适用于结霜工况下的翅片管式制冷换热器用椭圆穿孔翅片

摘要

本发明提出一种适用于结霜工况下的翅片管式制冷换热器用椭圆穿孔翅片，所述翅片在沿高度方向的中心轴线上均匀布置有数个制冷基管孔，在翅片表面开有若干椭圆孔，沿翅片高度方向，全部椭圆孔成三列布置，椭圆孔几何尺寸相同，其中两列椭圆孔分别位于翅片表面空气来流侧与出流侧，来流侧椭圆孔的长轴与气流流向平行，并与气流出流侧椭圆孔的长轴方向相垂直；另一列椭圆孔位于制冷基管孔之间，这一列椭圆孔的长轴方向与空气出流侧椭圆孔的长轴方向相平行。本发明强化了结霜工况下翅片管式制冷换热器的换热性能，与传统翅片结构的制冷换热器相比，在同等制冷量的情况下，可达到节能、空气侧流动阻力减小、节省翅片金属材料及缩小制冷换热器体积的目的。

说明书

技术领域

本发明涉及制冷换热器，具体涉及制冷换热器的翅片结构。 

背景技术

目前，长期工作于结霜工况下的翅片管式制冷换热器基本上采用平翅片，部分采用波纹片。平翅片的主要作用是扩大传热面，对促进流体扰动的作用很小，换热效果不理想。强化型翅片如条缝形翅片、百叶窗翅片在结霜工况下，霜层的形成会堵塞翅片上狭小的空隙，从而使其丧失强化传热的能力，而且翅片表面空气的流动阻力也会增大。长期工作于结霜工况下的翅片管式制冷换热器必须进行频繁的融霜，而多次融霜又会增加能耗。因此，传统的翅片无法满足结霜工况下强化换热和节能运行的要求。 

中国专利文献CN201293596Y公开了“制冷换热器用三对称大直径圆孔翅片及制冷换热器”，其主要方案为：“在每一翅片上，以基管中心为轴，沿气流流动方向，基管前后各开设两个直径相同的圆通孔；两基管轴线中心处开设与前述二孔直径相同的圆通孔。”与平翅片及圆孔翅片相比，该翅片提高了制冷换热器换热效果，且有流动阻力小，易加工等特点。 

但是，该结构仍存在以下不足：对翅片表面对流换热的薄弱区域进行分析后，直接确定了翅片表面开孔的大小、位置、形状，并未对开孔的形状、扰流的效果等影响换热效果的因素进行深入广泛优化分析。因此，该翅片形式虽然能在一定程度上改善换热效果，但是在强化换热能力、减少流动阻力等方面仍有进一步提升的空间。 

发明内容

本发明提出一种适用于结霜工况下的翅片管式制冷换热器用翅片，在平翅片表面开若干个椭圆孔，椭圆孔按一定规律布置，间隔分布于翅片表面，通过该结构强化结霜工况下翅片管式制冷换热器的换热性能，与传统翅片结构的制冷换热器相比，在同等制冷量的情况下，可达到节能、空气侧流动阻力减小、节省翅片 金属材料及缩小制冷换热器体积的目的。 

本发明采用的技术方案如下： 

一种适用于结霜工况下的翅片管式制冷换热器用椭圆穿孔翅片，翅片中间开有一列制冷基管孔。其改进在于，在翅片表面开有若干椭圆孔，沿平翅片高度方向，全部椭圆孔成三列布置，椭圆孔几何尺寸相同，其中两列椭圆孔分别位于翅片表面空气来流侧与出流侧，来流侧椭圆孔的长轴与气流流向平行，并与气流出流侧椭圆孔的长轴方向相垂直；另一列椭圆孔位于制冷基管孔之间，这一列椭圆孔的长轴方向与空气出流侧椭圆孔的长轴方向相平行；所述椭圆孔长轴为r，短轴为t，制冷基管孔直径为D。 

