CN1003537B

CN1003537B - 热交换装置

Info

Publication number: CN1003537B
Application number: CN86107019.4A
Authority: CN
Inventors: 濑下裕; 藤井雅雄
Original assignee: Mitsubishi Electric Corp
Current assignee: Mitsubishi Electric Corp
Priority date: 1985-10-14
Filing date: 1986-10-14
Publication date: 1989-03-08
Also published as: GB2190736A; HK3591A; CN86107019A; GB2190736B; WO1987002761A1; US4869316A; GB8713720D0

Abstract

本发明公开了一种热交换装置。该装置由多根传热管（２）和多片传热片（１）组成，一种介质沿传热片（１）之间的通道流过传热管（２）外表面，另一种介质流经传热管内部。带有多个通孔（３）的传热片（１）沿流体的流动方向周期性地大体弯曲成梯形波纹板状，相邻的传热片（１）之间弯曲的相位间步。并平行设置。上述第一种介质主要从传热片（１）之间的通道流过，少部分经通孔（３），从传热片（１）的一侧流至另一侧，改善了传热特性。

Description

热交换装置

本发明涉及热交换装置，尤其涉及带传热肋片之类传热片的片管式热交换装置的传热特性的改善。

美国专利3796258公开了一种片管式热交换装置，该种装置由多根传热管与多片带有许多通孔的传热片组成，这些传热片以一定的间隔彼此平行叠置，在相邻的传热片间形成第1种介质流通的通道，传热片沿该介质的流动方向周期性地弯曲地浅齿波纹板状，且波纹的相位同步，而传热管内有第2种介质流过，与上述第1种介质进行热交换。第1种介质沿着波纹状的传热片流动时，由于传热片上设有多个沿介质的流动方向其中心对齐的通孔，介质的相当部分便会穿过通孔从传热片的一侧流到传热片的另一侧，并冲击下游的管道，从而破坏沿传热片表面形成的边界层，在介质中产生紊流，因此可以提高传热性能。但是，由于通孔的存在使介质的压力损失增大，而压力损失的大小是除了传热性能之外，评价热交换器性能的另一个重要指标，压力损失大的热交换器决不是高性能的热交换器。并且，该专利文献没有给出传热片弯曲波纹的形状或周期长度等的最佳参数，而弯曲波纹的形状及弯曲的周期长度等参数都会影响介质的流动状况，从而影响传热性能和介质的压力损失。

本发明的目的在于，找出传热片较合适的弯曲波纹形状，及在该种波纹形状时，其弯曲波纹的周期长度等的最佳参数，从而提供一种传热性能既高、压力损失也小的高性能的热交换装置。

本发明的热交换装置，由多根传热管与多片带有许多通孔的、彼此互相平行设置的传热片组成，一种介质沿着传热片之间的通道流过传热管的外表面，另一种介质流经传热管的内部，该传热片沿前一种介质的流动方向周期性地弯曲成大致为梯形波纹板状，波纹的相位同步，该梯形的形状和传热片具体结构尺寸的选择使上述第1种介质主要从传热片间的通道内流过，传热片梯形波纹半个周期的长度l和传热片整个长度L的比值小于0.3，且梯形波纹半个周期长度l大于2.5毫米。

利用具有上述结构特点的传热片，可以获得传热性能高且压力损失小的高性能的热交换装置。

本发明的效果将在下面作进一步说明。

第1图是本发明实施例中传热片部分的局部透视图，第2图是图1所示结构的传热片与现有传热片的传热特性的比较图，第3图是弯曲流道流动方向的壁面压力变化的说明图，第4是本发明一个实施例的局部剖面图，第5图是本发明所涉及的传热片的局部剖面图，第6图至第9图是本发明实施例的传热特性图，其中，第6图表明了传热片波纹半周期长度与传热片总长度的比值对传热特性的影响，第7图表明了传热片的通孔外径对传热特性的影响，第8图表明了传热片开孔率对传热特性的影响，第9图表明了传热片斜面的倾斜角度对传热管外热交换系数与风压损失比值的影响，第10图是另一实施例涉及的传热片的重要部分透视图，第11图及第12图分别是现有的传热片的局部透视图和剖面图。

