CN1004442B

CN1004442B - 热交换器

Info

Publication number: CN1004442B
Application number: CN86107263.4A
Authority: CN
Inventors: 濑下裕; 藤井雅雄
Original assignee: Mitsubishi Electric Corp
Current assignee: Mitsubishi Electric Corp
Priority date: 1985-10-25
Filing date: 1986-10-22
Publication date: 1989-06-07
Also published as: GB2195756B; HK3391A; GB2195756A; HK3291A; GB8915850D0; GB2220258A; GB2220259A; GB2220259B; GB8915849D0; GB2220258B; GB8714350D0; WO1987002762A1; CN86107263A; HK3491A; US4854380A

Abstract

本发明涉及一种热交换装置，由多根传热管（２）和多片传热片（１）组成，有多个通孔（１３）的传热片（１）沿流体流动方向周期性地弯曲成大致梯形波纹板状，相邻传热片（１）弯曲的相位错开半个周期并多片平行设置，上述流体主要不通过上述传热片（１）的通孔而在上述传热片（１）间的流道内流动，由于选用最佳的传热片形状尺寸：梯形波半个周期长度ｌ大于２．５ｍｍ，与传热片总长Ｌ之比值（ｌ／Ｌ）小于０．３流通缩小段与扩大段宽度之比值Ｈ₂／Ｈ₁为０．１～０．５，因此能获得出色的传热特性。

Description

热交换器

本发明涉及热交换器，尤其涉及带有传热肋片之类传热片的热交换器的传热特性的改善。

本发明的现有技术用特愿昭59-264087号的说明书进行说明。

该专利文献介绍的热交换器是通过改进传热片的结构来提高具有多片平行设置的传热片的热交换器的传热特性的。具体是，这种传热片设有许多通孔并沿着流体的流动方向被周期性地弯曲成大致梯形波纹板状，相邻传热片的波纹相位错开半个周期，从而在各相邻的传热片之间，形成缩小段与扩大段沿流体的流动方向依次交替排列的流道。由于缩小段与扩大段的流速不同，因而压力也不同，所以，部分流体通过传热片上的通孔，从传热片的一侧流到传热片的另一侧，而大部分流体仍在同一流道内流动。由于部分流体经通孔被吸入、喷出，使边界层变薄，所以，传热片的传热特性得到改善。

然而，对于上述传热片，由于构成传热片的各种形状参数，例如，相邻流道在同一截面上的截面积比、或梯形波的周期长短等均会影响其传热特性，所以可以预料存在最佳形状。

此外，由于传热片上通孔的孔径或其开孔率等也会影响传热性能，所以同样可以预料存在最佳参数。

本发明的目的旨在提供一种传热效率高的热交换器，通过找出传热片的各种最佳形状参数，例如最佳的梯形波纹周期长度及最佳的截面积比等。以获得最佳的传热特性。

本发明的热交换器由多根传热管和多片传热片组成，设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梯形波纹状，相邻传热片弯曲的相位错开半个周期并多片平行设置，上述流体主要不通过上述传热片的通孔而流过传热片间的流道，并且，当相当于梯形波半个周期长度的传热片沿流道方向的投影长度为l，传热片的总长为L时，使l/L为0.3以下，且l为2.5mm以上，当流道扩大段的宽度为H₁缩小段的宽度为H₂时，使H₂/H₁为0.1～0.5。

