非對(duì)稱翅片管換熱器傳熱和阻力特性的數(shù)值分析

任志文， 馬 挺， 曾 敏， 王秋旺

(西安交通大學(xué) 能源與動(dòng)力工程學(xué)院， 熱流科學(xué)與工程教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室， 西安 710049)

非對(duì)稱翅片管換熱器傳熱和阻力特性的數(shù)值分析

任志文， 馬 挺， 曾 敏， 王秋旺

(西安交通大學(xué) 能源與動(dòng)力工程學(xué)院， 熱流科學(xué)與工程教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室， 西安 710049)

基于COMSOL軟件建立了一種非對(duì)稱翅片管換熱器的三維模型，對(duì)空氣側(cè)的流動(dòng)和傳熱特性進(jìn)行了數(shù)值研究，與平直翅片管換熱器進(jìn)行對(duì)比，并進(jìn)一步分析了不同雷諾數(shù)下交錯(cuò)角β對(duì)非對(duì)稱翅片管換熱器性能的影響.結(jié)果表明：在Re為3 239～9 700內(nèi)，與平直翅片管換熱器相比，非對(duì)稱翅片管換熱器的傳熱因子增大，平均增大量為13.95%，阻力因子減小，且隨著Re增大其減小效果更加明顯，平均減小量為4.80%；以MJF作為評(píng)價(jià)標(biāo)準(zhǔn)，且其他結(jié)構(gòu)參數(shù)不變時(shí)，β=30°時(shí)MJF最大，換熱器的綜合性能最好.

非對(duì)稱翅片管換熱器； 三維建模； 交錯(cuò)角； JF評(píng)價(jià)準(zhǔn)則； 數(shù)值分析

符號(hào)說(shuō)明：

l1——入口長(zhǎng)度，mm

l2——出口長(zhǎng)度，mm

L——翅片長(zhǎng)度，mm

H——翅片寬度，mm

t——翅片厚度，mm

a——翅片間距，mm

β——交錯(cuò)角， (°)

Di、Do——管子內(nèi)、外徑，mm

s1、s2——管子縱向、橫向間距，mm

u、v、w——x、y、z軸上的速度分量，m/s

ρ——流體密度，kg/m3

η、ηt——分子黏性系數(shù)和湍流黏性系數(shù)，Pa·s

Δp——入口、出口壓力損失，Pa

cp——比熱容，kJ/(kg·K)

p——壓力，Pa

T——溫度，K

kin、kout——因翅片管截面積突變引起的入口、出口壓力損失系數(shù)

k、ε——湍流動(dòng)能因子和湍流動(dòng)能耗散率

σk、σε——k和ε方程的湍流Prandtl數(shù)，σk=1.0，σε=1.3

um——空氣在最小截面處的流速，m/s

σT——湍流Prandtl數(shù)

Cμ——經(jīng)驗(yàn)常數(shù)，0.09

Ao——空氣側(cè)的換熱面積，m2

ΔT——對(duì)流平均溫差，K

λ——空氣導(dǎo)熱系數(shù)，W/(m·K)

Dh——當(dāng)量直徑，取Dh=4Ain/Lin

Ain——入口界面面積，m2

Lin——入口界面周長(zhǎng)，mm

j——傳熱因子

f——阻力因子

MJF——綜合評(píng)價(jià)指標(biāo)

周家斌表示，2018年全區(qū)保障性安居工程建設(shè)和棚戶區(qū)改造工作進(jìn)展順利，取得了階段性成果，但依舊存在開(kāi)工率不平衡，個(gè)別市縣推進(jìn)緩慢等問(wèn)題，希望未完成100%開(kāi)工的城市全力以赴，確保完成全年任務(wù)；已完成的城市進(jìn)一步加大投資，確保項(xiàng)目早建成、早見(jiàn)效。各地要明確任務(wù)，提前啟動(dòng)2019年棚戶區(qū)改造項(xiàng)目建設(shè)，嚴(yán)格執(zhí)行棚戶區(qū)改造貨幣化安置政策，加強(qiáng)對(duì)重點(diǎn)項(xiàng)目的監(jiān)管，全力實(shí)施好全區(qū)棚戶區(qū)改造新三年攻堅(jiān)計(jì)劃，并進(jìn)一步提高公共租賃住房保障力度。

Nu——努塞爾數(shù)

h——對(duì)流傳熱系數(shù)，W/(m2·K)