优选地，本翅片的设计是围绕每一个制冷基管孔的中心，在气体来流侧和出流侧各开设有两个椭圆孔，椭圆孔中心与相邻制冷基管孔中心在翅片高度方向上的距离为B₁，与相邻制冷基管孔中心在翅片宽度方向上的距离B₂

进一步，所述位于翅片表面空气来流侧与出流侧的二列椭圆孔的数目相同，制冷基管孔直径为D，椭圆孔长轴的尺寸为r，短轴为t，r/D=0.68-0.76，t/r=0.68-0.83。 

更优选，椭圆穿孔翅片高度为H，宽度为B，厚度W，制冷基管孔孔径为D，各制冷基管孔之间中心距为Y，制冷基管孔之间的椭圆孔与相邻制冷基管孔的中心点间距为Y/2。所述翅片中各尺寸之间的相对关系为：t/B₁=0.45-0.56，r/B₂=1.00-1.22，D/Y=0.39-0.43，D/B=0.31-0.35，B₁/B=0.32-0.39，W=0.1-0.5mm； 

本申请人对翅片表面开椭圆孔的翅片管式制冷换热器进行了强化换热的优化分析。首先采用采用正交试验方法对表面开孔的孔型、孔径、位置参数等影响流动和换热的因素进行方案组合，采用数值模拟软件对各组合方案进行了模拟研究，获得了各组合方案的速度场、温度场和努谢尔特数分布，确定了各组合方案的流动和换热特征，量化比较了各方案翅片表面上换热的薄弱部位，获得了最优的组合方案。在此基础上，对优化方案进行试件加工，以平翅片管式制冷换热器试件做为比较基准，利用制冷实验风洞开展了结露工况下空气外掠翅片管式换热器的对比性实验研究。结果证实：椭圆穿孔翅片管式制冷换热器在干工况、尤其是结霜工况下具有换热效率高，节能效果显著、空气侧流动阻力小、节省金属材料的优点。 

本发明的优点如下： 

1、与平翅片、条缝形翅片及圆孔翅片相比，从传热机理的角度，翅片表面椭圆孔长、短轴的存在增强了气流对流动边界层的扰动，尤其是增强了对尾流区气体的扰动，减薄了热边界层的厚度，改善了翅片后部和基管尾部换热薄弱部位的换热效果，强化了翅片传热性能。 

2、本发明强化了结霜工况下翅片管式制冷换热器空气侧的换热，降低了翅片表面的结霜速率，减小了空气侧的流动阻力，大幅度节省了制冷能耗。 

3、在制冷量相等的情况下，本发明减少了翅片金属材料的用量，缩小了制冷换热器的体积。 

本发明可应用于冰箱、冷库、冷藏柜等长期工作于结霜工况下的翅片管式制冷换热器及风冷热泵，特别适用于“高风速下快速制冷”的制冷换热器。 

附图说明

图1是椭圆穿孔翅片的结构示意图； 

图2是A-A剖面图； 

图3是椭圆孔结构； 

图4是SK-E-B型椭圆穿孔翅片； 

图5是椭圆孔尺寸 

图6椭圆孔型翅片管式制冷换热器平面图 

图7是四种翅片实物图； 

图8是换热器单位面积换热量随风速的变化曲线； 

图9是翅片平均表面对流换热系数随风速的变化曲线； 

图10是不同风速下蒸发器阻力Δp随风速的变化曲线； 

图11是不同风速下三种实验片型压缩机能效比（COP）与平翅片压缩机能效比值之比η(η＝COP/COP_PF′)； 

图中：1-制冷基管孔；2-第一列椭圆孔，3-第二列椭圆孔，4-第三列椭圆孔，5-翅片。 

具体实施方式

以下结合附图详细说明本发明的结构及优点： 

1、翅片管式制冷换热器用椭圆穿孔翅片的几何结构： 

参见图1,、图2和图3，翅片5中间开有一列制冷基管孔1，使椭圆穿孔翅片采用胀管工艺可以紧密联接于管外径为D的制冷基管上。翅片表面开有椭圆孔，沿翅片高度方向，全部椭圆孔排成三列布置：气体来流侧为第一列椭圆孔2；制冷基管中间布置第二列椭圆孔3；气体出流侧布置第三列椭圆孔4。所有椭圆孔的几何尺寸相同。 

