纵向涡发生器在管翅式换热器中的应用及优化.pdf

<p>纵向涡发生器能够在较大幅度提升换热器换热能力的同时，较小幅度地增加其流动阻力。利用三维数值模拟的方法，详细分析和研究了纵向涡发生器对管翅式换热器传热流动的影响；并对纵向涡发生器的关键参数（攻角，数目，摆放位置）进行了优化。结果表明：纵向涡发生器的攻角为 ，采用对矩形小翼时，管翅式换热器的空气侧换热能力的提升幅度超过了其流动阻力增加的幅度，与未采用强化措施的换热器相比，其空气侧传热系数提升了 ，相应的流动阻力增加了 ；空气侧的换热能力随着纵向涡发生器数目的增加而逐渐变大，但空气侧的局部换热能力在第根换热管之后几乎不受涡发生器数目的影响；与纵向涡发生器的顺排布置相比，纵向涡发生器以交错叉排的方式布置时，可以在保证强化换热水平的同时，进一步减小换热器流道内的流动阻力。关键词：管翅式换热器；纵向涡；强化换热；数值模拟；优化 ：中图分类号：文献标志码：文章编号：（），（，）：（），收到初稿，收到修改稿。联系人及第一作者：何雅玲（），女，教授。基金项目：广东联合基金重点项目（）；国家重点基础研究发展计划项目（）。：，：（）（）：；引言管翅式换热器在工业领域和日常生活中有着广泛的应用，例如暖通、制冷与空调、汽车、石油、化工等。通常，翅片侧（即管外侧）的工质为气体，而气体侧的热阻占此类换热器总热阻的 ，是换热环节的主要热阻。因此如何减小气体侧热阻，强化气体侧的换热成为研究的重点。在翅片上安装纵向涡发生器是一种新型的强化换热措施。纵向涡能够对流体产生强烈扰动，增强冷热流体之间的混合，促使换热强化；并且能够以较小的流动损失获得传热系数的提升；加之纵向涡发生器易于加工，从 世纪 年代起，有关纵向涡发生器在管翅式换热器中的应用越来越多。现有的大多数关于小翼类纵向涡发生器强化换热的研究中，纵向涡发生器的摆放方式大多是“下降流型”（），对以“上升流型”（）方式摆放的纵向涡发生器的流动传热特性研究较少。当涡发生器以“上升流型”的方式摆放时，小翼迎风顶点之间的距离小于小翼尾部端点之间的距离，小翼对之间的流体向远离安装小翼对的翅片运动；当涡发生器以“下降流型”的方式摆放时，小翼迎风顶点之间的距离大于小翼尾部端点之间的距离，小翼对之间的流体朝着安装小翼对的翅片运动。等 、等 对“上升流型”的纵向涡发生器进行了系列的数值模拟和实验研究。最近 等 参考仿生学的方法，对“上升流型”的纵向涡发生器进行了优化研究。但在以往的研究中，对纵向涡发生器的厚度与翅片的导热考虑不足。本文针对纵向涡强化型管翅式换热器建立了三维计算模型，对“上升流型”摆放方式的纵向涡发生器在管翅式换热器中的应用进行了更为系统的优化分析，深入研究了纵向涡发生器的攻角、纵向涡发生器的个数以及纵向涡发生器的摆放形式等参数对管翅式换热器换热流动特性的影响，并对纵向涡发生器的关键参数进行了优化研究。物理模型图给出了在管翅式换热器中最常用的种纵图种不同类型的纵向涡发生器 向涡发生器，从左到右依次为三角翼、矩形翼、三角形小翼、矩形小翼；通常三角形小翼和矩形小翼是成对出现的。本文采用矩形小翼型的纵向涡发生器，并将纵向涡发生器以“上升流型”的形式布置在换热管的两侧，与换热管间形成了渐缩型的通道。之所以采取矩形小翼而没有采用三角形小翼，主要考虑是为了让更多的来流通过渐缩型的通道，在这种类似于喷管的通道中被加速（但选用矩形小翼牺牲了一部分压降），加速后的高速流体直接冲击到下游的换热管壁上，形成射流冲击，在射流冲击的作用下，使下游换热管上的边界层变薄、温度梯度提升，最终达到强化换热的目的。