Pr——普朗特?cái)?shù)

k——總傳熱系數(shù)，W/(m2·K)

L′——流道長(zhǎng)度，mm

ηo——肋片總效率

ηf——翅片效率

下標(biāo)

i、j、k——張量下標(biāo)

in、out——入口、出口

f、w——流體、壁面

i、o——內(nèi)部、外部

翅片管換熱器作為一種高效的換熱設(shè)備，在石油、化工和制藥等行業(yè)的生產(chǎn)中占有重要地位.針對(duì)不同形式的翅片管換熱器，國(guó)內(nèi)外學(xué)者開(kāi)展了大量的研究.王啟川[1]總結(jié)了不同翅片形式的換熱器換熱、阻力特性以及相應(yīng)的經(jīng)驗(yàn)關(guān)聯(lián)式，為實(shí)際工程應(yīng)用提供了理論基礎(chǔ).趙建會(huì)等[2]利用Fluent軟件研究了非對(duì)稱翅片管換熱器管中心位置對(duì)空氣側(cè)流動(dòng)和傳熱的影響規(guī)律，找出了7種工況下最佳的管中心位置.邢淑敏等[3]通過(guò)實(shí)驗(yàn)研究了管中心非對(duì)稱的開(kāi)窗翅片換熱器的冷凝、蒸發(fā)換熱特性，結(jié)果表明：?jiǎn)闻殴軙r(shí)，非對(duì)稱翅片管換熱器與對(duì)稱翅片管換熱器性能相近；而雙排管時(shí)，非對(duì)稱翅片管換熱器的性能明顯優(yōu)于對(duì)稱翅片管換熱器.張立智等[4]通過(guò)數(shù)值模擬研究了采用一側(cè)開(kāi)縫、一側(cè)波紋的非對(duì)稱翅片管換熱器的換熱和流動(dòng)規(guī)律，發(fā)現(xiàn)在壓降損失基本不變的情況下，換熱器傳熱系數(shù)得到了明顯提高，并用實(shí)驗(yàn)證明了此結(jié)論.范國(guó)榮等[5]分別以j/f、j/f1/2和j/f1/3為評(píng)價(jià)準(zhǔn)則，對(duì)錯(cuò)位翅、波紋翅和百葉窗翅3種形式的縱翅片管進(jìn)行了換熱性能的模擬計(jì)算，結(jié)果表明：相同壓降和泵功下，百葉窗翅的綜合性能優(yōu)于其他2種形式的縱翅片管.Wejkowski等[6]對(duì)一種新型對(duì)流翅片管換熱器的流動(dòng)和傳熱特性進(jìn)行了數(shù)值模擬和實(shí)驗(yàn)研究，結(jié)果表明此新型換熱器具有較好的流動(dòng)特性，且自清潔效果較好.

按照表面形式的不同，翅片管換熱器可分為對(duì)稱和非對(duì)稱2種，非對(duì)稱翅片主要包括管中心到翅片兩邊距離不相等和開(kāi)縫式的非對(duì)稱翅片[7].近年來(lái)，非對(duì)稱翅片管換熱器開(kāi)始成為研究熱點(diǎn).王云雷等[7]提出了一種新型非對(duì)稱翅片管換熱器，并在不同工況下，以傳熱系數(shù)為評(píng)價(jià)指標(biāo)，將該換熱器與光管換熱器和環(huán)形翅片管換熱器進(jìn)行了對(duì)比分析，結(jié)果表明：在相同的參數(shù)條件下，非對(duì)稱翅片管換熱器的換熱效果優(yōu)于其他2種換熱器的換熱效果，且其緊湊性是環(huán)形翅片管換熱器的1.19倍.但文中未涉及壓降等其他性能參數(shù)的分析評(píng)價(jià)，僅以傳熱系數(shù)為評(píng)價(jià)準(zhǔn)則并不能全面反映換熱器的綜合性能.筆者在文獻(xiàn)[7]的基礎(chǔ)上，采用數(shù)值模擬對(duì)非對(duì)稱翅片管的流動(dòng)傳熱性能進(jìn)行了深入研究，為此類換熱器的推廣應(yīng)用提供參考.

1 數(shù)學(xué)模型及驗(yàn)證

1.1 三維幾何模型的建立

圖1為所研究的非對(duì)稱翅片管換熱器示意圖，由于結(jié)構(gòu)的對(duì)稱性，選取其中一個(gè)單元即圖1(b)中所示進(jìn)行模擬計(jì)算.主要幾何尺寸如表1所示.