气体来流侧的第一列椭圆孔2的长轴与气体出流侧的第三列椭圆孔4长轴之间相互垂直，第二列椭圆孔3与第三列椭圆孔4的长轴相平行。第一列椭圆孔2与第三列椭圆孔4的数目相同，每相邻制冷基管孔之间布置有与来流侧椭圆孔长轴方向相垂直的椭圆孔，形成第二列椭圆孔3。 

2、椭圆穿孔翅片尺寸 

参见图1,、图2和图3，椭圆穿孔翅片高度为H，宽度为B，厚度W。沿翅片高度方向的中心轴线上均匀布置有数个制冷基管孔1，其孔径为D，各制冷基管孔之间中心距为Y。制冷基管孔之间的椭圆孔与相邻制冷基管孔的中心点间距为Y/2，翅片表面所有椭圆孔的长轴尺寸为r，短轴尺寸为t，二者关系为t/r=0.68-0.83。 

相邻制冷基管孔之间布置的第二列椭圆孔3其长轴位于翅片的纵向中心轴线上，与来流侧椭圆孔的长轴垂直。 

在翅片表面上，围绕每一个制冷基管孔的中心，在气体来流侧与出流侧各开设有2个椭圆孔，椭圆孔中心与相邻制冷基管孔中心在翅片高度方向上的距离为B₁，与相邻制冷基管孔中心在翅片宽度方向上的距离B₂，来流侧椭圆孔的长轴与气流流向平行，与出流侧椭圆孔的长轴方向相垂直；椭圆穿孔翅片高度为H，宽度为B，厚度W，制冷基管孔孔径为D，各制冷基管孔之间中心距为Y，制冷基管孔之间的椭圆孔与相邻制冷基管孔的中心点间距为Y/2。 

各尺寸之间的相互关系为：t/B₁=0.45-0.56，r/B₂=1.00-1.22，D/Y=0.39-0.43，D/B=0.31-0.35，B₁/B=0.32-0.39，W=0.1-0.5mm； 

图中的布置方式可以让第一列椭圆孔2长轴引起的扰动“干扰”到距离基管位置更近的流场区域，对流动边界层产生较大的扰动效果，尤其是增加了尾流区气体的扰动，减薄了边界层的厚度，强化了翅片传热性能，实现了强化传热的效 果。 

3、试件制作 

按上述所述制作具体的椭圆孔穿孔翅片，型号为SK-E-B，如图4和图5所示。翅片材质为铝，高度为296mm，宽度为61mm，厚度为0.5mm。沿翅片高度方向中心轴线上布置有6个直径为20mm的制冷基管孔，制冷基管孔之间的中心距为49mm，沿翅片高度方向中心轴线均匀布置，翅片二端的制冷基管孔中心距翅片的上、下边缘分别为26mm、25mm。每相邻制冷基管孔之间的中心点连线中间位置布置有1个椭圆孔，其与制冷基管孔之间的中心点间距为24.5mm，共计5个椭圆孔并排成一列布置。 

以每一个制冷基管中心孔为轴，在气体来流侧与出流侧各开设有2个椭圆孔，椭圆孔中心与相邻制冷基管孔中心在翅片高度方向上的距离B₁=21.5mm，椭圆孔中心与相邻制冷基管孔中心在翅片宽度方向上的距离B₂=13mm，来流侧椭圆孔长轴与气流方向相平行，与出流侧椭圆孔的长轴方向相垂直；翅片表面所有椭圆孔的长轴尺寸为14.4mm，短轴为10.8mm。 

将椭圆穿孔翅片SK-E-B经胀管工艺与直径为20mm的制冷基管紧密联接，翅片与翅片之间间距为10mm，共有28片，即可加工成为椭圆穿孔翅片管式制冷换热器，如图6所示。 

