的速度、温度、Ｒｅ数分布及流 线图，计算了反映换热器热力性能的Ｎｕ数和摩擦 因子厂，并分析了最佳的波纹形状和波纹倾角。 Ｋｉｔｔｉ等 采用实验方法研究了Ｖ字波纹板式换热 器内气液两相流的流型和压降特性。Ｈａｒｉｋａ等［６］ 基于计算流体力学ＣＦＤ对９片波纹板组成的板式 换热器进行了建模，用模拟数据结果的图表形式 来分析板式换热器的性能。ＰａｉｓａｒｎＥ 数值模拟了 定热流密度下波纹板不同的几何形式、波纹板的 全相同的，含分配区和传热区冷热双流道换热的 计算模型，用计算流体力学软件Ｆｌｕｅｎｔ ６．３数值 模拟了不同名义速度下流体的流动和换热情况， 通过分析流道内速度场和温度场，发现进口分配 区对流体流动分布和换热都有显著影响。栾志 坚等Ｅ“］应用数值计算软件对人字形波纹板式换 热器内板片间的流场进行了模拟，模拟结果验证 了相关文献关于波纹倾角 对波纹板片间流体流 动形态的影响规律，同时还探讨了波纹几何参数 对人字形波纹板片间流体流动形态的影响机制。 马学虎等口 实验测定了２种不同板式换热器在低 Ｒｅ数（２００＜Ｒｅ＜１ ３００）条件下的传热性能及阻力 特性。陈文超等口 根据数值计算软件Ｆｌｕｅｎｔ对 人字形板式换热器进行温度场的数值模拟，得出 了冷、热流体的各自通道的温度分布。 此外，国内一些学者采用染色示踪法对人字 形波纹槽道和斜波纹槽道进行了流型观察，得到 一些有益结论。对传热单元的传热实验Ｓｐａｒｒｏｗ 采用的是恒壁温加热法，但国内的实验技术较难 实现，一般采用大电流恒热流法。在湍流换热状 态下，两者区别不大，后者更接近实际。采用局部 组合通道内的可视化及传热机制研究方法来推算 整个板片的传热及流阻特性对开发板片有一定的 指导意义。 由于板式换热器的流道形状复杂，板片形式 多种多样，目前运用实验的方法很难详细地了解 板式换热器板片几何参数对换热器内部温度场、 压力场、流场等流动与换热特性的影响。因此，寻 找一种高效可行的方法研究板式换热器板问流动 与换热是十分必要的。笔者通过建立数学模型， 并基于ＣＦＤ软件对板片不同波纹倾角、波纹深度 和波纹间距下的换热器内部温度场、压力场、流场 等流动与换热特性进行了数值模拟计算，详细分 析这些参数对于板式换热器流动与换热的影响规 律，为进一步的板式换热器优化设计奠定了理论 第４期 乔晓刚等：三个关键几何参数对人字形波纹钎焊板式换热器换热性能影响的分析 ・１２３・ 基础。 ｌ研究对象及网格划分 １．１研究对象 考虑数值模拟过程中精度与效率的关系，笔 者截取人字形波纹板式换热器主流区进行计算分 析，如图１所示。板片主流区外形尺寸为５０ ｍｍ ×１００ ｍｌＴｌ，波纹倾角 的范围为３０。～８０。，波纹深 度ｈ的范围为２～６ ｍＥ，波纹间距 的范围为８～ ２４ ｍｍ。不同 ，ｈ和 下的板片几何参数见表１。 图１ 人字形波纹板式换热器主流区 表１ 不同波纹倾角、波纹深度与波纹间距的板片几何参数 １．２网格的划分 非结构化网格使用较为方便，外形越复杂越 能显示其优越性。计算结果的精度主要受非结构 化网格在单元面、体积处理方法的影响。