下面将结合附图对本发明作进一步详细描述。

第1图是本发明实施例中传热片的局部剖面图，第2图表示图1中传热片的结构参数1/L对传热特性的影响，第3图是由第1图所示传热片与传热管构成的片管式热交换器的局部剖面图，第4图是本发明实施例中传热片的局部剖面图，第5图表示流道缩小段与扩大段面积比对传热特性的影响，第6图表示本发明实施例传热片另一些具体结构尺寸的纵向剖面图，第7图表示通孔直径d对传热特性的影响，第8图是作为本发明实施例之一的波纹片式热交换器的局部透视图，第9图表示开孔率β对传热特性的影响，第10图是片管式热交换器的透视图，第11图是图10所示热交换器主要部分的透视图，第12图是图10所示热交换器的俯视图，第13图是第12图中沿Y-Y线的剖面图，第14图是把第12图的传热肋片多个层叠起来的结构的剖面图，第15图及第16图是图10所示热交换器中，管外放热系数与风压损失之比的特性示意图，第17图用于说明通孔的开孔率，第18图至第22图是管外放热系数与风压损失之比和各参数之间关系的特性图，第23、24图是说明传热肋片的斜边部分开孔的作用的图。第25、26图是现有技术传热片的透视图和剖视图。

图25、26是特愿昭59-264087所公开的一种传热片的透视图和剖面图。

第25图中沿流体的流动方向A平行设置、带有多个通孔（13）的传热片（1），可以是传热肋片、吸热片或散热片等。该传热片（1）多片层叠，各传热片（1a）、（1b）、（1c）之间形成流道，流体在其间通过。又，各传热片（1）沿流体的流动方向A周期性地弯曲成梯形波纹板状，相邻传热片的弯曲周期相位错开半个周期。

利用第26图说明这种结构的作用效果。设传热片（1a）与（1b）之间形成的流道为流道（51），由（1b）与（1c）形成的流道作为流道（52）。如果流过流道（51）和（52）的流体的流量和总压是相同的，则在与图示流动方向A相垂直的各剖面上，流道（51）与流道（52）的截面积却不同，例如，在X-X剖面处，流道（51）的截面积比流道（52）大，所以流过该部分流道（51）与流道（52）之间产生静压差，其结果，流体的一部分经通孔（13），从流道（51）流入流道（52）。

这时，如注意一下图25和26中的传热片（1b）便可看到，随着图中所示的大致为梯形波纹板状的传热片的波形变动，流体从流道（51）到流道（52），又从流道（52）到流道（51），发生周期性的流动。

也就是说，在上述结构的传热片中，其均匀吸入、均匀喷出侧依流动方向依次交错排列，均匀吸入的传热面由于边界层很薄，可获得极佳的促进传热效果，而在喷出面，由于它位于流道缩小段，流体进入流道缩小段的入口时会发生进口段效应，即边界层从入口处起开始重新发展，因而边界层变薄，所以同样能达到很高的传热性能，通过这两方面的效果，从而能获得以往无法想象的极高的促进传热效果。

还有，在上述结构中，流体A的主要部分沿传热片（1）流动，通过通孔的流体量很少。也就是说，在传热片（1）弯曲的一个周期内，在其一侧面的流道内，流体的大部分通过同一流道流动，仅仅有限的流体通过通孔进出。因此，主流不会偏向，而沿着传热片流动。在传热片弯曲的下个周期内流体也这样流动。

第1图是把现有技术的第26图放大后，用来说明本发明实施例所涉及的传热片形状的剖面图。图中，（1）是沿流体的流动方向A设置、周期性地弯曲成大致梯形波纹状的、设有多个通孔（13）的传热片。相邻的传热片弯曲的相位错开半个周期，多片平行设置，从而在传热片间形成流体的流道（5）。使流体的主要部分流过该流道（5），仅有很少的流体通过通孔（13）。

这儿，把传热片（1）的相当于半个周期的传热面在流道轴向上的垂直投影长度作为l，把传热片的全长作为L。再如图4所示把流道的扩大段的宽度作为H₁把缩小段的宽度作为H₂。

首先对第1图所示的梯形形状的周期进行说明。该促进传热的方法主要是由流体的均匀吸入和喷出来实现的，但是，由于流道的扩大缩小引起的边界层进口段效应的效果也具有不可忽略的强大影响。可以认为第1图所示的相当半个周期的传热面的投影长度l对传热特性的影响比梯形波周期的影响更大。因此，用它与传热面全长L之比值l/L整理出实验结果。