4、对比实验 

为进行对比性实验验证，按照已公开的专利文献CN201293596Y的结构特征描述，加工了对应的圆孔翅片，命名为SK-C-6翅片；为对比椭圆孔布置方式不同对换热的影响，在SK-E-B的基础上将来流侧的12个椭圆孔进行了90度旋转，称其为SK-E-A翅片。同时，以平翅片PF做为基础对比片型，分别将上述翅片片型：PF、SK-C-6、SK-E-A、SK-E-B片型用于翅片管式制冷换热器，进行风洞实验，研究这四种翅片形式的单位面积制冷量、翅片平均表面对流换热系数、制冷换热器的流动阻力值、蒸发器能效比。图7为翅片形状的实物图形及型号，为方便表述，对应的片型型号也即制冷换热器的型号为：PF型、SK-C-6型、SK-E-A型、SK-E-B型。 

5、实验结果分析 

①参见图8，风速1.5m/s-5.2m/s范围内，SK-E-B型椭圆穿孔翅片比SK-C-6型圆 孔翅片管式制冷换热器的单位面积制冷量提高2%-17%，比平翅片PF型管式制冷换热器的单位面积制冷量提高38%-46%。 

②参见图9，在前述风速范围内，SK-E-B型椭圆穿孔翅片平均表面对流换热系数比SK-C-6型圆孔翅片提高了8%-31%，说明相比专利文献“CN201293596Y”，本发明片型SK-E-B换热性能更好。 

③参见图10，不同风速下制冷换热器的流动阻力值，SK-E-B型椭圆穿孔翅片制冷换热器比平翅片平均降低了26.29%，比圆孔翅片制冷换热器平均降低28.8%。④参见图11，蒸发器能效比（COP）方面，三种新片型的压缩机COP与平翅片型的比值的平均值从高到低依次为：SK-E-B型＞SK-E-A型＞SK-C-6型；SK-E-B型椭圆穿孔翅片在实验风速范围内的能效比的范围在1.27-1.33之间，平均为1.29，而圆孔翅片“SK-C-6”在实验风速下制冷换热器的能效比范围在1.19-1.34之间，平均为1.23；在高风速下，椭圆穿孔翅片制冷换热器的能效比在三种翅片形式中最高，证明其高风速下换热效果最好。 

可见，SK-E-B型椭圆穿翅片管式制冷换热器具有更高的强化换热性能，尤其是在结霜工况下的换热性能，可以满足冷风机、冰箱、冷藏柜及风冷热泵等长期工作于结霜工况下的翅片管式制冷换热器的需要。 

6、对本发明技术方案的理论分析与实验验证： 

6.1数值模拟及正交试验分析 

数值模拟的目的在于对翅片表面空气侧的流动和换热情况进行分析，确定换热的薄弱部位。针对翅片管式制冷换热器建立三维数值模型，结合壁面函数实现对边界层的精确求解。计算求解利用模拟软件FLUENT完成，模型为k-ε两方程模型，压力场与速度场的耦合计算采用SIMPLC算法，控制方程的求解采用QUICK方式离散，物理模型的建立、网格划分及边界条件类型的指定依靠专用前处理软件GAMBIT2.4实现。边界条件设置如下： 

①空气为常物性不可压缩流体；忽略基管与翅片之间的接触热阻，忽略辐射换热。 

②基管设为恒壁温边界，温度为347.4K；采用翅片导热、翅片表面与空气间的对流传热耦合求解翅片表面温度； 

③速度型入口指定迎面风速和空气温度，入口温度297.8K，风速范围 

1m/s-4m/s；出口段设为自由出流边界； 

④翅片边缘及中剖面采用绝热边界条件，空气流道为对称边界条件。 

模型的模拟结果与同样边界条件下的实验值进行对比以验证模拟结果的准确性，如表1所示。 

表1.平翅片平均表面对流换热系数实验值h_z'与模拟值对比(单位W/m²K) 