在板式 换热器内部，人字形波纹板相间而形成的流道是 复杂多变的。为了追求较好的网格质量以获得较 高的计算精度，本次模拟采用非结构化四面体网 格，网格步长为０．５ ｍｍ，网格数５０万左右，如图２ 所示。 １．３边界条件的设置 在本次数值模拟过程中，进口采用速度入口： 图２人字形波纹钎焊板式换热器网格划分 热水侧进口温度为３２１ Ｋ，冷水侧进口温度为２９４ Ｋ；出口采用压力出口，背压为一个标准大气压。 壁面条件设置：居中的３片波纹板按无内热源导热 壁面设置，设置参数见表２，其余面按绝热边界 设置。 表２导热壁面参数设置 材料 ３１６Ｉ 厚度／ｍｍ ０．３ ｐ｝（ｋｇ／ｍ￣ ８（）０（】 Ｃｐ／｛Ｊ／（ｋｇ・Ｋ）） ４５７．６ ／（Ｗ／（ｍ・Ｋ）） １５．２６ ２数值模拟与结果讨论 笔者以水一水换热器为例分析人字形波纹板式 换热器中各几何参数对于流动与换热性能的影 响。采用的数学模型为 一ｅ模型［１ ，在进行数值 计算时作如下假设： １）工作介质为不可压缩的牛顿流体； ２）重力和由于密度差异引起的浮升力忽略 不计； －１２４・ 捌痔 室湖 第１１卷 ３）由于换热器内流体流速较低，忽略流体流 动时的黏性耗散所产生的热效应； ４）假设流体进口速度已知，出口压力恒定，进 口压力和出口速度为自由边界条件，温度分布服 从恒壁温条件。 所以，在人字形波纹板式换热器的设计中不能只 追求较高的换热系数，同时还要考虑压降，寻找换 热与阻力的合理匹配才是设计的重点。 ３）速度场 图５给出了不同波纹倾角／３时的速度场分布。 ２．１波纹倾角 对温度场、压力场、速度场、平均 Ｎｕ和流动阻力Ａｐ的影响 １）温度场 图３给出了不同波纹倾角 时的温度场分布。 ｌｆ＝３０。 ：＝５Ｏ。 一舅糜 ６０。 ７（）。 ８０ 图３不同波纹倾角 时的温度场分布 √＿：，０ ｌ＾ 曩 一…．ｒ ０一ｌ ｌｌ｜。ｌ ＿ 曩 ＿。 √ Ⅵ 从图３中可以观察到， 较小时在迎向流体侧 的触点处碰撞较为强烈，传热得到强化，而在背向 流体的一侧换热效果稍差。当 ＜６０。时，随着 的 增大流体分布趋于均匀，顺波纹流动流体减少，湍 流度加大，传热更加均匀充分。当 ＞６Ｏ。时，由于 ０ 一 触点减少，湍流程度降低，传热不再均匀，换热效 果开始变差。可见，在 为６０。左右时，人字形波纹 板式换热器的换热效果达到最佳。． 一㈠ ２）压力场 图４给出了不同波纹倾角 时的压力场分布。．。 ■一√ Ｌ 一 ． 。ｒｒ ——●躐蹬． １－．１兰 糕鍪：鬣Ｊ墓黧 互…～ｊ…一躜蹬＿ ＰｒｅＳＳＬＷｅ：－４Ｏ０．２００ ０ ２００ ４００ ６００ ８００ １０００ １２００ １４００ １６００ Ｉ８００２８００２２００ ｌ ｌ０ ｜ ｌｌ ｌ一 ｉｌ 一 毒｜ …ｌ 萋 零 ｌ ｊ ０ ０ ｌ ｌ＿ ｌ 瓣ｌ－ ／ ｌ０ ０／÷蟛澎ｉ誊；≈誉誊４ 碧瓣岳豳｜ ｉ 》 ｌｆ＝３ｏ。，８＝４０。８，＝５０。 羹８，＝６０。 ＝７０。 ＝８Ｏ。 图４不同波纹倾角 时的压力场分布 由图４可以看出，压力场分布与堆叠的人字形 板片结构相似，呈网格状，在触点处压力变化明 显。