本文所研究的纵向涡发生器的布置形式可以同时实现纵向涡强化换热和射流冲击强化换热，被渐缩型通道加速的流体不仅能够射流冲击强化换热，还能够抑制换热管束上的流动边界层分离现象，使换热管上的流动分离点后移。高速射流和强烈旋转的二次流一起作用在换热管束及其尾迹区，最终减小了换热管后的尾迹区，达到了减小换热管形状阻力的目的。图所示为安装了矩形小翼型纵向涡发生器的管翅式换热器内核。矩形小翼型纵向涡发生器在管翅式换热器中的安装位置及自身尺寸如图所示。一对矩形小翼被对称地安装在换热管两侧。矩形小翼的高度为翅片间距的，即 ，长度为 。换热器的翅片间距为 。纵向涡发生器攻角的大小用来表示。图是所研究的管翅式换热器计算区域的俯视图和侧视图。翅片长度为 ，翅片宽度为第期何雅玲等：纵向涡发生器在管翅式换热器中的应用及优化图安装矩形小翼的管翅式换热器内核示意图 。换热管排数为排，纵向管间距与横向管间距均为 ，翅片的厚度为 。翅片的材质为铝。根据 等 的研究结果，后一排的纵向涡发生器能够将前一排纵向涡发生器产生的纵向涡进行“放大”；随着流动的进行，由于纵向涡与壁面之间的相互作用及纵向涡系内部互相作用，纵向涡的强度会逐渐减弱，当其在下游遇到新的纵向涡发生器时，其涡旋强度会被“放大”，被“放大”纵向涡的强度甚至超过第一排纵向涡发生器所产生的纵向涡强度。纵向涡被“放大”后的局部 数的极大值，取决于相邻两排纵向涡发生器的距离。据 等 的实验研究，当两排纵向涡发生器之间的距离为翅片间距的倍时，在后一排纵向涡发生器附近的局部 数达到最大。在本文的研究中，翅片间距为 ，则 ；所以，本文采用的翅片上纵向涡发生器的纵向间距为 ，与最佳的纵向涡发生器间距基本相同。图计算区域示意图 考虑到实际翅片结构在宽度方向上的对称性，为了节省计算资源并提高计算的速度，取图（）中的阴影区域为计算区域，计算区域宽度为 （横向管间距的一半），长度为 （即翅片流动方向的长度）。在计算中考虑到翅片厚度的影响以及翅片的固体表面与流体之间的耦合换热问题，在方向的计算区域中必须包含整个翅片厚度。考虑到翅片结构在翅片方向上周期性重复的特点，取图（）中虚线之间的部分为计算区域，计算区域的高度为 （即一个周期的翅片间距的高度），为了便于观察，图（）对计算区域进行了放大显示。表给出了纵向涡强化型管翅式换热器的主要几何尺寸及初始参数。数学模型 控制方程与边界条件由于管外侧空气流速低（），所以假图矩形小翼型纵向涡发生器的位置与尺寸 化工学报第 卷表纵向涡强化型管翅式换热器的主要几何尺寸及初始参数 ，（），设整个流动过程是稳态的，控制方程包括三维、稳态、不可压常物性的连续性方程、动量方程和能量方程。采用 算法耦合速度与压力。具体的控制方程见文献 ，在此不再赘述。边界条件计算中为了保证进口处的流速均匀，把计算区域向上游延长 倍翅片长度；为了保证出口区没有回流，把计算区域向下游延长倍翅片长度。进口边界条件为轴向速度、温度均匀分布，出口为充分发展边界条件；计算器区域的前后边界（即侧面）为对称性边界条件；计算区域的上、下边界为周期性边界条件；所有的固体表面（即翅片表面、换热管表面及涡发生器表面）为无滑移边界条件。关于边界条件的具体的数学表达式见文献 ，在此不再赘述。数据处理在本文的计算中，数和 数的定义如下，（）摩擦因子和传热科尔伯恩因子的定义如下 ，（）传热系数与对数平均温差的定义如下，（）（）（）（）（）换热量及沿程压损的定义如下（），（）为说明换热器沿程换热性能的变化，同样对沿程 数作出定义如下 （）（，）（）式中为计算方向上的宽度，（，）为壁面的局部 数，计算公式如下 （，）（）（）网格系统及其独立性验证如图所示，由于管翅式换热器内部流道的几何结构十分复杂，再加上纵向涡发生器的存在，使其难以生成简单的结构化网格。