通过在空气中的实验研究了l/L的值对传热特性的影响，得到如第2图所示结果。纵轴与横轴分别是比值η与l/L，参数是雷诺数Re。

这儿，Re（基本上代表流速的大小）用下式定义：

式中，U_A：用（

）所定义的流速

ν_a：空气的动粘性系数

：

η是以传热片为无波纹光滑平板、多片平行排列（即平行平板）时的Nu_f为比较基准的，用下式定义：

Nu：本实施例传热片的平均努塞尔数

Nu：平行平板的平均努塞尔数

平均努塞尔数Nu是表征热交换特性的无量纲数，用下式定义：

α：平均放热系数

λa：空气的导热率

从第2图可知，对于l/L，η具有极大值，当l/L＜0.3时，是平行平板时的2倍以上的较高值。又，该趋势几乎不随Re数而变，并且即使改变其他的形状参数也基本不变化。因此，l/L在0.3以下是合适的。

又，作为其他的形状参数，最好取如下范围。

通孔（13）的直径：d＝0.5～6mm

通孔（13）的开孔率β＝0.05～0.40

流道缩小段与扩大段截面积比σ＝H₂/H₂＜0.5

传热片（1）间的平均距离

P＝1～2mm（小型，例如家庭空调用）

P＝6～10mm（中型）

其原因是，如前面已提到的，至少，当流体从流道的扩大段流向缩小段时，在缩小段入口处，流体处于均匀速度分布状态，温度边界层也从此处起再发展（所谓边界层进口段效应）。因此，那一部分的长度l越短，促进传热的效果就越高。

但是，如果做得太短，则不能得到上述在入口部分处的均匀速度分布，传热效果相反会下降，所以必须注意。另外从制造考虑，l的长度3mm左右为极限。

为了获得有效的、理想的促进传热效果，l/L取0.3以下为好，从实际应用看，l最好取2.5mm以上，尤其是3mm以上至50mm左右。

第3图是由图1所示的传热片（1）及与该传热片（1）有温差的传热管（2）组成的热交换器的局部剖面图，传热管（2）贯穿过传热片（1），与传热片（1）之间的流体流动方向A相垂直。传热管（2）中有另一种热介质流动。在这种情况下，传热片的l/L的影响与上述情况相同。

第4图是用来说明与本发明实施例中有关的传热片形状的剖面图，带有多个通孔（13）、大致梯形波纹状的传热片（1），与前面所述一样，其相邻传热片波纹的相位错开半个周期，多片平行设置，在传热片间形成流体的流道（5），流体的大部分流过该流道（5），只有很少的流体通过通孔（13）。

当设置传热片（1）时使相邻传热片间错开半个周期时，在流道的流动方向产生扩大和缩小段，这里，设扩大段的流道宽度为H₁，缩小段的流道宽度为H₂，这两段流道截面面积比H₂/H₁为σ。

该流道截面面积比σ如现有技术中详细叙述过的那样，是用来规定第26图中所示的流道（51）和（52）的截面积的。它促进传热的方法是使流道（51）与（52）间产生静压差，使流体的一部分流过通孔（13），在扩大段即截面积大的流道内边界层变薄，而在截面积小的流道，是利用进口段效应比流体团的移动，来促进传热的，所以截面积比，即用于决定流速之比的流道截面面积比σ，在决定传热特性方面，具有最重要的意义。

事实上，σ＝1即意味着是单纯的多孔平行平板，它如现有技术所表明的那样，基本上不具有促进传热的效果。又，σ＝0意味着一条流道是闭塞的，当然不可能希望它有促进传热的效果。因此，决定有效的σ的值，在实际应用的设计方面具有十分重要的意义。

通过在空气中的实验，研究了σ值对传热特性的影响，获得如第5图所示的结果。图中纵轴表示η，横轴表示σ，参数是雷诺数Re。

这儿，Re（基本上代表流速的大小）及η与前述的定义相同。而平均努塞尔数Nu是表征热交换特性的无量纲数。

Nu：本实施例的平均努塞尔数

α：本实施例的平均放热系数

从第5图可知，如果取σ＜0.5，则不管在何种情况下，传热效果与平行平板相比，大约均在2倍以上。该趋势基本不因Re数而变化，并且，即使改变其他的形状参数该趋势也基本不变化。

