一种组合扰流结构特征翅片设计优化的研究

鲁信辉 史 铎 刘 强

（广东万和新电气股份有限公司 佛山 528305）

引言

换热器作为燃气热水器的重要部件，其换热性能的优劣直接影响着用户用水的舒适性。对于燃气热水器，相比换热器水箱的四壁辐射传热来说，其主要是通过翅片管换热器进行对流传热，因此换热器翅片管的传热特性常常作为主要研究与优化的对象。

目前市场主要采用铜翅片管式换热器，其中换热翅片的结构特性直接影响着换热效率的高低，企业以及高校都在进行相关的基础研究，不断的进行强化换热的手段与理论的尝试，用于效率提升以及结构优化，以满足传热术能力不断提升的需求，如刘逸等[1]研究开缝数目对组合翅片传热特性进行了定量的分析，彭超等[2]对燃气热水器的翅片管换热器烟气侧进行了数值的模拟，进而进行强化传热的途径分析，向熹等[3]对翅片的表面结构与换热效果进行了简单的理论分析，给出强化传热的优化方向，丛晓春等[4]通过仿真与实验的手段对翅片影响努塞尔数及阻力因子 特征参数进行了分析，并模拟出相关关联式。结合我司某款14 L强抽机型的换热效率余量提高、压损较大的需求，通过引入空调行业开窗片设计思路，基于实验与仿真分析的手段，独创性设计了一种组合扰流结构，有效强化传热以及验证传热仿真分析模型准确性的同时，也提升了现有结构的传热余量。并进一步进行翻边角度与压型影响规律分析，为翅片的结构设计优化提供了理论支撑。

1 传热过程模型

如图1所示，选取我司14 L强抽某型号燃气热水器的换热器为研究对象，其主要由铜翅片与铜管组成，高温烟气的热量经过翅片传递至管内的水，其传热主要分为高温烟气对换热管侧的表面传热、换热管壁的导热以及换热管对管内水侧的表面传热，对这种冷热两种流体隔着铜管壁面的传热过程，其工程上常用平均传热系数[5]来表示：

式中：

k—平均传热系数（W/(m2·K)）；

h1—换热管外侧表面传热系数（W/(m2·K)）；

h2—换热管内侧表面传热系数（W/(m2·K)）；

δ—换热管壁厚m；

λ—换热管壁导热系数（W/(m·K)）。

1.1 烟气温度

假设本文燃气为绝热燃烧，燃气燃烧所有热量用于加热烟气，其燃烧温度可参考以下热平衡计算公式[6]：

式中：

tc—理论燃烧温度（℃）；

Hl—燃气的低热值（kJ/Nm3干燃气）；

Cg、CH2O、Ca—燃气、水蒸气、空气平均定压容积比热（kJ/(Nm3·K) ）；

1.20—水蒸气比容（Nm3/kg）；

CRO2、CH2O、CN2、CO2—三原子气体、水蒸气、氮、氧平均定压容比热（kJ/(Nm3·K) ）；

dg、da—燃气、空气的含湿量（kg/Nm3）；

tg、ta—燃气与空气的温度（℃）；

VRO2、VH2O、VN2、VO2—干燃气完全燃烧后所产生的三原子气体、水蒸气、氮、氧的体积（Nm3/Nm3干燃气）；

VO—理论空气量（Nm3干空气/Nm3干燃气）；

α—过剩空气系数。

此外，过剩空气系数可由含氧量近似计算：

式中：

φ(O2' )—干烟气中氧气的体积分数。

1.2 相关的无量纲数

其中雷诺数：

努塞尔数：

式中：

u—来流速度（m/s）；

d—边界层厚度（m）；

v—沿壁面流体运动粘性系数（m2/s）；

h—表面传热系数（W/(m2·K)）；

λ—导热系数（W/(m·K)）。

对于液体与管壁间的温差比较大，导致粘度有明显变化时，Sieder-Tate[5]推荐关联式采用（μf/μw）0.14作为不均匀物性影响的修正项，关联式为：

式中：

Nuf—努塞尔数；

Ref—雷洛数；

Prf—普朗特数；

μf—流体温度为tf时的流体动力粘度（N·s/m2）；

μw—壁温为tw时的流体动力粘度（N·s/m2）。

2 原型数据分析

2.1 基础分析平台介绍

按国标GB 6932-2015的测试要求，按如图2所示的换热器性能测试台，对原始翅片进行热效率测试分析，其中主要涉及到一定时间消耗的燃气流量、进出水温度、一定时间出热水质量、设计产热水能力以及燃气基本的物性参数等，同时在此基础上，我们建立了原型翅片的仿真分析模型，管径φ13.8 mm，管壁厚度0.6 mm，翅片厚度0.3 mm，翅片数83 片，并进行以下假设：高温烟气均匀分配到换热片、管内的水用壁面对流系数来模拟、入口烟温与速度将根据设计负荷与空气系数来计算、固体材料参数不考虑温度的影响。