为了获得高质量的网格系统，本文对换热器的流道进行了分块处理。在没有换热管和涡发生器的区域，采用了六面体结构化网格系统；在有换热管和涡发生器存在的区域，采用了六面体非结构化网格系统。为了捕捉换热器内流动传热过程中的细节，对换热管壁面及涡发生器表面附近的网格进行了适当的加密处理。图计算区域网格划分示意图 为了验证网格系统的独立性，在进行计算之前，对套不同数目的网格（网格数目分别为 万，万，万）进行了考核。结果如图 所示，在本文所研究的 数范围内（），的偏差小于，因此，可以认为所考察的套网格独立。为了兼顾计算速度与计算精度，本文选择网格数目约为 万的网格系统来继续后面的研究。结果与分析首先验证所采用的数值模型的可靠性；然后分别从纵向涡发生器的攻角、纵向涡发生器的数目和纵向涡发生器的摆放形式出发，研究各自对管翅式换热器流动传热性能的影响；最后对影响纵向涡发生器性能的关键参数 攻角展开进一步的讨第期何雅玲等：纵向涡发生器在管翅式换热器中的应用及优化图不同网格数目下的 数的对比 论和流动传热的细节分析。数值方法的可靠性验证为了验证数值计算的可靠性，对一个有详细实验结果的新型管翅式换热器 进行了模拟计算。计算结果同 等 的实验结果对比，结果见图。由图可知，传热系数 的平均偏差小于，最大偏差为 左右；沿程压降的平均偏差小于，最大偏差约，符合一般的工程应用要求，说明数值模拟结果同实验结果吻合较好，因此，可以认为本文所采用的物理数学模型及数值方法是可靠的。图实验结果与计算结果的对比 纵向涡发生器攻角的优化图为不同攻角的矩形小翼型纵向涡发生器的布置情况，攻角 ，。图不同攻角的换热器结构 由于几何结构上的周期性重复，下游换热管附近的分布和前两排管类似，为了能够展现细节且节省空间，只给出了前两排换热管附件的分布情况。图给了 时，垂直于翅片高度方向的中间截面上（）的速度大小及流线分布。图（）是未加纵向涡发生器时的情况，可以看到，在换热管的尾部流速很低。尾迹区的流线说明了在换热管的尾部存在回流现象。这种旋转的回流结构被称为横向涡，其旋转主轴方向与主流方向垂直。横向涡的产生原因是流体在换热管束上的分离。横向涡使流体在换热管的尾迹区独自旋转，几乎不与主流区域进行质量交换，与主流区域的流动基本隔离。加了纵向涡发生器之后，由图（）（）可以看到，流线被拉伸并朝换热管尾迹区中间弯曲。这种收敛状的流线是由于纵向涡的存在而产生的。纵向涡和来自渐缩通道的高速喷射流将高动量的流体引入换热管后的尾迹区，有效地压缩并减小了尾迹回流区的尺寸。随着纵向涡发生器攻角的增加，纵向涡的强度也不断变大，流线朝尾迹区中央弯曲的程度越来越高，同时对应的尾迹区的尺寸也逐渐减小。发现前一排的纵向涡发生器对后一排的换热管后的尾迹区影响不大。图 是 时，垂直于翅片高度方向的化工学报第 卷图不同纵向涡攻角下流道内的速度大小及流线分布 中间截面上（）的温度场的分布。可见，对于未采用纵 向涡强 化 的 基 本 结 构 图（），换热管尾部的温度梯度很小。对于安装纵向涡发生器的结构 图（）（），换热管尾部的温度梯度逐渐增大。换热管的尾迹区通常是换热器流道内换热情况最差的区域，随着尾迹区温度梯度的增加，会导致热通量的提升，最终改善此区域的换热情况。在流体经过纵向涡发生器与换热管之间形成的渐缩型狭长通道时被加速，在这种射流冲击的作用下，下一排换热管上的边界层减薄、温度梯度变大、热通量增大，有利于强化换热。随着纵向涡发生器的攻角从（即基本结构）变化到 ，第二排换热管前端的温度梯度逐渐变大，这是因为随着攻角变大，渐缩型通道的缩放比也变大，流体以更高的速度冲击到第二排换热管的前端，使得换热管上的边界层更薄，温度梯度也更大。