当Ｉ臼＜６０。，随着卢的减小，压力梯度较大，这 是由于 变小板问触点增多，阻力变大；当／３＞６ｏ。 时，随着 的增大，压力梯度再次增大。这主要是 由于切向力的一个分量与主流是反向的，导致压 力损失越来越大。此外，随着波纹倾角的增加，传 热系数增加，这点与Ｏｋａｄａ Ｋ．等＿＿１阳的描述相同。 ８，＝３０。，８＝４０。 ８，＝５０。 ６０。８，＝７０。８，＝８ｏ。 图５不同波纹倾角 时的速度场分布 由图５可以观察到人字形波纹板片的波纹倾 角 对板式换热器内部的流动有着很大的影响。 当 较小时，流体主要沿波纹槽流动，流体分布不 均，湍流程度小，换热效果差。当 增大时，流体顺 波纹槽流动减少，并呈现三维湍流，涡流密度增 大，传热效果明显改善。当／３＜６０。时，由图中流线 可以看出此时流动状态为２组十字交叉流，即流体 先在一侧板上沿沟槽流动，当达到板片边缘时折 转到另一板片的沟槽中；当 为８Ｏ。左右时，流体仍 主要沿沟槽流动，但折返点不再是板片的边缘而 是触点，呈连续的并行小波纹，即曲折流。这与 Ｆｏｃｋｅ由实验所得到的人字形波纹板板内流场分 布相吻合。 ４）Ｎｕ与Ａｐ 图６和图７分别给出了Ｎｕ和Ａｐ随波纹倾 角 的变化曲线。 ／（。） 图６ Ｎｕ随波纹倾角 的变化 由图６可以看出，在波纹倾角 由３０。增大到 ６（）。的过程中Ｎｕ持续增加，当波纹倾角／３＞６Ｏ。 第４期 乔晓刚等：三个关键几何参数对人字形波纹钎焊板式换热器换热性能影响的分析 该是， 增大导致板问触点减少。当板问触点减少 时，扰流作用减弱，致使换热效果变差，阻力变小。 由以上分析也可以看出：不能单独通过增大 来提 高人字形板式换热器的换热性能，而应综合考虑 传热和阻力问题，在其间寻找最优点。由图６和图 ７中数据可以看出，当 为６（）。和７（）。时，Ｎ“相差不 大，但７０。时的压力降约是６Ｏ。时的２倍。基于以 上考虑，当 ＝６０。时换热效果较好而阻力尚未达到 ／（。） 最大，所以人字形波纹板式换热器的最优 应在 ６Ｏ。附近。 ２．２波纹深度ｈ对温度场、压力场以及速度场的 影响 １）温度场 图７卸随波纹倾角 的变化 时，Ｎｕ开始减小，这与图３所给出的相符合；同时 由图７也可发现，在 逐渐增大时，流动的阻力损 失也在增大，但在７Ｏ。左右的时候压力降开始减小。 在 增大到７０。左右时２ｘｐ开始减小的主要原因应 图８给出了不同波纹深度ｈ时的温度场分布。 Ｊ＿．… 灞躁目一 ●●■Ｌｊ…Ｊ。￡ 霆 — Ｔｃｍｐｅｒａｔｍ＇￣：２９８ ２ ２９８４ ２９８ ６ ２９８ ８ ２９９ ２９９ ２ ２９９４ ２９９６ ２９９ ８ ３００ ３００ ２ 舅 ｈ＿３ｍｍ ｈ＝４ｍｍ ｈ＝５ｍｍ 图８不同波纹深度ｈ时的温度场分布 ＿＿＿＿＿Ｉ 一』 ．１ｉｌｉｌ 』 ＿－＿ｊ —Ｉ 毫鍪ｌ——ｌ羔 童匿 ＿＿Ｐｒｅｓｓｕｒｅ：－４００－２００ ０ ２００ ４００ ６００ ８００ ｌ０００ １２００ １４００ １６００ １８００ ２０００ ２２００ ｈ＝２ｉｒｌｍ 豳曩圈 ｈ＝３ｍｍ ｈ＝４ｍｍ ｈ＝５ｍｍ 图９不同波纹深度ｈ时的压力场分布 ０一ｆ ＿∥∥０ ｜＿ 囊 蠢 曩一 矗 一、｜０ 舅ｊ 。 