第11图所示的是现有热交换装置所使用的一种传热片。图中，传热片（1）沿流体（A）的流动方向（箭头所示方向）平行设置，这种传热片可以是传热肋片、吸热片或散热片等。此处的传热片为无孔梯形波纹板。

第12图中多平板状的传热片（1）沿流体（A）的流动方向（用箭头表示）平行设置。这样的传热片称为平行平板。

第1图所示的本发明实施例中的传热片是在第11图所示的传热片上设置了多个通孔（3）而形成的，称为多孔梯形波纹板。

第2图是上述三种传热片的传热特性比较图，其中无孔梯形波纹板的特性用▲标记表示，平行平板的特性用●标记表示，而多孔梯形波纹板的特性用△表示。在图中，横轴及纵轴的无量纲参数为：

Re＝V·De/ν：雷诺数

Nu＝x·De/λ：努塞尔数

其中，V：传热片间第一种介质的最大流速

De：传热面间间距的2倍

x：热交换系数

ν：流体的动粘性系数

λ：流体的导热率

从第2图可知，无孔梯形波纹板与平行平板显示出几乎相同的传热特性。对于无孔梯形波的纹板状的传热片来说，由于流体是沿传热片流动的，所以可以认为与平行平板的传热特性差不多。而多孔梯形波纹板的传热特性与前两种传热片相比，可以看出其传热特性得到了改善。

其原因如下。

第3图摘自泉他，《波形流道内的流动及传热》一文，载于《日本机械学会论文志》Vo.146，No.412。第3图（a）给出波形流道的剖面，（10a）及（10b）是弯折壁。

第3图（b）给出了该情况下两壁流动方向无量钢壁面压力的分布。就图中流动方向上的同一截面位置来看，十分清楚，正如当壁（10a）的压力高时壁（10b）的压力则低那样，对置壁的压力是相反的。即，当这样的流道层叠起来时，在波形流道壁的两侧存在壁面压力差，而且如第3图（b）所示，流道壁两侧的压力高低相对于流动方向而反转。

因此，第1图所示的传热片（1）因为在其弯曲部附近，波形流道壁的两侧产生壁面压力差，所以部分流体通过通孔（3）流出。即，如果构成第1图那样的传热片，则在其两侧面，通过通孔（3）实现流体的吸入和喷出，吸入侧与喷出侧顺着流动方向交替排列。在吸入侧，由于边界层可形成得非常薄，所以大大促进了传热的效果，而在喷出侧，通过流体团的流动，同样能得到高的传热性能，由于这两方面的效果，可获得非常高的促进传热的效果。

还有，在上述实施例中，流体（A）主要沿着传热片（1）流动，通过通孔（3）的流体量很少。即，在传热片（1）弯曲的一个周期中，流体的大部分在其一侧面的流道内通过相同的流道流动，只有有限的流体通过通孔（3）进出。因此，主流不偏向，而沿着传热片（1）流动。

第4图是空调用的片管式热交换器。在第4图中，传热管（2）贯穿过传热片（1），与流体（A）的流动方向相垂直。

对于如第4图所示的热交换器，由于传热管（2）内流过的流体是水等，所以传热管（2）内侧的热交换特性一般较好，而在传热片（1）之间流过的是空气，所以希望能改善其传热性能，通过设置通孔（3），能获得性能优良的装置。

通过第5图说明本实施例中传热片（1）的尺寸是如何确定的。

该图是第1图放大的剖面图，相同部分注上相同的符号。

l是传热片（1）沿流体的流动方向周期性地弯曲形成的大致为梯形波形半个弯曲周期的传热面在流道方向的垂直投影长度，L是传热片的长度。

先说明一下梯形形状的周期。本发明促进传热的效果主要是由流体的均匀吸入和喷出带来的，但随着流体的出入而产生的温度边界层周期性变化引起的进口段的重复效果也不可忽视。即长度l对促进传热的影响比梯形周期长度的影响更大。因此，用长度l与传热片（1）的长度L之比l/L整理出了实验结果。

通过在空气中的实验来研究l/L的值对促进传热的影响，其结果获得了第6图所示的结果。图中纵轴表示本发明传热片的传热效果与平行平板的传热效果的比值η，横轴表示l/L，参数是雷诺数Re。