图 给出了换热器在不同攻角下全场平均传热系数和压降随 的变化情况。图（）所示为不同攻角下换热器空气侧传热系数的对比。随着 的增加，换热器流道内热边界层变薄，在纵向涡的作用下冷热流体的混合加剧，最终使得整场的第期何雅玲等：纵向涡发生器在管翅式换热器中的应用及优化传热系数得到提升。与基本结构相比，在计算的范围内（），攻角为 、的强化结构将换热器管外侧的传热系数分别提高了 、。这些计算结果表明，本文采取纵向涡发生器强化结构，能够显著地提升换热器管侧的换热能力，减小传热阻力。图（）给出了不同攻角下换热器空气侧沿程压降的对比。强化传热的同时往往伴随着压力的增加。与基本结构相比，在计算的范围内（），攻角为 、的强化结构将换热器的沿程压降分别增加了 、。沿程压降随着纵向涡攻角增大而逐渐变大的原因是由于纵向涡发生器所引起的形状阻力逐渐变大。图 不同纵向涡发生器攻角下换热器综合性能的对比 图 是不同纵向涡发生器攻角下换热器综合性能随 的变化情况（下角标“”代表未采用任何强化措施的基本翅片结构）。与基本结构相比，在计算的范围内（），攻角为 的强化结构将换热器的综合性能指标提高了 。对于攻角为 的强化结构，在 时，要比基本结构的差，在 时，要比基本结构好。随着 的增加，流体在被渐缩型的狭长通道加速后可以获得更高的速度，换热管后的尾迹区的大小可以被进一步减小，尾迹区的减小可以使得换热管引起的压差阻力减小；但同时，由纵向涡发生器引起的压差阻力却随着 的增加而变大。随着 的逐渐增大，由纵向涡发生器引起的换热管束的压差阻力的减小慢慢占主导地位，因此在较高的 时要优于基本结构。对攻角为 的强化结构，在整个 范围内，由纵向涡发生器引起的压差阻力的增加一直大于换热管束压差阻力的减小，所以其综合性能一 直 低 于 基 本 结 构，在 计 算 的 流 速 范 围 内（），其综合换热性能指标比基本结构降低了 。因此，本文认为在个不同结构的换热器中，为 和 的强化型换热器是最优的选择。但同时考虑到强化换热能力的大小，由图（）可得为 的换热器与基本结构相比，它将空气侧的换热能力强化了 左右，而引起的压降的增加较小。但与传统的强化措施相比，在强化换热的能力方面，并没有太多的优势。而为 的强化结构，可以将空气侧的换热能力强化 左右，并且在 较大时（），可以保证换热增加的幅度大于 沿 程 压 降 增 加 的 幅 度，达 到 了 强 化 换 热（）（）的最难以完成指标，所以接下来的优化研究中，将在 的换热器上展开。纵向涡发生器数目对换热流动的影响图 是不同纵向涡发生器个数下换热器的结构示意图。本文采用的纵向涡发生器为矩形小翼对（，）。在 计 算 中，纵向涡发生器的攻角设定为 ，换热管排数为。图（）为对矩形小翼（），图（）为对 矩 形 小 翼（），图（）为对矩形小翼（）。图 不同纵向涡发生器数目的换热器结构 图 给出了不同纵向涡发生器个数下换热器流道内的速度大小分布。由图可以清晰看到个不化工学报第 卷图 不同纵向涡发生器个数下换热器流道内速度大小的分布 同结构下换热器的高动量区域（即高速区域）。正如之前的讨论，流体在经过纵向涡发生器后，部分流体发展成高速旋转的二次流，部分流体被渐缩的狭长通道加速。在 的情况下，流体只在第根换热管附近被加速；在 的情况下，流体在第、第、第根换热管附近被逐步加速；在 的情况下，流体在每根换热管附件都被加速，纵向涡发生器下游的流体速度随着流动的发展逐渐变大。