还有，作为其他的形状参数，如下的范围较理想。

d＝0.05～6mm

β＝0.05～0.40

l/L为0.3以下（l＞2.5mm）

σ的值所以要取小，原因在于如前所述，当σ取大时，相邻的流道间不会产生有效的流速差，并且得不到有效的进口段效应。

因此，从第5图可知，对于单相对流特别在低Re区，为了使传热特性得到有效的改进，理想的应是σ＜0.5。又，随着σ的变小，流道阻力会增大，所以从实用性考虑，最好取0.1以上。还有，作为传热片（1）间的平均距离P，P＝1～2mm（小型，例如家庭空调用），P＝6～10mm（中型）较合适。

在如第3图所示，传热片（1）上接合有与该传热片（1）有温差的传热管（2）的情况下，流道缩小段与扩大段面积比σ对传热特性的影响，与上述情况相同。第6图是本发明实施例中传热片的纵向剖面图。

传热片（1）有多个通孔（13），沿流体的流动方向被周期性地弯曲成大致为梯形波纹状，在相邻的传热片间，使弯曲的相位错开半个周期，多片平行设置。令前述传热片（1）半个弯曲周期在轴向的投影长度为l，传热片全长为L。d是该传热片（1）上的多个通孔（13）的孔径（直径）。通孔（13）的开孔面积在传热片（1）的面积中占的比例（即开孔率）为β。该传热片（1）梯形形状的斜边与流动方向之间的夹角为θ。

另外，由于相邻传热片间错开半个周期，流道沿流动方向出现了扩大和缩小段，把在扩大段及缩小段的流道宽度分别定为H₁及H₂，其截面面积比H₂/H₁定为σ。

在这种结构下，可以取：H₁＝9mm，H₂＝3mm，l＝15mm，L＝100mm，β＝12.5%。

现在讨论图示的通孔（13）外径d的影响。与本发明有关的传热片促进传热的方法，主要是通过使相邻的流道间产生静压差，以使流体的一部分流经过通孔（13）来促进传热的，所以，该通孔（13）的孔径d对促进传热的特性有很大的影响。

第7图图示了通过空气中的实验来研究孔径d的值对传热特性影响的研究结果。

第7图中，参数Re用下式定义：

而纵轴的η用下式定义：

Nu：本实施例的平均努塞尔数

α：本实施例的平均放热系数

第7图的趋势基本不因Re数（基本上表示流速的大小）的变化而变化，而且，即使改变其他的形状参数（未图示），也基本无变化。

根据实验，当开孔率为0.05～0.3，l/L为0.3以下，H₂/H₁为0.5以下时，可得到与第7图相同的趋势。

根据第7图，对于孔径d，η具有极大值，从该结果可知，在孔径d＝0.5～6.0的范围内，η可得2倍以上的高值。

其原因一方面是，即使开孔率一定，如第6图所示，传热片（1）因为具有有限的板厚，随着孔径变小，通孔（13）的流通阻力会变大，即使相邻流道的静压差一定，通过通孔（13）的流体量将下降，所以促进传热的效果也会变小;另一方面可以认为，如果孔径增大到某一程度，因为开孔率是一定的，所以通孔（13）部分的流动阻力也变为一定，但一旦孔径不断地变大，通孔（13）的配置间距会变大，便不能做到在现有技术的说明中已叙述过的均匀吸入这一点，η也会下降。从上述情况可以认为，孔径d存在适当的值。