这儿，Re（基本上显示流速的大小）用下式定义：

〈＆＆〉

其中：

De＝2 A₁＝2A₂＝A₁+A₂即传热面间隔的2倍（A₁＝A₂）

ν：流体的动粘性系数

Vm=VafF_p/F_p+F_t

Vaf：传热片前面的风速

F_p：传热片间隔（等于A₁+F_t）

F_t：传热片厚度

上述比值η

〈＆＆〉

其中：

Nu：本实施例的平均努塞尔数

Nu_flat：同一传热片间隔Fp时的平行平板的努塞尔数

α_macm：本实施例的平均热交换系数

λ：流体的导热率

从第6图可知，对于l/L，η具有极大值，当l/L＜0.25时，得到平行平板时的1.5倍以上的较高值。又，该趋势几乎不因Re数而变化，另外虽未图示，但即使改变其他的形状参数，该趋势也几乎不变化。因此，l/L取0.25以下是适当的。

又，作为其他的形状参数，最好用如下范围;

1.通孔（3）的直径：0.5～6mm

2.通孔（3）的开孔率（相对传热片面积的通孔面积）：0.05～0.40

3.传热片（1）间的平均距离：

1～2mm（小型，例如家庭空调用）

6～10mm（中型）

其原因，如前所述，可以认为是由于流体通过通孔（3）进出，使温度边界层也从此处起再发展（所谓进口段的重复效果）的缘故。因此，该部分的长度（即l）越短，促进传热的效果就越高。

但是，如果变得太短，传热效果又开始下降，甚至会接近平行平板的传热特性。又从制造考虑，l的长度3mm左右是极限。

为了得到有效的理想的促进传热的效果，l/L为0.3以下是适当的，从实用性看，l最好为3mm以上到50mm左右。

再来分析第5图所述传热片上通孔（3）的直径d对传热效果的影响。把通孔（3）的开孔面积在传热片（1）的面积中占的比例，即开孔率作为β，相邻流道的流道宽度为A₁、A₂（该场合A₁＝A₂），以及l和L分别选为：A₁（或A₂）＝6mm，l＝15mm，L＝100mm，β＝12.5%。

本发明的传热的改进主要是通过使相邻的流道间产生静压差，以使流体的一部分经过通孔（3）流通，以此来促进传热的，可以认为，该通孔（3）的孔径d对传热的特性有很大的影响。

因此，通过空气中的实验，研究了孔径d的值对传热效果的影响。第7图给出了实验结果。

在该图中，参数

〈＆＆〉

纵座标为η，

平均努塞尔数Nu是表征热交换性能的无量纲数，

〈＆＆〉

其中的Nu_flat、αm、De、λ、ν的定义同前。

第7图的趋势几乎不因Re数（基本上表示流速的大小）而变化，虽未图示，即使改变其他的形状参数也几乎无变化。根据实验，当开孔率β为0.05～0.4，l/L为0.25以下时，得到与第7图同样的趋势。

从第7图可知，η相对孔径d具有极大值，因此，在孔径d＝0.5～4.5mm的范围内，得到1.5倍以上的较高值。

其原因是，一方面，即使开孔率β一定，因为传热片（1）具有有限的板厚，随着孔径d的变小，通孔（3）的流通阻力也会增大，即使相邻流道的静压差是一定的，通过通孔（3）的流体量也会下降，传热效果改进也会变小;另一方面，如果孔径d增大到一定程度，因为开孔率是一定的，所以可认为通孔（3）的流通阻力将变成一定的，但是可以想到，如果外径d不断增大，则通孔（3）的配置间距会变大，关于本发明图1传热片所述的促进传热的机制便不能维持，传热促进效果便下降。根据如上情况，可以认为外径d存在适当值。

即，为了得到有效的传热促进效果，理想的通孔孔径d必须为0.5～4.5mm。

不用说，即使通孔不是圆形的，如果其面积与上述直径范围的圆面积相对应，也可得到同样的结果。

通过第5图再来分析传热片的开孔率β的影响。因为相邻传热片（1）弯曲的相位同步，所以，相邻传热片（1）的距离，即A₁、A₂基本一定，A₁＝A₂。

如上所述，本发明传热改进主要是通过使相邻两流道间产生静压差，让流体的一部分经过通孔（3），来促进传热的。从该意义出发，通孔（3）的开孔率β直接支配着流体的流量。因此，可以认为，β对传热特性影响极大。