从图 还可以看到，在强烈旋转的二次流和渐缩通道加速的作用下，对于 的情况，第根换热管后的尾迹区尺寸有明显的减小；对于 的情况，第、第、第根换热管后的尾迹区尺寸有明显的减小；对于 的情况，第第根换热管后的尾迹区尺寸都有减小，且由于其几何结构在流动方向上的周期性重复，第第 根 换 热 管 后 的 尾 迹 区 形 状 几 乎一样。图 不同纵向涡发生器个数下换热器流道温度场的分布 图 为不同纵向涡发生器个数下换热器流道内的温度场的分布图。由图可知，在流体流经纵向涡发生器之前，种结构的温度场分布几乎相同。在 的结构里，第根换热管后的温度梯度比其余换热管后的温度梯度都要大；在 结构中，第、第根换热管后的温度梯度要大于 结构中对应换热管后的温度梯度；对比 和 结构中的温度分布，可以发现在 结构中每根换热管后的温度梯度都较 结构中对应换热管后的温度梯度要大一些。这是因为在 的结构中，每根（除了第根）换热管后的流动都受到上游换热管侧面纵向涡发生器和下游换热管侧面纵向涡发生器的双重影响，而在 结构中，每根换热管后的尾迹区仅受到个纵向涡发生器的影响。所以在 结构中，换热管尾迹区受到的扰动更多一些，其温度梯度也更大一些。图 不同纵向涡发生器个数下换热器流动传热特性的对比 图 给出了不同纵向涡发生器个数下换热器的流动传热特性的对比。图（）给出了空气侧传热系数在不同换热器结构下的对比。由图可得，与基本结构相比，在计算的 范围内，、的空气侧传热系数分别提升了 、。更多的纵向涡发生器得到更大的换热能力的提升，但同时，也增加了流动阻力，图（）第期何雅玲等：纵向涡发生器在管翅式换热器中的应用及优化给出了不同纵向涡发生器个数下沿程压降的对比。与基本结构相比，在模拟的 范围内，、的沿程压降分别升高了 、。图 给出了不同纵向涡发生器个数下换热器的综合性能的对比。由图可知，和基本结构相比，结构下的综合性能在计算的 范围内一直小于基本结构。和 结构下的综合性能在 时要低于基本结构，而在 时要高于基本结构。在 时，与基 本结 构 相 比，结 构 将 换 热器的综合性能指标提高了 ；结 构 将 换 热 器 的 综 合 性 能 指 标 增 加 了 。图 不同纵向涡个数下换热器综合性能的对比 纵向涡发生器的布置位置对流动换热的影响图 给出了纵向涡发生器在顺排布置和叉排布置下的示意图。图（）为纵向涡发生器的顺排布置示意图，对（个）矩形小翼对称的分布在第、第、第根换热管的两侧；图（）为纵向涡发生器叉排布置示意图，个矩形小翼有规律地交叉布置在第 第根换热管的侧面。两种纵向涡发生器结构下的矩形小翼数目相等。纵向涡发生器的攻角为 ，换热管管排数为。图 是纵向涡发生器不同布置形式下的速度场的对比图。在顺排结构中，如图（）所示，由于流道在几何结构上的对称性，速度场也呈现对称性。由于对纵向涡发生器被对称地安置在第、第、第根换热管后。鉴于纵向涡发生器所图 纵向涡发生器顺排结构和叉排结构的示意图 能带来的强烈的二次流旋转和射流冲击加速作用，所以在对应的换热管后，其尾迹区的尺寸都有一定程度的减小。由顺排布置的几何结构图（）可知，在第、第、第根换热管的两侧，均布置有个矩形小翼型的纵向涡发生器，流体流经换热管时会在两侧形成两股对称的高速射流，但这两股高速射流的速度分量在横向是相反的，因此这两股对称的高速射流在横向上就会彼此削弱对方的速度，最终削弱两股高速射流对尾迹区的影响，从而减弱高速射流的射流冲击强化换热效果。但对于纵向涡发生器的叉排布置来说，如图（）所示，由于几何结构的不对称性，其速度场也是不对称的。个矩形小翼被交错地安置在第第换热管的侧面。每个纵向涡发生器都是独立地改善换热管后的尾迹区而没有受到其他影响，每个纵向涡发生器引起的高速射流都能充分发挥自己的潜力。