如图3所示，其中选取烟气进口的热流量为输入总热量，计算上述特征管道表面热流量为热量输出值，其仿真分析换热效率即可计算出来。

2.2 测试结果分析

我们对其进行仿真计算分析，结果如图4所示，并与实验结果进行对比，如表1可以发现，有一部分的烟气在两相邻管壁中间的区域流出，并带走了一部分热量，从而降低了效率，这也是下文重点结构优化设计的区域。

表1 热水性能仿真与实验结果

由于考虑到管壁辐射、烟气热量散失损失，实际的烟气温度与仿真有所差别，可以发现热效率指标的实验测试与仿真计算结果几乎一致，很有效的证明了仿真分析模型的正确性，同时结合实际测试情况，可以证实该款换热器的换热效率余量需要进一步提高。而且其结构的压损较高，需要增加其它手段如增加密封才可以保证较好的换热效率。

3 新型组合扰流结构优化设计及结果验证

为此，结合公司实际加工与产品配合尺寸需要，在不增加用材情况下，依据上文的对流传热理论，通过翅片扰流区的设计，增大传热面积、减少边界层厚度、以及增大对流传热系数来提升其热效率。基于此我们采用上文的仿真分析模型及边界处理的条件，通过改变现有翅片扰流区形态，借鉴空调开窗片的思路，如图5引入翻边特征增大扰流程度，同时在原有基材上进行压型处理，进而增大有效的换热面积，从而达到在压损不增加的情况下增加热效率的目标。

如图6所示为优化后的翅片温度与烟气速度云图，可以发现烟气的温度分布的更加均匀，烟气温度的梯度变化的区域减少，同时通过特殊的翻边扰流设计，使得高温烟气均向水管壁靠拢，减少两相邻水管间的区域的高温烟气热量流失，另外在烟气入口的高温区域，通过压型，维持系统的阻力并加大有效换热面积，从而提高热效率。基于此对高温区域的翻边夹角a大小、以及压型进行初步的最佳参数分析，经过仿真验算有压型比无压型效率平均高出，其中压型必不可少，进而对翻边夹角进行影响规律的分析，其结果见表2所示。

如表2所示，翅片的翻边夹角对其效率以及温度有一定的影响，由于翅片是连接在换热水箱壁，翅片的高温会传导至水箱壁使其变色是设计不允许的，为此综合考虑其对热效率的影响，最终选择a=90 °，当a超过90 °后翅片前端高温区面积减少，显著降低热效率，同时两边压型数5个、中间压型数6个的结构尺寸进行优化设计，其中压型深度0.8 mm，基孔φ2.0 mm，并对优化设计后的结构进行仿真与实验分析，其结果见表3所示。

表2 不同翻边夹角a的仿真结果

表3 优化后热水性能仿真与实验结果

根据上文对仿真模型的验证来看，优化后翅片热效率重要指标实验测试与仿真计算非常接近，再次证实了仿真分析模型的正确性；同时通过翻边与压型的组合特征设计，翅片的阻力损失下降10 %，有效改善了对该机型的密封性的要求，减少了附加工艺成本；出口烟温也降低了14 ℃，热效率从89.4 %提升至91.5 %，显著有效的增加了该翅片的换热余量，同时减少了翅片总体纵向高度，也降低了翅片的材料成本。

4 结论

燃气热水器换热器的传热过程非常复杂，涉及高温烟气对换热管侧的表面传热、换热管壁的导热、换热管对管内水侧的表面传热等。

1）合理的减少传热区域的边界层、增加扰流程度、增加传热面积，进而提升总体的传热系数可以有效提升传热能力；

2）热效率实验测试与仿真计算结果接近一致，验证了其换热翅片换热仿真分析模型的准确性，为翅片的优化分析提供了有效的基础模型；

3）翅片入口的烟气高温区域的结构优化，可以在一定程度上有效提升换热余量。翻边与压型的组合特征设计，翅片的阻力损失下降10 %，有效改善了对该机型的密封性的要求，减少了附加工艺成本；出口烟温也降低了14 ℃，热效率从89.4 %提升至91.5 %，显著有效的增加了该翅片的换热余量。