鏟削式翅片散熱器空氣側(cè)傳熱流動特性試驗研究

白曉春 朱超 王綠 林子博 苗阿樂 楊鵬 劉迎文

摘 要：為進一步提高變壓器的散熱性能，提出一種鏟削式翅片散熱器，針對新型換熱器翅片側(cè)的流動與換熱特性不明晰的問題，搭建流動換熱綜合測試平臺，研究不同管內(nèi)流量下，翅片側(cè)空氣流量對散熱器的換熱量和翅片壓降的影響規(guī)律。結(jié)果表明：鏟削式翅片散熱器的換熱量和翅片側(cè)壓降均隨著翅片側(cè)空氣流量的增大而增大，在一定的翅片側(cè)流量范圍內(nèi)，換熱量與流量近似成線性關(guān)系；隨著管道側(cè)空氣流量增大，散熱器的換熱量增大，翅片側(cè)壓降則幾乎不受影響。

此外，基于Wilson熱阻分離法獲得翅片側(cè)對流換熱關(guān)聯(lián)式，并采用最小二乘法擬合翅片側(cè)阻力關(guān)聯(lián)式，分別與之前數(shù)值仿真工作獲得的換熱阻力關(guān)聯(lián)式進行對比，

換熱關(guān)聯(lián)式平均誤差為9.19%，阻力關(guān)聯(lián)式平均誤差為16.36%，試驗擬合的關(guān)聯(lián)式具有較好的可靠性，能為鏟削式翅片散熱器在戶內(nèi)變電站的應(yīng)用提供參考與設(shè)計依據(jù)。

關(guān)鍵詞：變電站；散熱器；鏟削式翅片；傳熱特性；阻力特性；Wilson熱阻分離法

中圖分類號：TK 172

文獻標(biāo)志碼：A

文章編號：1672-9315（2023）04-0658-09

DOI：10.13800/j.cnki.xakjdxxb.2023.0402

Experimental investigation on air-side heat transfer and flow

characteristics of shove-fin heat exchangers

BAI Xiaochun1，ZHU Chao1，WANG Lyu1，LIN Zibo2，MIAO Ale2，YANG Peng2，LIU Yingwen2

（1.

Shaanxi Electric Power Research Institute of

State Grid Corporation of China，Xian 710000，China；

2.Key Laboratory of Thermo-Fluid Science and Engineering of MOE，Xian Jiaotong University，Xian 710049，China）Abstract：In order to improve the heat dissipation performance of the transformers，a shovel-fin heat exchanger was proposed in this paper.The heat transfer and flow characteristics for the fin side of new type heat exchanger was unclear，and a test system was built to conduct the flow and heat transfer experiment.The influences of air flow rate on the flow and heat transfer characteristics were investigated under the conditions of different flow rates in the tube.The results indicate that the heat transfer rate and the pressure drop on the fin-side increased with the increase of the fin-side airflow.In a certain range，the heat transfer rate was approximately related linearly to the airflow of the fin-side.The heat transfer rate increased with the increase of the airflow of the tube-side，but the pressure drop on the fin side was almost unaffected by the tube-side airflow.Then the convective heat transfer correlation of the fin-side was done by the Wilson thermal resistance separation and the fin-side flow resistance correlation was done by the least-square theory.The correlations obtained in this experiment were compared with the correlations obtained by simulation fitting in the previous one，

the results show that the average error of the convective heat transfer correlation was 9.19% and the average error of the fin-side flow resistance correlation was 16.36%.The results

indicated that the correlations obtained in this experiment show good reliability，which could provide a reference and design basis for the application of shovel-fin heat exchanger in an indoor substation.