在顺排结构中，第、第、第排换热管后的尾迹区得到较大程度的改善，但仅有个；但在叉排结构中，前排换热管的尾迹区都得到了一定程度的改善。图 给出了纵向涡发生器不同布置形式下温度场的对比图。在顺排结构中，如图（）所示，由于几何结构上对称性，所以温度场分布也呈现对称性的特点。流体在换热管的尾迹区流速很低，与主流区域的热量和质量交换很少，所以尾迹区的流体温度和换热管的壁温非常接近，温度梯度很小，属于热通量很低的区域。在纵向涡发生器的顺排布置中，由于强烈旋转的二次流和高速的射流的影响，在第、第、第根换热管后的尾迹区面积大幅度减小，温度梯度有不同程度的上升，有利于流道内的热量交换。而在第、第、第根换热管附近没有纵向涡发生器的存在，低热通量区域一直延伸到下一排的换热管束上，对换热造成了不利化工学报第 卷的影响。图（）所示为纵向涡发生器叉排结构下的温度场分布，由于几何结构上的不对称导致了温度场的分布也不对称。纵向涡发生器被交错地布置在第第根换热管侧面，由于旋转的二次流和射流的影响，在第第根换热管后的尾迹区都得到了一定程度的减小，在第第根换热管后的低热通量区域均得到一定程度的遏制，这些因素都有利于强化换热。图 所示为不同纵向涡发生器布置形式下流动传热特性的对比。图（）为不同纵向涡布置形式下空气侧传热系数的对比。在计算的 范围内（），与纵向涡发生器顺排结构相比，纵向涡发生器叉排结构的将空气侧的传热系数提高了 ，同时，纵向涡发生器叉排结构的沿程压降降低了 。由此可以发现，纵向涡发生器的叉排结构可以在保持强化换热水平不变的情况下进一步地降低流动阻力，其原因归功于纵向涡发生器的非对称性布置。可以预测，随着流速的提升，非对称性的强化换热结构将进一步地降低流动过程的压降。图 不同纵向涡发生器布置形式下流动传热特性的对比 纵向涡发生器流动传热细节的进一步分析及攻角的再优化在本文 节中，针对以“上升流型”形式摆放的纵向涡发生器的攻角应用进行了初步的优化研究。攻角为 时，虽然（）（），但其强化换热效果一般；攻角为 时，由于形状阻力随着角度增加而增大，在 相对较大时才能达到（）（）。根 据 等 、等 对“上升流型”摆放形式的研究并综合 节的研究结果，本文继续深入研究了纵向涡发生器攻角 时的流动换热性能。图 给出了不同纵向涡发生器个数下换热器流道的结构示意图。图 （）安装了对矩形小翼型的纵向涡发生器，在以后的讨论中简称为顺排 ；图 （）安装了对纵向涡发生器，在以后的讨论中简称为顺排 ；图（）安装了对纵向涡发生器，在以后的讨论中简称为顺排 。图 给出了 时（对应进口速度 ），纵向涡发生器个数为对时，垂直于方向上 个横截面（个横截面的坐标为第期何雅玲等：纵向涡发生器在管翅式换热器中的应用及优化 ，）的等速 线 分布。由 图 可得，在整个流动区域，从换热器流道的进口至出口，纵向涡发生器而产生的二次旋流一直保持在较高的速度，其周向速度可达主流方向速度的倍以上。图 为 、纵向涡发生器个数为对时的流线图。由图可知，在流体经过纵向涡发生器时，有种较为明显的纵向涡产生：第种也是最重要的一种，叫做主涡旋，主涡旋的产生是由于流体在纵向涡发生器前沿的分离；第种叫做角涡旋，涡旋强度较主涡旋稍弱，一般在纵向涡发生器的后缘附近出现，有类似于马蹄涡的特点，形成的原因是近壁面区域涡线的变形；第种叫做诱导涡旋，涡旋强度更弱一些，一般出现在纵向涡发生器与翅片连接处且压力相对较低的一侧。在这种涡旋中，角涡旋与主涡旋的旋转方向一致；诱导涡旋与主涡旋的旋转方向相反。换热器的流道有这种涡旋组成的纵向涡系的作用下，流场受到强烈的扰动，换热情况得到显著的增强。图 换热器流道内的流线图 图 给出了 ，纵向涡发生器个数为对时，垂直于方向个截面上（个横截面的坐标为 ，）的速度矢量分布。