即已了解到，为了获得有效的η，通孔孔径d＝0.5～6.0mm是必须的。

当然，即使通孔（13）不是圆形的，只要其面积与上述范围直径的圆面积相对应，便可获得同样的结果。

第8图是汽车等的散热器广泛使用的波纹片式热交换装置。图中，（1）是与图1所示相同的传热片。它有多个通孔（13），沿着空气等流体A的流动方向被周期性地弯曲成基本梯形波纹状，弯曲的相位错开半个周期并多片平行设置。与传热片（1）有温差的两根水管（2）设于传热片（1）的两侧，管内流过引擎冷却水等的流体B。传热片（1）与水管（2）接合在一起，在流体B与流体A间进行热交换。

对于第8图所示那样的热交换器，水管（2）侧的热交换特性，因为使用水等作流体B，所以一般来说热交换特性良好，从而要求通过空气等流体A的传热片侧的传热特性有所改善，通过使用与前面所述同样的结构，并使通孔（13）的孔径与上述一样取0.5～6.0mm范围内的适当值，便能获得传热特性出色的装置。

本发明促进传热的方法，主要是通过使相邻两流道间产生静压差，以使流体的一部分通过通孔（13）来促进传热的，从此意义来看可以认为，该通孔（13）的开孔率β也是直接支配着流体的流通量的，β对促进传热的特性影响非常大。

通过空气中的实验，研究了β值对传热特性的影响，获得如第9图所示的结果。

第9图中，参数Re用下式定义：

图中给出了三种Re（Re＝400、750、2000）数的结果。纵轴是考虑了通孔造成的传热面积减少后的η，按下式定义：

平均努塞尔数Nu是表征热交换特性的无量纲数，它用下式定义：

第9图的趋势几乎不因Re（基本上显示流速的大小）的变化而变，而且即使改变其他的形状参数（未图示），也几乎不变化。

从第9图来看，对于开孔率β，η具有极大值，从此结果可知，在开孔率β＝0.05～0.30附近，η可得2倍以上的高值，尤其在0.05～0.2附近为极大。

其原因可考虑如下：

如果不考虑因通孔（13）的存在导致的传热面积的减少量，而对单纯的传热特性改进进行评价，则因为随开孔率β的增大，通过通孔（13）的流体流量也增加，所以η缓慢地增加。

但是，开孔率β增大也就等于减少传热面积，考虑了这一点，η变化结果便如第9图所示。

实际上的η是第9图所示的数值，即可知，为了获得有效的η，开孔率β最好取0.05～0.3，尤其是0.05～0.2。

在上面的描述中，就通孔（13）为圆孔的情况作了介绍，当然，在矩形等其他形状的情况下也能获得完全相同的结果。

作为其他的形状参数，如下范围为好：

d＝0.5～6mm

l/L：0.3以下（l＞2.5mm）

σ＜0.5以下

P＝1～2mm（小型）

P＝6～10mm（中型）

现就片管式热交换器作进一步详细说明。

一般情况下，片管式热交换器的结构是在与平行设置的多片传热肋片成直角的方向，贯穿过多根传热管，使这些传热管通过胀管等加工方法，与传热肋片保持紧密接触。让冷温水、冷介质等流体在上述传热管内流通，让空气等流体在传热肋片间流通，使该两流体进行热交换。

然而，在上述传热肋片间流动的空气流中，沿着传热肋片会产生流动的边界层。该边界层内的温度梯度处于极大的状态，也就是该边界层部分有很大的热阻。并且该边界层会随着空气流动方向而增厚，因此，传热肋片在流动方向的下游，传热效果显著下降。

这样，对于片管式热交换器的最大的问题是，传热肋片间空气的放热系数太低，为了提高它，有效的方法是防止上述边界层的形成和发展。

如第10图及第11图所示，片管式热交换器是由以一定间隔平行排列设置的多片传热肋片（21）以及向着该传热肋片（21）垂直插入的多根传热管（22）所构成，空气流如箭头所示，在传热肋片（21）间流通。传热肋片（21）的结构在第12图至第14图作了详细图示，在流道方向的全长尺寸为L的传热肋片（21）上，设有多个传热管插入孔。传热片（21）上开有多个通孔（13），沿着箭头所示的空气流A的方向，周期性地弯曲成梯形波状。