1.2 數(shù)學(xué)模型

1.2.1 模型假設(shè)和控制方程

為了便于計(jì)算，在實(shí)際情況的基礎(chǔ)上對(duì)本模型進(jìn)行如下假設(shè)：(1) 流場(chǎng)內(nèi)流體均為不可壓縮牛頓流體；(2) 空氣入口流速和溫度分布均勻；(3) 換熱管內(nèi)壁溫度恒定為300 K；(4) 重力對(duì)傳熱和流動(dòng)的影響忽略不計(jì)；(5) 忽略輻射換熱，不考慮翅片與管外壁的接觸熱阻；(6) 研究范圍內(nèi)流場(chǎng)均處在穩(wěn)定的湍流區(qū)域(Re=3 239～9 700).

(a) 芯體示意圖

(b) 數(shù)值計(jì)算幾何模型

(c) 主要結(jié)構(gòu)參數(shù)

Fig.1 Schematic diagram of the asymmetric finned tube heat exchanger

表1 主要幾何參數(shù)

基于以上假設(shè)，采用k-ε湍流模型，控制方程[8-9]如下：

連續(xù)性方程

(1)

動(dòng)量守恒方程

(2)

能量守恒方程

(3)

湍流動(dòng)能方程

(4)

(5)

1.2.2 數(shù)值方法和邊界條件

采用有限元軟件COMSOL進(jìn)行計(jì)算，速度和壓力方程選用GMERS迭代，溫度方程采用PARDISO求解器，壁面采用壁面函數(shù)法.以空氣作為流動(dòng)介質(zhì)，換熱管采用銅管，翅片選用鋁.邊界條件的設(shè)置如下：(1) 入口邊界，空氣入口流速vin分別為3 m/s、4 m/s、5 m/s、6 m/s、7 m/s、8 m/s和9 m/s，入口溫度Tin設(shè)定為330 K；(2) 出口邊界采用壓力出口；(3) 對(duì)稱邊界，由于計(jì)算模型為翅片管換熱器中的一個(gè)單元，因此設(shè)定左、右表面為對(duì)稱邊界；(4) 周期性邊界，上、下表面設(shè)定為周期性邊界；(5) 壁面條件，設(shè)定換熱管內(nèi)壁溫度Tw為300 K，其余固體壁面采用耦合傳熱界面.

1.3 數(shù)據(jù)處理分析

傳熱因子j和阻力因子f是衡量換熱器換熱性能和阻力性能的2個(gè)重要指標(biāo)，主要的計(jì)算公式[8, 10-11]定義如下：

(6)

(7)

(8)

(9)

(10)

(11)

為了評(píng)價(jià)換熱器的綜合性能，以j/f1/3作為評(píng)價(jià)指標(biāo)，來(lái)判斷相同泵功條件下，換熱性能的強(qiáng)化是否大于阻力的增加.推導(dǎo)過(guò)程[5, 12-14]如下：

(12)

(13)

引入?yún)⒖剂縍：

(14)

(15)

JF評(píng)價(jià)因子MJF定義如下：

(16)

1.4 網(wǎng)格劃分與考核

網(wǎng)格的劃分對(duì)計(jì)算過(guò)程和結(jié)果都有著至關(guān)重要的影響，網(wǎng)格太稀疏一般會(huì)使計(jì)算結(jié)果不夠準(zhǔn)確，而網(wǎng)格太密會(huì)使計(jì)算時(shí)間大幅增加，且占用更多的計(jì)算機(jī)資源[15].為了滿足網(wǎng)格獨(dú)立性解的條件，劃分了49 519、173 167、258 754、313 345和515 608 5種網(wǎng)格.圖2給出了不同網(wǎng)格數(shù)下努塞爾數(shù)和阻力系數(shù)的計(jì)算結(jié)果.從圖2可以看出，當(dāng)網(wǎng)格數(shù)達(dá)到31萬(wàn)時(shí)，努塞爾數(shù)和阻力系數(shù)的誤差分別為0.64%和1.12%，此時(shí)由于網(wǎng)格不同所造成的誤差較小，滿足獨(dú)立性解的條件，在之后的計(jì)算中至少選用與其相當(dāng)?shù)木W(wǎng)格質(zhì)量.