由于纵向涡发生器布置在第、第、第根换热管侧面，所以由第排纵向涡发生器产生的纵向涡在第、第排纵向涡发生器处会被加强；从图 也可以看出前个截面上的涡旋矢量非常明显，而在第和第个截面上的涡旋矢量逐渐消失。图 为 、纵向涡发生器个数为对时，垂直于方向个截面上（个横截面的坐标为 ，）的温度分布。由图可得，随着流动的进行，横截面上的温度逐渐降化工学报第 卷图 垂直于流动方向截面上的速度矢量分布 低，流体被温度较低的换热管冷却。由于纵向涡系对流场的剧烈扰动和二次流涡旋强烈的卷吸作用，主流方向的流体与换热管尾迹区的流体掺混更加均匀，所以整个横截面上的温度分布显得比较均匀。同时，由于纵向涡与周围流体作用时，总是在最外层旋转的流体先与周围的流体混合交换质量和热量，纵向涡中心的流体受到的扰动反而较小，由图 可以看到纵向涡旋中心的速度相对较低，以上这些因素导致纵向涡中心流体的温度相对较高，形成热核，在第个横截面上可以清晰地看到个热核；随着流动的发展，纵向涡之间的互相作用加上纵向涡与翅片壁面之间的互相作用，不同区域流体的混合更加深入，在第个横截面上的温度分布就看不到明显的热核；而在第个截面上，由于纵向涡被“放大”，又形成了与第个截面上类似的温度分布，但整个截面上的温度有所降低；第个截面与第个截面上的温度分布相似，同样整体温度有所下降；由于纵向涡再次受到了“放大”作用，在第个截面上，热核已经不是十分明显，其温度分布情况与第、第截面相似；由于纵向涡的强度随着流动的进行逐渐变弱，在第、第截面上已经看不到温度较高的核心区域，整个截面上的温度分布趋同。图 为不同纵向涡发生器个数下换热器沿程 数的对比。由图可得，对于基本结构和种强化结构来说，在流体遇到第根换热管之前，的分布基本是相同的。在进口区域非常大，然后急剧下降。进口区域的高 是由于进口段极薄的边界层和较大的温度梯度所引起的。随着流动的发展，边界层逐渐加厚，也随之降低。对基第期何雅玲等：纵向涡发生器在管翅式换热器中的应用及优化本结构来说，分布沿着流动方向上一共有个极值点（个极值点的坐标分别为 ，），每两个相邻极值点之间的距离与相邻换热管的纵向管间距基本一致，出现在换热管与翅片的结合处。极值点的出现一方面是因为马蹄涡的形成，强化了换热管附近的换热；另一方面是因为换热管壁附近较大的温度梯度。对于基本结构，在第一根换热管之后，它的 迅速下降，一直等遇到第根换热管才重新上升变大；而对于强化结构，在遇到第根换热管之前，的变化曲线下降一些之后就重新上升到新的极值点（新极值点的坐标为 ），这主要是因为在第根换热管附近形成了纵向涡，进一步强化了换热管附近区域的换热情况。由图还可以清晰地看到，基本结构中换热管后尾迹区的 要低于种强化结构在同一区域的；顺排 结构中换热管后尾迹区的 要高于顺排 和顺排 结构中尾迹区的，这主要是因为在顺排 结构中，每根换热管附近都有纵向涡形成。对比种强化结构还可以发现，在顺排 结构中，在根换热管附近一共可以看到对极值，它们的坐标是 ，；，；，；，；，；，；，；在顺排 结构中，在第、第、第根换热管附近一共有对极值，它们的坐标为 ，；，；，；在顺排 中，只有第根换热管附近有对极值，坐标为 ，。而对于基本结构来说，只有单个的极值，而没有成对的极值出现。极值对出现的原因是换热管附近马蹄涡和纵向涡综合作用的结果。由图 还可以发现，在第根换热管之后，基本结构和强化结构的 基本上趋同，可见即使纵向涡的扰动一直持续到换热器流道的出口，但由于出口段边界层很厚且温度梯度很小，换热能力已经很弱，即使进行强化，也收效甚微。图 是不同纵向涡个数下换热器整体流动换热性能的对比。