传热肋片（21）通过连接凸环（23）与传热管（22）接合在一起，该连接凸环（23）的平环部分（24）位于梯形波形高度方向中点的连线（25）上，该平环部分（24）上没有通孔（13）。（26）是梯形波状的传热肋片（21）的斜边部分。通过把该传热肋片（21）在相邻传热肋片间弯曲的周期性相位错开半个周期地层叠起来，构成热交换器。

在13图中，各部分的尺寸表示如下：空气流动方向A的全长尺寸为L，梯形波形的每个周期投影尺寸为l₁从传热肋片（21）的端部到第一个梯形波形斜边部分（26）起始位置的尺寸为l₂，梯形波形平坦部分（27）的尺寸为l₃，梯形波形斜边部分（26）在空气流方向的投影尺寸为l₄，其倾斜角度为θ，梯形波形高度为E，相邻传热肋片（21）的梯形波形高度方向中点的连线（25）间的尺寸为P，流道扩大段（35）和流道缩小段（36）的宽度分别为H₁和H₂，又，前述通孔（13）的孔径为d。

在这里，尺寸P与前述连接凸环（23）的高度是相同的。这是本发明的应用领域空调机用片管式热交换器的特征，是以传热片上连接凸环（23）的高度来决定传热肋片的间距尺寸P。

上述各尺寸可取如下的范围：如果把流道缩小段（36）的宽度H₂与流道扩大段（35）的宽度H₁之比值H₂/H₁作为流道截面积比σ，则σ的值在σ＝H₂/H₁＝0.15～0.45的范围;传热肋片间距尺寸P＝1.5～3.0mm;如果把多个通孔（13）的总面积与除去了传热管（22）贯穿部分的传热肋片（21）的面积之比作为开孔率β，则β范围为0.025～0.3;通孔（13）的孔径d的范围为0.5～3.0;设梯形波形平坦部分（27）的尺寸为l₃，如果把与空气流A垂直方向的传热管群称为列，其列数为NR，则它们与传热肋片（21）的空气流方向的全长L的关系式，即每1列的梯形波形的重复数（L/NR）/l₁＝2～6;梯形波形斜边部分（26）的倾斜角度θ值范围为θ＝45～65度。

对这样构成的片管式热交换器的作用进行说明。

第14图中，传热肋片（21a）与传热肋片（21b）间形成的流道为第1流道（31），传热肋片（21b）与传热肋片（21c）间形成的流道为第2流道（32），假定令流过第1与第2流道的空气流量与总压相同，在图上与空气流A的方向垂直的剖面Z-Z中，第1流道（31）与第2流道（32）的截面积不同，因此，流过第1流道（31）的空气流速较第2流道（32）的流速小，所以，第一流道（31）与第2流道（32）间产生静压差，部分流体（34）便通过通孔（13）从第1流道（31）流入第2流道（32）。

因此，对于均匀吸入侧的传热面，边界层可形成得非常薄，获得很好的促进传热的效果，而在喷出侧，由于进口段效应，能达到很高的传热性能。

由于把传热肋片做成梯形波纹状，所以传热肋片（21）的强度增加，热交换器的装配变得方便了。

现在分析流道缩小段（36）的宽度H₂与流道扩大段（35）的宽度H₁之比值H₂/H₁，即流道截面积比σ对传热特性的影响。对σ＝H₂/H₁＝0.15～0.45时的作用进行说明。

如前所述，因为流道扩大段（35）与流道缩小段（36）是在相邻传热肋片间反复出现的，所以，在流道扩大段（35）的梯形波形的平坦部（27），即在吸入侧，边界层可形成得非常薄，而在流道缩小段（36）的梯形平坦部分，即在喷出侧，由于进口段效应，传热性能显著提高。