缮。 ０ Ｉ≯嚣≯ ＊ 鬟 要 。¨≯… 囊。 。≯ ．｜ ｌ ｔ 。∽ ； ・ 砖 弛 。 ｒ‘０ ０ ｉ鬻 ： ‘ｔ珈 孽・ ｌ¨ 黪警。 “拳 嚣挚《Ｅ ０。 母§ ＊聪垴 ； ．｛ 尊≯ － 再 ｐ Ｊ ．．｝ ｌ＿ 一 蛰 Ｉ 。ｒ 。“ 。≯ ｜｜ 、 ‘≯ － ≮。 ｌｌ。ｒ ｈ＝２ｍｒ／）ｈ＝３ｍｍ ｈ＝４ｍｍ ｈ＝５１Ｔｉｍ 图１０不同波纹深度ｈ时的速度场分布 由图８可以看出，当ｈ增大时，换热效果也随 之好转，这是由于采用较深的流道一方面可以促 进大漩涡充分的混合，另一方面增加了换热面积。 ３）速度场 图１０给出了不同波纹深度ｈ时的速度场 分布。 但随着波纹深度的增加，结垢的倾向也会增加。 所以，为了减少结垢，不宜使用较大ｈ的波纹 板片。 ２）压力场 图９给出了不同波纹深度ｈ时的压力场分布。 由图１０可以观察到不同波纹深度时的速度场 基本相似，所以可以认为波纹深度对板间流场的 影响并不大。随着＾的增大，板间流体流动分布 趋于均匀，湍流程度有所加强，流动死区越来越 少。这主要是因为板间沟槽内空间变大，漩涡充 从图９中可以看出不同ｈ时压力场分布相似， ＾变化时，板问压力梯度变化缓慢，这说明 对人 字形波纹板式换热器板间流动阻力影响较小，不 是板问压力降的主要原因。 分混合，同时流动阻力也有所减小。 ４）Ｎｕ和△声的影响 图１１和图１２分别给出了Ｎｕ和△ 随波纹深 度ｈ的变化曲线。 剜痔 室谰 第１１卷 由图１ １和图１２可知，随着波纹深度ｈ的增 加，Ｎｕ增大，换热效果好转，板间压力降也逐渐降 低。在ｈ由４ ｍｍ增大到６ ｍｍ的过程中，Ａｐ虽 继续减小但变化趋势较为缓和。在板式换热器的 实际工作中，ｈ越小，结垢的倾向越小，采用ｈ较小 的波纹板片有利于高速湍流充分发挥清洗作用， 可以特别有效地减少沉积污垢。此外，在波纹间 距 一定的情况下，加工ｈ较大的波纹板有一定难 度＿＿１７］，所以对比Ａ．Ｍｕｌｅｙ １ ８］实验研究进行综合分 ｈ／ｍｍ 析，合理的矗应该在４～５ ｍｍ的范围。 图１１ Ｎｕ随波纹深度ｈ的变化 ２．３波纹间距 对温度场、压力场以及速度场的 影响 １）对温度场的影响 当波纹间距逐渐增大时，人字形波纹板之间 的触点数会急剧下降，而在人字形波纹板式换热 器中，触点又是换热效果最优点。因此，当触点减 少时，换热效果也会下降，如图１３所示。 由图１３中可以观察到，当波纹间距增大时，传 热变得不均匀、不充分，这是由于当 变大后，流体 只在数目较少的几个触点处有较强烈的扰动，其 ｈ／ｍｍ 余位置换热效果仍较差。由此可见，单纯片面追 求较小的流动阻力而增大波纹间距是以降低换热 图１２ Ａｐ随波纹深度ｈ的变化 Ｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅ：２９８ ２ ２９８ ４ ２９８ ６ ２９８ ８ ２９９ ２９９ ２ ２９９４ ２９９ ６ ２９９ ８ ３００ ３００ ２ ＿ ＝１２ｍｍ 霸囊曩麓 霸 ２＝１６ｍｍ ．