圖2 網(wǎng)格考核結(jié)果

1.5 模型驗(yàn)證

為了驗(yàn)證對(duì)稱邊界的合理性[16-17]，對(duì)單通道模型和雙通道模型在入口速度為3～6 m/s時(shí)分別進(jìn)行計(jì)算，結(jié)果見(jiàn)圖3.由圖3可知，2種模型的計(jì)算結(jié)果差別很小，最大誤差不超過(guò)4.7%，因此采用對(duì)稱邊界是合理的，能夠簡(jiǎn)化計(jì)算.

以管外側(cè)面積為基準(zhǔn)的總傳熱系數(shù)k的表達(dá)式[10]為

圖3 對(duì)稱邊界條件的合理性驗(yàn)證

(17)

式中，物性參數(shù)和幾何參數(shù)已經(jīng)給定或者可以求出，總傳熱系數(shù)k可根據(jù)實(shí)驗(yàn)測(cè)得的數(shù)據(jù)得到，肋片總效率ηo、管外對(duì)流傳熱系數(shù)ho和管內(nèi)對(duì)流傳熱系數(shù)hi是未知的.

hi可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式進(jìn)行計(jì)算，采用常用的Dittus-Boelter公式[10]:

(18)

加熱流體時(shí)，n=0.4；冷卻流體時(shí)，n=0.3.

(19)

(20)

(21)

式中：A1為無(wú)肋的管表面積；A2為翅片表面積；H′為翅片高度，近似取為L(zhǎng).

翅片效率的計(jì)算是一個(gè)迭代過(guò)程，首先假設(shè)一個(gè)翅片效率，根據(jù)式(17)和式(19)可以算出ho，然后代入式(20)和式(21)算出新的翅片效率，當(dāng)這2個(gè)翅片效率誤差滿足要求時(shí)，跳出迭代，得到最終值.其迭代流程見(jiàn)圖4.

分別對(duì)文獻(xiàn)[7]中所做實(shí)驗(yàn)的4種工況進(jìn)行數(shù)值計(jì)算，4種工況參數(shù)如表2所示，將數(shù)值計(jì)算結(jié)果與文獻(xiàn)實(shí)驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行對(duì)比，結(jié)果見(jiàn)圖5.

由圖5可知,4種工況下管外對(duì)流側(cè)傳熱系數(shù)的數(shù)值計(jì)算結(jié)果與文獻(xiàn)實(shí)驗(yàn)結(jié)果的最大誤差約為22.1%，平均誤差約為13.9%，滿足工程誤差要求，驗(yàn)證了數(shù)值模擬的可靠性.

2 計(jì)算結(jié)果與分析

圖6～圖8給出了入口流速為3 m/s時(shí)平直翅片管換熱器和非對(duì)稱翅片管換熱器的速度場(chǎng)、壓力場(chǎng)和溫度場(chǎng)分布.

參數(shù)工況1工況2工況3工況4入口溫度/℃54626464入口流速/(m·s-1)3．683．683．681．64

圖5 傳熱系數(shù)數(shù)值模擬結(jié)果與文獻(xiàn)實(shí)驗(yàn)結(jié)果的對(duì)比

Fig.5 Comparison of heat transfer coefficient between simulation results and experimental data

從圖6可以看出，由于擾流的作用，空氣橫掠換熱管時(shí)流動(dòng)速度發(fā)生變化，在背風(fēng)面產(chǎn)生流動(dòng)的“死區(qū)”.與平直翅片管相比，非對(duì)稱翅片管交錯(cuò)排列的翅片沿來(lái)流方向伸展，流體將會(huì)形成反復(fù)的分流、合流，擾動(dòng)程度進(jìn)一步加強(qiáng)，翅片后面形成的尾流區(qū)域減小，流速分布均勻，因此新型翅片管換熱器換熱效果優(yōu)于平直翅片管換熱器.

從圖7可以看出，非對(duì)稱翅片管壓降小于平直翅片管，因?yàn)榍罢卟捎媒诲e(cuò)式排列方式，一方面使單位翅片間距上的翅片重合區(qū)域小，即最小截面積流道長(zhǎng)度減小；另一方面流體的反復(fù)擾動(dòng)會(huì)使阻力增大，但在流動(dòng)速度較大的情況下，前者的影響要大于后者，因此壓降較小.

(a)平直翅片管(b)非對(duì)稱翅片管

圖6 速度場(chǎng)分布

圖7 壓力場(chǎng)分布

圖8 溫度場(chǎng)分布

Fig.8 Temperature field distribution

從圖8可以看出，平直翅片管換熱器的溫度梯度變化較緩，云圖分布均勻；非對(duì)稱翅片管換熱器的溫度梯度變化較為明顯，表明此時(shí)換熱增強(qiáng).