Key words：substation；heat exchanger；shove-fin；heat transfer characteristic；flow resistance characteristic；Wilson thermal resistance separation

0 引 言

變壓器作為戶內(nèi)變電站的重要組成設(shè)備，其散熱性能的優(yōu)劣會影響到電網(wǎng)運行的可靠性與穩(wěn)定。目前變壓器所采用的散熱方式主要是風(fēng)冷散熱，即在變壓器上加裝片式散熱器，通過與主變室內(nèi)空氣換熱將變壓器熱量帶走。片式散熱器能夠保證變壓器處于合適的工作溫度范圍，防止因變壓器超溫引起事故的發(fā)生。因此，強化變壓器片式散熱器的換熱效率，提高散熱器的散熱性能對變壓器的安全穩(wěn)定運行具有重要意義。

針對強化變壓器片式散熱器的散熱效率，許多學(xué)者從各個方面進行了大量研究，主要聚焦在散熱片的結(jié)構(gòu)參數(shù)優(yōu)化設(shè)計（如改造角度、散熱片數(shù)量、散熱板穿孔直徑、翅片形狀等）［1-6］、散熱油的流量分布規(guī)律［7-11］、散熱器表面材料改進［12-13］、外界冷卻條件強化［14-16］等方面。其中，許多研究通過對散熱器結(jié)構(gòu)及相關(guān)參數(shù)進行優(yōu)化改進，進而實現(xiàn)換熱性能的強化。梁義明等通過仿真分析成組散熱器整體結(jié)構(gòu)、片式散熱器散熱片數(shù)量等因素的變化對散熱器的影響，發(fā)現(xiàn)當(dāng)整體改造角度為20°且片式散熱器的散熱片最佳數(shù)量為25片或26片時，散熱器的散熱性能最佳［1］。邵志偉等利用CFD方法研究散熱片數(shù)對散熱效率的影響，發(fā)現(xiàn)散熱片數(shù)從9片增加到18片時，散熱效率從43.94%增大到61.06%［2］。戚美等建立片式散熱器模型，研究散熱板穿孔直徑對散熱板的輻射換熱、對流換熱和綜合換熱性能的影響，當(dāng)安裝孔徑為18 mm時，兩側(cè)散熱板的綜合傳熱性能分別提高了25.46%和28.76%［3］。

MAHDI研究4種不同翅片形狀對片式散熱器內(nèi)部溫度和流體流動的影響，與標(biāo)準(zhǔn)設(shè)計的矩形翅片相比，上寬下窄的梯形翅片具有最佳的換熱性能［4］。劉丹丹等利用Fluent軟件對比不同散熱器散熱中心高度對變壓器流體溫度和速度的影響，通過增加散熱器散熱中心高度可以有效提高變壓器油的流速、降低變壓器溫升［5］。

目前變壓器散熱器的主要結(jié)構(gòu)形式是傳統(tǒng)的片式散熱器。隨著城市居民用電負(fù)荷的日益增加，現(xiàn)有片式散熱器的散熱性能已無法滿足變壓器在高溫大負(fù)荷運行條件下的散熱需求。鏟削式飛翼形翅片作為一種新型結(jié)構(gòu)翅片，目前已廣泛應(yīng)用在數(shù)據(jù)中心、重型卡車的散熱器中。LONG等對鏟削式翅片換熱器的加工過程進行了介紹，認(rèn)為其接觸熱阻可以忽略，并對鏟削式翅片的熱工水力特性進行詳細研究，在幾何形狀相似時鏟削式翅片比波紋型翅片的換熱性能更好，因此鏟削式翅片具有十分廣闊的應(yīng)用前景［17-18］。

文中針對現(xiàn)有片式散熱器散熱效率低的問題，設(shè)計一種鏟削式翅片與片式散熱器結(jié)合的新型散熱器，首次將鏟削式飛翼形翅片應(yīng)用于變壓器散熱器。此外搭建散熱器的流動換熱綜合測試平臺，以空氣為散熱器兩側(cè)的流動介質(zhì)，開展散熱器流動換熱性能的試驗研究，并通過試驗數(shù)據(jù)擬合了鏟削式翅片的換熱與阻力關(guān)聯(lián)式。

1 試驗裝置與系統(tǒng)