ｔ＝２０ｍｉｎ 、 躲 强臻奠强 ＼ ＼ ■■ｌ 图１３不同波纹间距 时的温度场分布 ●■■■嗽 Ｐｒｅｓ ｅ： ｎ０：ｊ００ ０ ２００ ４００ ６００ ８００ １０００ １２００ １４００ １６００ １８００ ２０００ ２２００ 鬯 ２＝８ｍｍ ２＝１２１Ｔｌｌｎ ２＝１６ｍｍ ２＝２０ｍｉｌｌ ２＝２４ｍｍ 图１４不同波纹间距 时的压力场分布 性能为代价的。 分布。 ２）对压力场的影响 图１４给出了不同波纹间距 时的压力场分布。 从图１５可以发现，当 值较小时，流体沿板间 沟槽流动，当流体流到波纹板边缘时转变方向，形 成十字交叉流；当 值较大时，流体折返点转变为 触点，出现并行小波，此时形成曲折流。虽然 较 从图１４可以清楚地看出，当 值增大时，压力梯 度变化剧烈，波纹间距 对板问压力的影响要大于波 纹倾角 和波纹深度ｈ。 值越大，板间压力变化越 小，这主要是由于板间触点减少、阻力减小造成的。 ３）对速度场的影响 大时流体扰流程度更高，但由于触点数的减少，换 热效果仍不理想。由此可见，适当地选择波纹密 图１５给出了不同波纹问距 时的速度场 度 ／ 比单纯考虑 或ｈ更重要。 第４期 乔晓刚等：三个关键几何参数对人字形波纹钎焊板式换热器换热性能影响的分析 ２＝８ｍｉｌｌ ＝１２ ｍｍ ２＝１６ ｍｉｌｌ ２＝２０ ｍｍ ２＝２４ ｍｍ 图１５不同波纹间距 时的速度场分布 ４）对Ｎｕ和Ａｐ的影响 换热器模型，并系统分析了３个重要几何参数对换 热器内部温度场、压力场、流场及平均努塞尔数和 流动阻力的影响，结论如下： 图１６和图１７显示了波纹间距 对人字形波 纹板式换热器传热和阻力的影响。从图中可以看 出，当 增大时，Ｎ 变小但幅度不大，而△ 变化 梯度较大，这与图１５和Ｏｋａｄａ Ｋ．等口 所提到的 结论相符，即在相同Ｒｅ和ｈ情况下，增大 压力降 明显减小而Ｎｕ／Ｐｒ￣ 仅略有降低。结合ｈ对传热 和阻力的影响分析，可以得到这样一个结论：在人 字形波纹板式换热器的设计中考虑波纹密度ａ／ｈ要 比单一考虑ｈ或 更有意义。笔者在给定的边界条 件下（即采用速度入口，出口边界条件采用压力出口 边界条件，温度分布服从恒壁温条件），通过计算所 得的ａ／ｈ在３～４范围内时换热器性能较好。 ／ｍｍ 图１６ Ｎｌｌ随波纹间距 的变化 ／ｍｍ 图１７ Ａｐ随波纹间距Ａ的变化 ３结论 笔者以水一水热交换器为例，以ＣＦＤ模拟软件 为手段，以 一ｓ模型为基础构建了人字形波纹板式 １）触点是板间换热效果最好的点，触点的扰 流作用使流体在触点周围湍流程度最高，传热得 到强化，这也是板式换热器内流体在雷诺数较低 时发生湍流的主要原因；另一方面流体经过触点 后压力损失也较大，是阻力损失的主要原因。 ２）波纹倾角是３个几何影响参数中最重要的 一个。随着波纹倾角 由小到大，～ 先增大后减 小，而流动阻力损失是先增大后在波纹倾角 达到 ７０。左右时开始减小，在』３增大到７０。时，Ｎ 和Ａｐ 突变的主要原因应该是 增大导致板间触点减少。 