圖9給出了不同雷諾數(shù)下?lián)Q熱器的傳熱和流動(dòng)性能參數(shù)曲線.從圖9(a)和圖9(b)可以看出，對(duì)于2種換熱器，隨著Re的增大，傳熱因子j和阻力因子f均不斷減小，且減小趨勢(shì)逐漸變緩.這是因?yàn)槿肟诹魉佥^小，由于翅片和換熱管的存在，擾動(dòng)增強(qiáng)，流速不斷增大，流動(dòng)擾動(dòng)狀態(tài)逐漸增強(qiáng)，換熱也由此不斷強(qiáng)化.當(dāng)入口流速增大時(shí)，整體湍流程度加強(qiáng)，同時(shí)繞流形成的流動(dòng)死區(qū)面積減小，使換熱面積增大，換熱效果不斷強(qiáng)化，但當(dāng)雷諾數(shù)增大到一定程度時(shí)，擾動(dòng)狀態(tài)發(fā)展到一定程度后強(qiáng)化換熱的效果逐漸減弱.同時(shí)由伯努利方程可知，速度增大，壓降不斷增大.這表明增大入口流速能夠強(qiáng)化換熱，但同時(shí)會(huì)消耗更多的泵功.因此換熱器在運(yùn)行時(shí)，應(yīng)選取適當(dāng)?shù)娜肟诹魉伲岣邠Q熱器綜合效率.

(a) 傳熱因子j

(b) 阻力因子f

(c) 綜合評(píng)價(jià)因子MJF

在計(jì)算范圍內(nèi)，相同Re下，非對(duì)稱翅片管換熱器傳熱因子j大于平直翅片管換熱器的傳熱因子j，Re分別為3 239、5 393和9 700時(shí)，傳熱因子j增加量分別為17.62%、14.87%和11.64%，平均增大13.95%.表明非對(duì)稱翅片管換熱器更有利于強(qiáng)化換熱，但隨著Re的增大其強(qiáng)化效果逐漸減弱.非對(duì)稱翅片管換熱器的阻力因子f小于平直翅片管換熱器的阻力因子f，Re分別為3 239、5 393和9 700時(shí)，阻力因子f減小量分別為2.65%、4.55%和5.04%，平均減小4.80%.因此，在Re較大的情況下，更有利于降低非對(duì)稱翅片管換熱器的阻力因子f，阻力性能更好.

為了評(píng)價(jià)換熱器綜合性能，比較2種換熱器的綜合評(píng)價(jià)因子MJF，結(jié)果如圖9(c)所示.在相同Re下，與平直翅片管換熱器相比，非對(duì)稱翅片管換熱器的綜合評(píng)價(jià)因子MJF平均增大15.29%.這表明以MJF作為評(píng)價(jià)指標(biāo)時(shí)，非對(duì)稱翅片管換熱器的綜合性能優(yōu)于平直翅片管換熱器.

上述分析表明，在一定的Re下，非對(duì)稱翅片管換熱器不僅能夠強(qiáng)化換熱，而且能夠有效減小壓降損失，具有較高的綜合性能.為了更深入地了解非對(duì)稱翅片管換熱器的特性，下文將研究交錯(cuò)角β對(duì)其流動(dòng)和傳熱性能的影響.

3 交錯(cuò)角β對(duì)非對(duì)稱翅片管換熱器性能的影響

筆者在不同雷諾數(shù)下對(duì)不同β進(jìn)行了分析計(jì)算，結(jié)果見(jiàn)圖10.由圖10(a)可知，不同雷諾數(shù)下，隨著β增大，傳熱因子j先增大后減小，在β=30°時(shí)達(dá)到最大值.當(dāng)Re分別為3 239、5 393和9 700時(shí)：β=30°的翅片結(jié)構(gòu)相較于β=15°的翅片結(jié)構(gòu)，其傳熱因子j增大量分別為14.25%、14.15%和16.42%；β=90°的翅片結(jié)構(gòu)相較于β=30°的翅片結(jié)構(gòu)，其傳熱因子j減小量分別為7.23%、3.14%和-3.41%.可見(jiàn)在β=15°～90°內(nèi)，增大β能夠顯著強(qiáng)化換熱；β=30°～90°內(nèi)，在較大的Re下，傳熱因子j隨β增大而減小的趨勢(shì)逐漸變緩.