1.1 鏟削式翅片散熱器結(jié)構(gòu)

根據(jù)常見變電站片式散熱器的結(jié)構(gòu)尺寸，制作一個近似等比例縮小的鏟削式翅片散熱器樣件。該散熱器屬于板翅式結(jié)構(gòu)換熱器，由6排管道、12排翅片、前后端蓋及上下蓋板組成。常見的平直、波紋等翅片結(jié)構(gòu)的換熱器，其翅片通過粘接或者釬焊的形式與管道連接，不可避免地存在接觸熱阻。鏟削式翅片散熱器最大的特點是，其翅片是從管道壁面直接鏟削出來，加工時翅片與管道一體成型，不存在接觸熱阻，因此具有較高的傳熱效率。

鏟削式翅片散熱器的單排管道及翅片結(jié)構(gòu)如圖1所示，管道截面尺寸280 mm×173 mm（長×寬），管道被分成12個小通道，兩兩之間由隔斷面隔開，單個通道截面13.5 mm×6 mm（長×高）。翅片為飛翼形結(jié)構(gòu)，翅距3 mm，翅厚0.3 mm；單個翅片的橫截面接近正切函數(shù)曲線形狀，高度約3.5 mm；縱向看翅片形狀接近正弦函數(shù)曲線，翅片流道分為等長的4段，每段長41 mm，每段之間的間隔為2.3 mm。試驗中管內(nèi)流動的介質(zhì)用高溫空氣來替代導(dǎo)熱油，管內(nèi)側(cè)下文也稱為高溫側(cè)；翅片側(cè)流動的介質(zhì)是冷卻空氣，下文稱為低溫側(cè)。

1.2 試驗系統(tǒng)

針對鏟削式翅片散熱器的結(jié)構(gòu)特點，設(shè)計并搭建流動換熱綜合測試平臺，試驗系統(tǒng)原理示意圖如圖2所示。試驗系統(tǒng)主要由閉環(huán)的高溫空氣通道、開環(huán)的低溫空氣通道、PID自動控制系統(tǒng)和數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)組成。高溫側(cè)為散熱器的管內(nèi)側(cè)，離心風(fēng)機帶動整個閉環(huán)管道的空氣循環(huán)，管道內(nèi)低溫空氣從風(fēng)機流出后流經(jīng)加熱器被加熱成指定溫度的高溫空氣，隨后流經(jīng)較長的混合管道，其中經(jīng)過數(shù)個微孔板強化混合，到達散熱器管道側(cè)入口。高溫空氣在散熱器與低溫空氣換熱后流經(jīng)噴嘴回到風(fēng)機入口，隨后進入下一次循環(huán)。低溫側(cè)空氣來自室內(nèi)，通過入口控溫?fù)Q熱器與來自冷熱水機組的介質(zhì)換熱，從而達到控制入口溫度的目的，隨后低溫空氣進入散熱器翅片側(cè)與高溫空氣換熱，換熱后到達風(fēng)機口排出至室外。

高溫側(cè)和低溫側(cè)通道均布置有噴嘴流量計，同時在高溫側(cè)出入口、低溫側(cè)出入口布置多個溫度、濕度、壓力及壓差測點。PID控制系統(tǒng)根據(jù)布置在高溫側(cè)入口的熱電偶反饋的溫度值來調(diào)節(jié)加熱器功率，從而控制管道側(cè)入口空氣溫度。低溫側(cè)入口空氣溫度通過冷熱水機組和入口的換熱器來調(diào)節(jié)控制。高溫側(cè)和低溫側(cè)的空氣流量通過PID控制系統(tǒng)、風(fēng)機變頻器控制風(fēng)機轉(zhuǎn)速來調(diào)節(jié)。所有測點的數(shù)據(jù)均由數(shù)據(jù)采集器實時采集并傳送到計算機保存，由計算機匯總和處理試驗數(shù)據(jù)。