当板问触点减少，扰流作用减弱，致使换热效果变 差，阻力变小。当 为６０。和７０。时，Ｎ 相差不大， 但７０。时的压力降约是６０。时的２倍。基于这些原 因，最优波纹倾角在６０。附近，此时换热效果较好 而阻力尚未达到最大。 ３）波纹深度ｈ增加，Ｎｕ增大，换热效果趋于 好转，板间压力降也逐渐降低，这是由于采用较深 的流道一方面可以促进大漩涡充分的混合，另一 方面增加了换热面积。但随着波纹深度的增加， 结垢的倾向也会增加，所以为了减少结垢，宜使用 较小矗的波纹板片。综合考虑，较为合理的波纹 深度应该在４～５ ｍｍ之间。 ４）在人字形波纹板式换热器的设计中考虑波 纹密度ａ／ｈ要比单一考虑ｈ或 更有意义。笔者 在给定的边界条件下（即采用速度入口，出口边界 条件采用压力出口边界条件，温度分布服从恒壁 温条件），通过计算所得的ｘ／ｈ在３～４范围内时换 热器性能较好。 参考文献 ［１］Ｒｅｉｎｈａｒｄ Ｗ，Ｎｉｋｏｌａｉ Ｏ．Ｅｘｐｅｒｉｍｅｎｔａｌ ｉｎｖｅｓｔｉｇａｔｉｏｎｓ ｏｆ ｈｅａｔ ｔｒａｎｓｆｅｒ ａｎｄ ｐｒｅｓｓｕｒｅ ｄｒｏｐ ｄｕｒｉｎｇ ｔｈｅ ｃｏｎｄｅｎ— ｓａｔｉｏｎ ｐｒｏｃｅｓｓ ｗｉｔｈｉｎ ｐｌａｔｅ ｈｅａｔ ｅｘｃｈａｎｇｅｒｓ ｏｆ ｔｈｅ ｈｅｒ— ｒｉｎｇｂｏｎｅ－ｔｙｐｅ［Ｊ］．Ｉｎｔｅｒｎａｔｉｏｎａｌ Ｊｏｕｒｎａｌ ｏｆ Ｔｈｅｒｍａｌ Ｓｃｉｅｎｃｅｓ，２００４，４３：５９—６８． ［２］ＫｈａｎＴ Ｓ，Ｋｈａｎ Ｍ Ｓ，Ｃｈｙｕ Ｍｉｎｇ－Ｃ，Ａｙｕｂ Ｚ Ｈ． ・１２８・ 剖垮 室谰 第１１卷 Ｅｘｐｅｒｉｍｅｎｔａｌ ｉｎｖｅｓｔｉｇａｔｉｏｎ ｏｆ ｓｉｎｇｌｅ ｐｈａｓｅ ｃｏｎｖｅｃｔｉｖｅ ｈｅａｔ ｔｒａｎｓｆｅｒ ａｎｄ ｐｒｅｓｓｕｒｅ ｄｒｏｐ ｉｎ ｐｌａｔｅ ｈｅａｔ ｅｘｃｈａｎｇ— ｈｅａｔ ｔｒａｎｓｆｅｒ ｃｏｅｆｆｉｃｉｅｎｔｉｎ ａ ｃｏｒｒｕｇａｔｅｄ ｐｌａｔｅ ｈｅａｔ ｅｘ ｃｈａｎｇｅｒ ｆｏｒ ｍｕｌｔｉｐｌｅ ｐｌａｔｅ ｃｏｎｆｉｇｕｒａｔｉｏｎｓ［Ｊ］．Ｉｎｔ Ｊ Ａｐｐｌｉｅｄ Ｔｈｅｒｍａｌ Ｅｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ，２０１０，３０：１０５８ １０６５． ｅｒｓ ｈａｖｉｎｇ ｄｉｆｆｅｒｅｎｔ ｓｕｒｆａｃｅ ｐｒｏｆｉｌｅｓ［Ｊ］．Ｉｎｔｅｒｎａｔｉｏｎａｌ Ｊｏｕｒｎａｌ ｏｆ Ｈｅａｔ ａｎｄ Ｍａｓｓ Ｔｒａｎｓｆｅｒ，２００９，５６： １４５１ １４５７． ［３］Ｋｉｍ Ｍ，Ｂａｌｋ Ｙ Ｊ，Ｐａｒｋ Ｓ Ｒ，ｅｔ ａ１．Ｅｘｐｅｒｉｍｅｎｔａｌ ［１Ｏ］蔡毅，贾志刚，周文学，等．人字形波纹板式换热器 ｓｔｕｄｙ ｏｎ ｃｏｒｒｕｇａｔｅｄ ｃｒｏｓｓ－ｌｆｏｗ ａｉ￣ｃｏｏｌｅｄ ｐｌａｔｅ ｈｅａｔ ｅｘｃｈａｎｇｅｒｓ［Ｊ］．Ｉｎｔ Ｊ Ｅｘｐｅｒｉｍｅｎｔａｌ Ｔｈｅｒｍａｌ ａｎｄ Ｆｌｕｉｄ Ｓｃｉｅｎｃｅ，２０１（），３４：１２６５ １２７２． 性能数值模拟的研究ＥＪ：１．