图（）为传热系数的对比，图图 不同纵向涡发生器个数下流动换热性能的对比 （）为沿程压降的对比。由图（）可得，基本结构和个强化结构的空气侧传热系数均随 的增加而增加。与基本结构相比，在计算的 范围内（），顺排 结构将传热系数提高 ，顺排 强化结构将传热系数提高了 ，顺排 强化结构将传热系数提高了 ，这些结果表明纵向涡发生器能够显著提高换热器空气侧的换热能力。传热系数的提升往往伴随着压力的提高，由图（）可得，基本结构与个强化结构的沿程压降均随 的增加而增大。与基本结构相比，在计算的 范围内（），顺排 强 化 结 构 的 沿 程 压 降 增 加 了 ，顺排 强化结构的沿程压降增加了 ，顺排 强化结构的沿程压降增加了 。逐渐增加的压损主要源于纵向涡发生器带来的形状阻力。图 所示为不同纵向涡发生器个数下换热器换热器的综合换热性能的对比。由图可得，在所计算的 范围内（），与基本结构相比，顺排 强化结构将换热器的综合性能提升了 ；顺排 强化结构将 换 热 器 的 综 合 性 能增 强 了 ；顺排 强化结构将换热器的综合性能强化了 。种强化结构的综合性能均优于基本结构，这意味着纵向涡发生器引起化工学报第 卷图 不同纵向涡发生器个数下综合性能的对比 的换热增加的幅度大于纵向涡发生器引起的阻力增加的幅度。较大的意味着在同样的泵功限制下，完成同样的换热量时需要较少的迎风面积，因此与其他几种换热器结构相比，顺排 强化结构需要最少的换热器迎风面积。这些结果表明，矩形小翼型的纵向涡发生器在大幅度提升换热器换热能力的时候，仅以相对较小的幅度增加流动阻力，是一种高效低阻的强化换热技术。结论（）将矩形小翼型的纵向涡发生器置于换热管束的侧面，可以使得经过它的流体产生强烈的二次流旋转和高速射流。在二次流和射流的综合作用下，换热管束上的流动分离现象被延迟，换热管束后的尾迹区尺寸得到减小，这些效果都能减小换热管束的形状阻力。当换热管束形状阻力的减幅大于矩形小翼引起的形状阻力增幅时，管翅式换热器甚至可以实现强化换热的同时减小流动阻力的增加。（）将纵向涡发生器应用于管翅式换热器之后，可以大幅度地提升换热管外侧的换热能力。随着纵向涡发生器攻角的变大（），换热管外侧的平均传热系数也随增加，但流动阻力也随之升高。当纵向涡发生器的攻角 时，换热器具有较佳的综合换热能力，在本文计算的 数范围内，攻角 时的种强化结构顺排 、顺排 和顺排 的换热能力的增幅均大于流动阻力的增幅，达到了比较难以实现的强化换热指标（）（）。（）随着纵向涡发生器数目的增加，换热管外侧的换热逐步增强，其对应的流动阻力也相应增加。时，换热器中换热的强化幅度大于流动阻力的增加幅度；时，换热器换热能力的提升幅度在 相对较大时才高于流动阻力的增加幅度。（）时，随着流动沿着翅片方向的发展，纵向涡在翅片表面的强化换热能力越来越弱，在第根换热管之后，种强化结构顺排 、顺排 和顺排 的局部换热能力与基本结构相当。（），纵向涡发生器数目为对时，与纵向涡发生器顺排布置相比，当纵向涡发生器以交错叉排布置时，能够保证在强化换热水平不变的前提下（换热能力增强了 ），进一步降低换热器的流动阻力（流动阻力降低了 ）。符号说明 翅片间距，翅片厚度，摩擦因子 传热系数，传热因子 空气侧沿程压降，数 温度，速度，下角标 空气侧 进口 壁面 未采用强化措施的基本结构 ，（）：，（）：，（）：，第期何雅玲等：纵向涡发生器在管翅式换热器中的应用及优化 ，（）：，：，（）：，（）：，（）：，（）：，（）：，（）：，（）：，（）：，（）：，（）：，（）：，（）：，（）：，（）：，（）：，（）：（）（），（）：，（）：化工学报第 卷</p>