所有的試驗管道均包裹保溫材料以減少試驗臺向周圍環(huán)境的漏熱。溫度由美國OMEGA公司的T型熱電偶測量，精度為±0.1 ℃；相對濕度由相對濕度變送器測量，型號為E+E99-1-FP6AD 8025，測量范圍：0～100%RH，測量精度：±2%（0～90%RH），±3%（>90%RH）；壓力由絕壓傳感器測量，型號為MICROSENSER MPM4730，量程為0～150 kPa，精度為±0.15%；壓差傳感器型號為日本橫河EJA110，量程為0～1 000 Pa，精度為±0.25%。數(shù)據(jù)采集器為安捷倫34 970 A。

試驗采用控制變量法，每組工況都保持散熱器某一側(cè)空氣的流量及進口溫度不變，改變另一側(cè)空氣的流量，得到一系列數(shù)據(jù)點。

2 數(shù)據(jù)處理

2.1 試驗數(shù)據(jù)處理

試驗中高溫側(cè)和低溫側(cè)的空氣流量通過測量噴嘴前后壓力、溫度和相對濕度計算得出。利用噴嘴前后的壓差值可以計算空氣的質(zhì)量流量，計算見式（1）

式中 mn為噴嘴處空氣質(zhì)量流量，kg·s-1；C為流量系數(shù)，在試驗條件下取為0.97；Dn為噴嘴喉部直徑，m；ρnf為噴嘴后空氣密度，kg·m-3；Δpn為噴嘴前后壓差，Pa。

則噴嘴處的體積流量為

式中 Vn為噴嘴后濕空氣體積流量，m3·h-1。

在試驗數(shù)據(jù)采集開始前，先對高溫側(cè)的空氣進行除濕處理，具體步驟為：開啟加熱器和風(fēng)道與環(huán)境通風(fēng)的閥門，將空氣的相對濕度調(diào)整至10%以內(nèi)。由于空氣的相對濕度較低，因此可以將高溫側(cè)空氣視為干空氣，高溫側(cè)換熱忽略冷凝潛熱，則高溫側(cè)的換熱量計算式如下

式中 Qh為高溫側(cè)換熱量，W；

mh為高溫側(cè)質(zhì)量流量，kg·s-1；cp，hi為高溫側(cè)入口空氣比熱容，kJ·kg-1·K-1；thi為高溫側(cè)入口溫度，K；cp，ho為高溫側(cè)出口空氣比熱容，kJ·kg-1·K-1；tho為高溫側(cè)出口溫度，K。

同理，低溫側(cè)的換熱量計算式如下

式中 Qc為低溫側(cè)換熱量，W；mc為低溫側(cè)質(zhì)量流量，kg·s-1；cp，ci為低溫側(cè)入口空氣比熱容，kJ·kg-1·K-1；tci為低溫側(cè)入口溫度，K；cp，co為低溫側(cè)出口空氣比熱容，kJ·kg-1·K-1；tco為低溫側(cè)出口溫度，K。

因此，散熱器的平均換熱量Q為

當(dāng)高、低溫側(cè)的熱平衡誤差小于等于5%時，試驗結(jié)果視為準(zhǔn)確有效。

2.2 換熱關(guān)聯(lián)式擬合

對于單側(cè)工況不變的試驗，可以采用Wilson法對傳熱過程中的熱阻進行分析并擬合關(guān)聯(lián)式［19］。在生產(chǎn)和研究中，通常采用無量綱換熱準(zhǔn)則方程來計算翅片側(cè)換熱特性，如下式

式中 a，m，n為常數(shù)，需要通過試驗數(shù)據(jù)分析得到，一般而言，當(dāng)流體被加熱時，n=0.4。按照換熱器結(jié)構(gòu)將總傳熱熱阻分離為3部分，即管內(nèi)側(cè)對流換熱熱阻、壁面導(dǎo)熱熱阻和翅片側(cè)對流換熱熱阻，見式（8）