由表1可知，在上述四种风速下，相比于实验值，三维模拟值的误差在20%以内，模拟结果与实验结果接近，差异在工程上是可以接受的，可以用数值模型进行辅助实验优化。 

通过分析翅片不同孔型、孔径、开孔的位置，将正交试验的方法引入到翅片管式制冷换热器的数值模拟优化中，以解决多因素、多水平下的翅片形式设计工作。再通过模拟结果对不同正交组合方案进行对比分析，将优选的翅片方案制成试件进行实验测试分析，以证明椭圆穿孔型翅片管式制冷换热器具有换热性能优越的特点。 

表2.椭圆穿孔翅片的正交试验结果数据表（Re=1393） 

备注：位置参数B₁和B₂分别为相邻制冷基管孔与相邻椭圆孔中心点间的水平、垂直距离。 

正交试验组合方案中，椭圆形穿孔翅片SK-E-4换热性能最好，其进出口温差值和分析面努谢尔特数均为方案中的最高值，分别达到了13.83K、1432。穿孔尺寸变大时（如SK-E-7，SK-E-8，SK-E-9）损失了换热面积，导致其进出口温差降低；说明翅片表面开孔在增强空气扰动从而增强换热效果的同时，也会产生换热面积损失增大导致换热量减少的问题，这二方面存在优化的问题，说明进行开孔尺寸的优化很有必要。 

6.2显著性分析 

正交试验中寻找各因素的最佳水平的方法是将因素的某一水平参与的所有试验结果求和，根据结果之和的大小找到不同因素下的最佳水平，通常用“K”表示。不同因素对于结果影响的显著性大小，则通过“极差（△K）”进行评价，即将正交试验结果中各水平的最大值与最小值相减，差值越大，说明该因素的重要性程度越高。以努谢尔特数（Nu）作为评价翅片换热性能的指标作为进行分析结果评价的依据。由表2的最佳水平分析及极差分析，椭圆形开孔翅片的最佳水平组合为“长半轴=14.4mm，短半轴=10.8mm、位置参数B₁=21.5mm、位置参数B₂=13mm”。参数如表3。 

表3翅片设计参数 

6.3实验方案 

吸风式风洞制冷实验台为回流式低速风洞，由制冷系统、空气循环系统和测量系统组成。试件作为制冷系统的蒸发器安装于风道中，空气在风机驱动下在风道内完成循环过程。制冷系统由活塞式压缩机提供冷源，冷凝器采取水冷方式。风道壁采用玻璃钢铆接，外表面采用双层橡塑保温，热损失可忽略不计。试验装置经标定，测试段风道截面温度不均匀性低于±0.1℃，气侧和水侧的热平衡误差不高于5%。每次更换试件时，用称重法控制冷媒的充注量保证充注量相同。 

实验采用空气焓差法确定制冷量。 

测量系统集成了热电偶温度测量系统、湿球温度测量系统、风速测量系统、温湿度调节系统、阻力测试系统和温度校核系统。各仪器的参数如表4所示。 

表4试验台测试系统所用仪器参数 

为满足对比性实验工况的要求，实验开始时通过试验台的电加热器和加湿器调节风洞内空气状态点，以干球温度25±1℃，相对湿度40±3%为各对比试验的标准试验起始工况状态点。试验过程中实验室内的温度维持在27-30℃，以减少外界热扰对实验数据的影响。 

试验过程如下：制冷系统运行30分钟稳定后，各测量系统开始测量，每个试件连续测量5h，测量间隔为30mins。数据即时输入计算机存储。分别在1.5m/s、2.5m/s、3.11m/s及4.3m/s的迎面风速下，每个试件进行一次实验。每次测试的实验程序如下： 