用空气中的实验研究了β值对传热的影响，得到第8图所示结果。

在该图中，

参数Re＝Vm·De/ν

参数Re＝分别取为400、750、2000。参数η是考虑了通孔造成的传热面积损失而定义的，

平均努塞尔数Nu是表征热交换性能的无量纲数，用下式定义：

Nu=α_M·De/λ

第8图的趋势几乎不随Re数（基本上表示流速的大小）而变化，而且即使改变其他的形状参数也几乎不变化。

从第8图来看，η相对于开孔率β有极大值，从该结果可知，开孔率β＝0.05～0.5左右时，η得到2倍左右的较高值。

其原因可考虑如下。

如果不考虑通孔（3）的存在而引起的传热面积的减少量，而单评价η，则因为随着开孔率β的增大，通孔（3）的流体流量也增加，所以其传热效果也缓慢增加。

但是，增大开孔率β等于减小传热面积，如把这一点考虑进去后进行评价，则结果如第8图所示。由此可知，为了有效提高传热效果，最好开孔率β＝0.05～0.5。

当然，当通孔（3）不是圆形，而是矩形等其他形状时也完全是相同的。

该情况下，其他的形状参数取如下范围较理想：

（1）通孔（3）的直径d：0.6～6mm

（2）l/L：0.3以下（1＞2.5mm）

（3）传热片间的平均距离为

1～2mm（小型，例如家庭空调用）

6～10mm（中型）

在如第5图所示的传热片（1）中将梯形斜面与流体的流动方向所成的角度θ控制在25°～65°的范围内，则从第9图可知，在同一流速下表示热交换器性能十分重要的一个因素即传热管外热交换系数α与风压损失△P的比α/△P在此时为最大。

其原因是，如果角度θ较小，梯形形状的高度方向的尺寸E会变得比空气流流入方向产生的温度边界层的厚度还小，传热特性就降低。另外，如果角度θ大时，传热性能提高不大，而风压损失增大，作为热交换器的特性就下降。此外，角度θ较大时，在传热片成形时传热片容易发生断裂等不良情况。

第10图给出了本发明传热片的另一种实施例，每个位于传热片（1）斜面部分（4）的通孔（3）一直伸展到平面部分（5）。

传热片（1）的斜面部分（4）的通孔（3）主要影响流动损失，而平面部分（5）的通孔（3）改善传热性能。因此，在开孔率同样为β的场合，如果在上述位置设置通孔（3），传热性能不大变化，而风压损失减少，其结果，传热管外热交换系数α与风压损失△P的比α/△P提高。该流动损失所以会下降，是由于空气通过上述位置的通孔（3），流向下游侧的扩大段，致使缩小段的流速下降的缘故。

如上所述，根据本发明，由于本发明片管式热交换装置使有多个通孔的传热片沿流体的流动方向周期性地弯曲成大致为梯形波纹板状，并使该传热片在相邻的传热片之间弯曲的相位同步并多片平行设置，上述流体的主要部分不通过上述传热片的通孔而从上述传热片间的流道流过，并对传热片的各个形状参数作了规定，所以传热特性得到改善，同时由于开设通孔，还可取得减轻重量的效果。

Claims

1、一种热交换装置，由多根传热管与多片带有许多通孔的传热片组成，一种介质沿着传热片之间的通道流过传热管的外表面，另一种介质流经传热管的内部，该传热片沿前一种介质流动方向周期性地弯曲成波纹状，传热片彼此平行设置，且波纹相位同步，其特征在于：此传热片波纹的形状是梯形，该梯形形状和传热片具体结构尺寸的选择使上述第一种介质主要从传热片间的通道内流过，传热片梯形波纹半个周期的长度L和传热片整个长度L的比值小于0.3，且梯形波纹半个周期长度l大于2.5毫米。

2、按权利要求1所述的热交换装置，其特征是通孔的直径d为0.5～4.5mm。

3、按权利要求2所述的热交换装置，其特征是通孔的开孔率β为0.05～0.5。

4、按权利要求3所述的热交换装置，其特征是传热片的梯形形状中的斜面部分与流体的流动方向的夹角θ为25°～65°。

5、按权利要求1所述的热交换装置，其特征是位于传热片斜面部分的各个通孔从传热片的斜面部分起一直伸展到平面部分。