如第15图所示，在取流道截面积比为σ＝0.15～0.45的情况下，在同一风速下表示热交换器性能很重要的因素即管外放热系数α与风压损失△P之比α/△P处于最大的区域。其原因是，在流道截面积比σ较小的场合，上述流道扩大段（35）与流道缩小段（36）的静压差变大，促进了吸入侧的传热，管外放热系数α虽增加，但因风压损失的增加比α的增加更大，所以α/△P下降。该原因在于，流道缩小段（36）的流动损失及随着扩大和缩小所引起的形状阻力的增大。

而在流道截面积比σ较大的情况下，风压损失△P变小，但吸入侧的传热效果（即所谓喷吸效果）不能充分利用，所以传热性能会下降。

现说明相邻传热肋片的梯形波形高度方向中点的连线（25）之间的尺寸（即传热肋片间距）取P＝1.5～3.0mm时的情况。

如前所述，因为流道扩大段（35）与流道缩小段（36）在相邻传热肋片间重复出现，所以在流道扩大段（35）的梯形波形平坦部分（27），即在吸入侧可形成非常薄的边界层，而在流道缩小段（36）的梯形波形平坦部分（27），即在喷出侧，由于进口段效应，传热性能显著提高。然后，当设流道截面积比σ为一定，并把相邻传热肋片的梯形形状高度方向中点的连线（25）之间的尺寸取P＝1.5～3.0mm时，如第16图所示，在同一风速下，表示热交换器的性能十分重要的因素之一即管外放热系数α与风压损失△P之比α/△P处于最大的区域。

在前述流道截面积比σ为一定，而使传热肋片间距P减小时，因为流道缩小段（36）的传热肋片间尺寸H₂变得很小，流动损失急剧增加，所以其结果，管外放热系数α与风压损失△P之比α/△P变小。另外在这种情况下，因为H₂变得很小，所以当作为热交换器装配时会发生这样的问题，即容易产生传热肋片间互相贴紧的不良情况。

当使流道截面积比σ为一定而传热肋片间距P增大时，通过通孔（13）的部分空气（34）相对于流过传热肋片间的大部分空气来说，其比例变小，因此，使吸入侧的边界层变薄这种喷吸效果带来的传热性能提高的程度变小。

现在讨论开孔率β的范围为β＝0.025～0.3时的情况，这里开孔率是指第17图中斜线所示传热肋片（21）上的多个通孔（13）的总面积对于不包括传热管（22）贯穿部分的以斜线所示传热肋片（21）的面积之比。

在同一风速下表示热交换器性能十分重要的因素之一的管外放热系数α与风压损失△P，其变化如第18图所示。

即，管外放热系数α与风压损失△P之比值α/△P随开孔率β变化，如第19图所示，从图可知，当开孔率为β＝0.025～0.3时，它处于最大的区域。

其原因是，开孔率β很小时，通过通孔（13）的空气部分（34）变小，所以传热性能下降。而开孔率β较大时，因为通孔（13）的总面积增加，所以传热肋片效率下降，促进传热的效果下降。此外，β很大时，传热肋片的强度也下降。

从第20图所示可知，在通孔（13）的外径取为d＝0.5～3.0mm及风速相同的情况下，影响热交换器的性能很重要的因素之一的管外放热系数α与风压损失△P之比α/△P的值处于最大区域。

其原因是，孔径d很小时，吸入侧的阻力系数变大，通过通孔（13）的空气部分（34）减少，其结果是传热作用下降。当孔径d在d＝0.5～3.0mm的范围内时，α/△P变化不大，而d一旦超过3.0mm，因为传热肋片效率下降，所以传热性能下降。从加工来看，如果开孔率β为一定，减少孔径d，则打通孔（13）用的冲压机要大型化，而孔径变大则传热肋片的强度下降。

接着，设梯形波形平坦部分尺寸为l₃，取与空气流动方向垂直的传热管群的列之数为NR，传热肋片（21）在空气流动方向全长尺寸为L，讨论每1列的梯形波形的重复数（L/NR）/l₁的范围为2～6时的情况。