计算机与应用化学，２００９ （１）：１ ０５ １ ０８． ［１１］栾志坚，张冠敏，张俊龙，等．波纹几何参数对人字 Ｅ４３ Ｚｈａｎｇ Ｌ，Ｃｈｅ Ｄ Ｆ．Ｉｎｆｌｕｅｎｃｅ ｏｆ ｃｏｒｒｕｇａｔｉｏｎ ｐｒｏｆｉｌｅ ｏｎ ｔｈｅ ｔｈｅｒｍａｌ ｈｙｄｒａｕｌｉｃ ｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅ ｏｆ ｃｒｏｓｓ－ｃｏｒｒｕｇａｔｅｄ 形板式换热器内流动形态的影响机理口］．山东大学 学报：工学版，２００７（２）：３４—４０． ｐｌａｔｅｓＥＪ］．Ｉｎｔ Ｊ Ｎｕｍｅｒｉｃａｌ Ｈｅａｔ Ｔｒａｎｓｆｅｒ，２０１１，Ｐａｒｔ ［１２］马学虎，林乐，兰忠，等．低Ｒｅ数下板式换热器性 Ａ，５９：２６７ ２９６． ［５３ Ｋｉｔｔｉ Ｎ，Ｓｏｍｃｈａｉ ｗ Ｔｗｏ－ｐｈａｓｅ ｇａｓ－ｌｉｑｕｉｄ ｆｌｏｗ ｃｈａｒ ａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｓ ｉｎｓｉｄｅ ａ ｐｌａｔｅ ｈｅａｔ ｅｘｃｈａｎｇｅｒＥＪ］．Ｉｎｔ Ｊ Ｅｘ一 能的实验研究及热力学分析［Ｊ］．热科学与技术， ２０（）７（１）：３８ ４７． ［１３１陈文超，张锁龙，粱欣．人字形板式换热器双流道 ｐｅｒｉｍｅｎｔａｌ Ｔｈｅｒｍａｌ ａｎｄ Ｆｌｕｉｄ Ｓｃｉｅｎｃｅ，２０１０，３４： １２１７—１２２９．模型的温度场数值模拟［Ｊ］．化工机械，２０１０（４）： ４６５—４６８． ［６］Ｈａｒｉｋａ Ｓ，ＫａｌａｉｃｈｅｌｖｉＰ，ＭａｊｉｄＭＡ，ｅｔ ａ１．Ｅｆｆｅｃｔｉｖｅ ｎｅｓｓ ｃｈａｒｔｓ ｆｏｒ ｃｏｕｎｔｅｒ ｆｌｏｗ ｃｏｒｒｕｇａｔｅｄ ｐｌａｔｅ ｈｅａｔ ｅｘ一 ［１４］曲宁．板式换热器流动与传热分析［Ｄ］．山东大 学，２００５． Ⅲ］ｃｈａｎｇｅｒ［Ｊ］．Ｉｎｔ Ｊ Ｓｉｍｕｌａｔｉｏｎ Ｍｏｄｅｌｉｎｇ Ｐｒａｃｔｉｃｅ ａｎｄ Ｔｈｅｏｒｙ，２０１１，１９：７７７—７８４． Ｅ１５］张冠敏．复合波纹板式换热器强化传热机理及传热 特性研究［Ｄ］．山东大学，２００６． Ｅ７］Ｐａｉｓａｒｎ Ｎ．Ｅｆｆｅｃｔ ｏｆ ｗａｖｙ ｐｌａｔｅ ｇｅｏｍｅｔｒｙ ｃｏｎｆｉｇｕｒａ一 ｔｉｏｎｓ ｏｎ ｔｈｅ ｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅ ａｎｄ ｆｌｏｗ ｄｉｓｔｒｉｂｕｔｉｏｎｓ［Ｊ］．Ｉｎｔ Ｊ Ｉｎｔｅｒｎａｔｉｏｎａｌ Ｃｏｍｍｕｎｉｃａｔｉｏｎｓ ｉｎ Ｈｅａｔ ａｎｄ Ｍａｓｓ ［１６１ Ｏｋａｄａ Ｋ，（ Ｍ，Ｔｏｍｉｍｕｒａ Ｔ，ｅｔ ａ１．Ｄｅｓｉｇｎ ａｎｄ ｈｅａｔ ｔｒａｎｓｆｅｒ ｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｓ ｏｆ ａ ｎｅｗ ｐｌａｔｅ ｅｘｃｈａｎｇｅｒ［Ｊ］． Ｈｅａｔ Ｔｒａｎｓｆｅｒ Ｊａｐａｎｅｓｓ Ｒｅｓｅａｒｃｈ，１９７２（１）：９０—９５． Ｔｒａｎｓｆｅｒ，２００９，３６：９４２—９４６． ［１７］程宝华，李先瑞．