由圖10(b)可知，不同入口流速下，隨著β增大，阻力因子f不斷增大，當(dāng)Re分別為3 239、5 393和9 700時(shí)，β=90°的翅片結(jié)構(gòu)相較于β=15°的翅片結(jié)構(gòu)，其阻力因子f增大量分別為69.31%、70.63%和71.99%.可見(jiàn)在較大的Re下，減小β更有利于減小阻力因子f，改善阻力特性.

由圖10(c)可知，不同雷諾數(shù)下，隨著β增大，綜合評(píng)價(jià)因子MJF先增大后減小，在β=30°附近達(dá)到最大.這表明在其他結(jié)構(gòu)參數(shù)不變的情況下，β=30°時(shí)換熱器綜合性能最好.

綜上分析，對(duì)于非對(duì)稱翅片管換熱器，增大β有利于強(qiáng)化換熱，但同時(shí)也增大了阻力損失；反之，減小β能夠改善阻力特性，但同時(shí)不利于強(qiáng)化換熱；當(dāng)其他結(jié)構(gòu)參數(shù)固定時(shí)，β=30°時(shí)換熱器綜合性能最好.

(a) 傳熱因子j

(b) 阻力因子f

(c) 綜合評(píng)價(jià)因子MJF

Fig.10 Influence ofβon the performance of asymmetric finned tube heat exchanger

4 結(jié) 論

(1)Re為3 239～9 700內(nèi)，與平直翅片管換熱器相比，非對(duì)稱翅片管換熱器隨著Re增大，流場(chǎng)內(nèi)擾動(dòng)增強(qiáng)，換熱強(qiáng)化，傳熱因子j平均增大13.95%，同時(shí)阻力減小，阻力因子f平均減小4.80%；

(2) 以MJF作為評(píng)價(jià)標(biāo)準(zhǔn)，在不同雷諾數(shù)下，非對(duì)稱翅片管換熱器的MJF均大于平直翅片管換熱器，表明在相同泵工條件下，非對(duì)稱翅片管換熱器的綜合性能更好.

(3)Re為3 239～9 700內(nèi)，β=15°～30°時(shí)，傳熱因子j隨β增大而顯著增大，換熱強(qiáng)化；β=30°～90°時(shí)，傳熱因子j隨β增大而減小，且趨勢(shì)逐漸變緩.在較大的雷諾數(shù)下，減小β更有利于減小阻力因子f，改善阻力特性.以MJF為評(píng)價(jià)標(biāo)準(zhǔn)，當(dāng)其他結(jié)構(gòu)參數(shù)不變時(shí)，β=30°時(shí)MJF最大，換熱器綜合性能最好.

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Numerical Analysis on Heat Transfer and Pressure Drop Performance of an Asymmetric Finned Tube Heat Exchanger

RENZhiwen,MATing,ZENGMin,WANGQiuwang

(MOE Key Laboratory of Thermo-Fluid Science and Engineering, School of Energy and Power Engineering, Xi'an Jiaotong University, Xi'an 710049, China)

A three-dimensional model of asymmetric finned tube heat exchanger was established on the basis of COMSOL software, so as to implement numerical study on the flow and heat transfer performance on the air side, then compare it with plain finned tube heat exchanger, and finally to further analyze the effects of inclined angle on the performance of the asymmetric finned tube heat exchanger under different Reynolds numbers. Results show that, compared with plain finned tube heat exchanger, the heat transfer factor of asymmetric heat exchanger is 13.95% higher on average when the Reynolds number varies in 3 239-9 700. The larger the Reynolds number is, the lower the friction factor would be, with an average reduction of 4.80%, and the reducing trend enhances under high Reynolds numbers. TakingMJFas the evaluation criteria and keeping other structural parameters unchanged, theMJFreaches the maximum atβ=30°, when optimum comprehensive performance of the heat exchanger is obtained.

asymmetric finned tube heat exchanger; three-dimensional modeling; inclined angle; JF evaluation criteria; numerical analysis

2016-02-04

2016-07-15

國(guó)家自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目(51276139)

任志文(1992-)，男，河南商丘人，碩士研究生，研究方向?yàn)閺?qiáng)化傳熱. 曾 敏(通信作者)，男，博士生導(dǎo)師，電話(Tel.)：029-82665581；E-mail：zengmin@mail.xjtu.edu.cn.

1674-7607(2017)05-0386-08

TK124

A 學(xué)科分類號(hào)：470.10