在上述每1列的梯形波形的重复数（L/NR）/l₁取为2～6的范围时，如第21图所示，在同一风速下影响热交换器的性能很重要的因素之一即管外放热系数α与风压损失△P之比值α/△P处于最大区域。

其原因是，传热肋片的空气流方向的全长L是一定的，梯形波形平坦部分尺寸l₃减小，即等于扩大段与缩小段数目的增加，这样由于前述吸入侧的吸入效果及重复效果，传热性能会提高，但风压损失增加更大，最终结果是α/△P下降。该风压损失增大的原因之一是，与由扩大和缩小引起的形状阻力的增加相比，进口段更新周期的缩短会引起更大的流动损失。

传热肋片的空气流动方向的全长L一定时，梯形波形平坦部分尺寸增加，即等于扩大段、缩小段数目的减少，所以传热性能便下降。

接着对梯形波形斜边部分（26）与传热肋片（21）所组成的倾斜角取为θ＝25°～26°范围内时的作用进行说明。

当梯形波形斜边部分（26）与传热肋片（21）所成的倾斜角在θ＝25°～65°范围内变化时，从第22图可知，在同一风速下影响热交换器性能的重要因素之一即管外放热系数α与风压损失△P之比α/△P之值处于最大区域。

其原因是，梯形波形斜边部分（26）与传热肋片（21）所成的倾斜角θ很小时，梯形波形的高度方向尺寸E会变得比空气沿流动方向形成的温度边界层的厚度更小，重复效果不能充分利用，所以传热特性下降。而梯形波形斜边部分（26）与传热肋片（21）所成的倾斜角θ很大时，传热性能提高不大，风压损失却增大，从而使热交换器的特性下降。又，该倾斜角θ较大时，传热肋片成形时，容易发生传热肋片断裂的不良情况。

接着讨论如第23、24图所示，在梯形波形斜边部分（26）上设有通孔（13）的情况。

梯形波形斜边部分（26）的通孔（13）主要影响流动损失，梯形波形平坦部分（27）的通孔（13）使传热性能改善。即，在相同开孔率β的场合，如果在梯形波形斜边部分（26）处设置通孔（13），传热性能不大变化，而风压损失减少，其结果，管外放热系数α与风压损失△P之比α/△P提高。该流动损失所以会下降，是因为通过梯形波斜边部分（26）的通孔（13），空气流入到下游侧的扩大段，使得缩小段的流速下降的缘故。

如上所述，根据本发明，在一种由多根传热管和多片带有通孔的传热片组成的热交换器中，让传热片沿流体的流动方向周期性地弯曲成基本梯形波纹状，该传热片在相邻的传热片间弯曲的相位错开半个周期并多片平行设置，使上述流体主要不通过上述传热片的通孔而在上述传热片间的流道内流动，并且传热片的各种形状尺寸及间距等采用最佳参数，可具有能获得出色的传热特性这一效果。

Claims

1、一种热交换器，由多根传热管和多片平行设置的、带有许多通孔的传热片组成，一种介质沿着传热片间的流道流过传热管的外表面，另一种介质流经传热管内部，该传热片沿着前一种介质的流动方向被周期性地弯曲成大致梯形波纹板状，相邻的传热片波纹相位错开半个周期，上述第一种介质主要沿着上述传热片间的流道流动，少部分经通孔流到相邻的流道内，其特征在于，令相当于梯形波半个周期长度的传热片沿流道方向的投影长度为l、传热片的总长为L时，取l/L为0.3以下，且l为2.5mm以上，令流道扩大段的宽度为H₁、流道缩小段的宽度为H₂时，其比值H₂/H₁为0.1～0.5。

2、按权利要求1所述的热交换器，其特征是，通孔的直径d取为d＝0.5～6.0mm。

3、按权利要求1所述的热交换器，其特征是，通孔的开孔率β取为β＝0.05～0.3。

4、按权利要求1所述的热交换器，其特征是，传热片梯形波纹的斜边部分与流体流动方向所成的角度θ取为θ＝25°～65°。