板式换热器及换热装置技术应用 ｆ８３ Ｐｒａｂｈａｋａｒａ Ｒ Ｂ，Ｂｅｎｇｔ Ｓ，Ｓａｒｉｔ Ｋ Ｄ．Ａｎ ｅｘｐｅｒｉｍｅｎ一 ｔａｌ ｉｎｖｅｓｔｉｇａｔｉｏｎ ｏｆ ｔｈｅ ｐｏｒｔ ｆｌｏｗ ｍａｌｄｉｓｔｒｉｂｕｔｉｏｎ ｉｎ 手册［Ｍ］．北京：中国建筑工业出版社，２００５： １ １ ７ １ １ ９． ￣ｍａｌｌ ａｎｄ ｌａｒｇｅ ｐｌａｔｅ ｐａｃｋａｇｅ ｈｅａｔ ｅｘｃｈａｎｇｅｒｓ［Ｊ］．Ｉｎｔ Ｊ Ａｐｐｌｉｅｄ Ｔｈｅｒｍａｌ Ｅｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ， ２００６， ２６： ［１ ８］Ｍｕｌｅｙ Ａ，Ｍａｎｇｌｉｋ Ｈ Ｅｘｐｅｒｉｍｅｎｔａｌ ｓｔｕｄｙ ｏｆ ｔｕｒ— ｂｕｌｅｎｔ ｆｌｏｗ ｈｅａｔ ｔｒａｎｓｆｅｒ ａｎｄ ｐｒｅｓｓｕｒｅ ｄｒｏｐ ｉｎ ａ ｐｌａｔｅ １９１９—１９２６．ｈｅａｔ ｅｘｃｈａｎｇｅｒ ｗｉｔｈ ｃｈｅｖｒｏｎ ｐｌａｔｅ［Ｊ］．Ｊｏｕｒｎａｌ ｏｆ Ｅ９５ Ａｙｄｌｎ Ｄ，Ｈｔｉｓｅｙｉｎ Ｂ，Ｉｒｆａｎ Ｋ，ｅｔ ａ１．Ｉｎｖｅｓｔｉｇａｔｉｏｎ ｏｆ ，：ｊ ，： ・自 ・： ， ，＝》‘色・９ ・９ ， 妇，＝ ；拿・ ，９‘章，ｓ‘拿出 ９・ 、 、坐夸 ，ｓ妇 ！、— 、 Ｈｅａｔ Ｔｒａｎｓｆｅｒ，１９９９，１２１：１ １０—１ １７． ， 业 、， ９ ， ，’ 妊 ；鲁— —！§；窖， 、， ，！ ’， （上接第８４页） ５结论 １）对化工厂的冰蓄冷系统进行了分析，并设 计了对应的常规空调与之进行分析对比，得出该 化工厂冰蓄冷系统比常规空调增加的初投资费用 参考文献 国家电力公司２００５年度报告ＥＲ］． 罗启军．基于动态规划的冰蓄冷空调系统的优化控制 ［Ｄ］．武汉：华中科技大学，２００４． 谷波，孙涛，田树波．蓄冷节能技术发展综述［Ｊ］．节 能，２００１（２）：２４—２７． 为８３２．１万元，每年节省的运行费用为２４４万元， 冰蓄冷系统比常规空调增加的初投资费用能在 ３．４年内回收。 ２）冰蓄冷系统减少了制冷机组装机容量和高 峰负荷时的用电量，并且利用低谷低价电制冷，减 少了运行费用，长期使用冰蓄冷空调系统能取得 很好的经济效益。 ３）冰蓄冷空调系统可以把高峰时段的电力需 求大量转移到低谷时段，实现电网移峰填谷，平衡 峰谷矛盾，大大减少了峰谷差带来的能源损失，具 有很好的节能性。 吴喜平．冰蓄冷技术的应用和发展［Ｊ］．华东电力， ２００１（３）：９—１２． 冯自平．建筑节能新技术——动态冰蓄冷［Ｊ］．建筑节 能，２００９（３）：３８—４０． 瞿兆亮．龙岗项目采用冰蓄冷空调可行性报告 ［Ｊ／ｏＬ］．ｈｔｔｐ：／／ｂｂｓ．ｃｏ１８８．ｃｏｒｎ／ｃｏｎｔｅｎｔ／１７８９— ９６２０１５．ｈｔｍ１． 曹红奋．冰蓄冷空调的技术经济分析ＥＪ］．制冷，２００２， ２１（１）：６８—７１．