①.对室内温度进行测量，判断能否进行实验。 

②开启风洞循环风机，对空气温度、湿度进行测量；判断风洞内部空气的状态是否满足对比实验工况要求；若满足，进行下一步；否则利用温度和湿度调节装置调节空气状态点。 

③调节风阀，利用毕托管测量风速，使其满足实验要求。 

④开启冷却水系统。冷却水进出水稳定后，对其流量进行测量。 

⑤开启制冷系统。接通启动电容，开启压缩机，断开启动电容。记录压缩机运行过程中的制冷剂压力。 

⑥系统启动完成后，运行30mins，待系统稳定后，开始测量。 

⑦数据记录。每隔30mins记录实验段进出口温度、湿球温度、压差、风速、耗电量和冷却水温度、流量数据，连续记录5h。 

⑧实验结束，依次关闭压缩机、冷却水系统、风机系统。 

⑨相应工况完成后，更换换热器试件，重复1-8，完成其余工况实验。 

6.4评价指标 

本实验以翅片管式制冷换热器试件的传热和流阻性能四个参数：换热器试件单位面积换热量、翅片表面对流换热系数、压缩机COP和换热器空气侧流动阻力作为分析指标。各指标计算方法如下： 

翅片管式制冷换热器换热量Φ_a

式中：Φ_a为翅片管式制冷换热器换热量，W；ρ为空气密度，kg/m³；为流速系数（经标准毕托管校核，取0.95）；ρ′为压差计所用液体（酒精）密度，kg/m³；h_v为液面高度差，m。Δi为试件进、出口的焓差，J/kg；A_e为实验段截面积，m²。g为重力加速度，取9.8m/s²。 

热平衡校核计算式 

Φ_W＝Φ_a+W′    (2) 

$>{\Phi }_W=\frac{m}{\mathrm{\Delta \tau }}\times c_w\times (T_{W2}-T_{W1})$>

(3) 

$>\Delta =\left|\frac{{\Phi }_W-{\Phi }_a}{{\Phi }_W}\right|\le 5\%$>

式中：Φ_w为冷凝器放热量，W；W′为单位时间压缩机对制冷剂做的膨胀功，W；Δτ为测量时间间隔，m为测量时间间隔内冷却水的质量，kg；水侧为20s；c_w为水的定压比热容，J/（kg·K）；T_W1与T_W2分别为冷却水进、出水温度，单位为K。 

进、出口焓值，由已知的大气压力和直接测到的空气干球、湿球温度由焓湿图确定。对于普通的制冷循环，式(2)是严格成立的。对于本实验平台，W′的数值很小且难以测量，可近似为0。本次实验空气侧和水侧的热平衡误差Δ不高于5%。 

翅片表面对流换热系数h计算式 

$>h={\Phi }_a/\{A\times [T_o-\frac{T_{f1}+T_{f2}}{2}]{\}}^{\text{'}}---\left(5\right)$>

式中：T_o为换热器翅片管壁外表面平均温度，℃；T_f1为换热器翅片进口空气温度，℃；T_f2为换热器翅片出口空气温度，℃；A为总换热面积（包括翅片面积、基管面积），m². 

进、出口空气温度分别由安装在测试段的9对热电偶测得；管壁外表面温度由嵌入基管表面的3对热电偶测得，计算时均取各自平均值。 

换热器阻力ΔP计算 

ΔP＝9.8×K×L×ρ 

(7) 

式中：ΔP为换热器阻力，Pa；K为YYT-2000微压差计倾斜常数，本次实验为0.2；L为液面高差，单位mm。ρ为测量介质乙醇的密度，810kg/m3。 

压缩机COP计算式 

cop＝Φ_a/UI'    (6) 

式中：I为压缩机工作时电路的电流，A；U为压缩机工作时压缩机两端的电压，V。 

压缩机的耗电量直接由功率表测得；换热器阻力由微压差计测得。压缩机能效比COP为制冷装置的制冷量与输入功量之比，本申请文件以三种片型SK-C-6、 SK-E-A、SK-E-B与PF片的压缩机COP的比值η′作为分析对象。由于COP指标反映耗电量，所以η′值可以反应不同片型换热器的节能效果。η=COP/COP_PF′ 。