式中 ht，hf分別為管內(nèi)側(cè)、翅片側(cè)的對流換熱系數(shù)，W·（m2·K）-1；At，Af分別為管道側(cè)、翅片側(cè)的對流換熱面積，m2；Rwall為壁面導(dǎo)熱熱阻，

m2·K·W-1。

無量綱數(shù)Nu和對流換熱系數(shù)有如下關(guān)系

式中 De為當(dāng)量直徑，m。

當(dāng)管內(nèi)側(cè)工況不變時，可認(rèn)為管道側(cè)對流傳熱熱阻和壁面導(dǎo)熱熱阻不變。在計算管道側(cè)Nu中，試驗中高溫管道側(cè)空氣的速度及物性參數(shù)符合Gnielinski公式的使用條件，因此采用其計算管道側(cè)的Nu，Gnielinski見式（10）

在改變低溫側(cè)空氣流量的試驗中，管內(nèi)側(cè)的工況基本不變，可以認(rèn)為管道與壁面的熱阻為常數(shù)，記為R0，因此式（8）可變成

（12）

式中 Dc為翅片通道當(dāng)量直徑，m；Ac為翅片換熱面積，m2；λc為翅片側(cè)空氣導(dǎo)熱系數(shù)，W·（m·K）-1。

將試驗數(shù)據(jù)代入線性方程，通過最小二乘法即可求出m和C。

2.3 阻力關(guān)聯(lián)式擬合

翅片通道流體壓降和Darcy阻力系數(shù)f具有如下關(guān)系

式中 L為流體通道長度，m。

在低雷諾數(shù)的條件下，可以認(rèn)為摩擦阻力只是雷諾數(shù)的函數(shù)，摩擦系數(shù)f具有如下形式

3 結(jié)果與討論

3.1 換熱特性

試驗中設(shè)置了2組不同工況來研究低溫側(cè)流量變化對鏟削式翅片散熱器換熱特性的影響。工況一：高溫側(cè)入口空氣溫度為75 ℃、流量為234 m3·h-1；低溫側(cè)入口空氣溫度為25 ℃，流量從103.7 m3·h-1變化到235.5 m3·h-1。工況二：高溫側(cè)空氣流量變?yōu)?90 m3·h-1，其他條件不變。

圖3為換熱量隨低溫側(cè)流量變化的結(jié)果，可以看到，換熱量隨著低溫側(cè)流量的增大而增大，2種工況下的換熱量變化趨勢相同。高溫側(cè)流量為234 m3·h-1時，隨著低溫側(cè)流量從103.7 m3·h-1變化到235.5 m3·h-1，換熱量從804.2 W增大到

1 158.9 W，增大了44.1%。高溫側(cè)流量為190 m3·h-1時，隨著低溫側(cè)流量增大，換熱量從706.9 W增大到1 020.1 W，增大了32.5%。高溫側(cè)流量為234 m3·h-1時的換熱量整體大于190 m3·h-1時的換熱量，因為大流量下單位時間參與換熱的熱空氣更多，強化了通過壁面的對流換熱，因此換熱量更大。

從圖3可以看到，隨著低溫側(cè)流量增大，換熱量的增大速率呈現(xiàn)變緩的趨勢。低溫側(cè)流量較小時，散熱器的熱阻以翅片側(cè)熱阻為主，低溫側(cè)流量增大，通過翅片側(cè)通道的冷卻空氣流量增大，單位時間與高溫空氣換熱的冷空氣更多，強化了翅片側(cè)的對流換熱，翅片側(cè)熱阻減小，因此換熱量增大。當(dāng)?shù)蜏貍?cè)流量增加到較大值時，散熱器的主要熱阻從翅片側(cè)變成管內(nèi)側(cè)，受限于管內(nèi)側(cè)熱阻，換熱量的增大速率變緩。綜合2條曲線的變化趨勢來看，可以認(rèn)為在一定的流速區(qū)間內(nèi)，換熱量與流量成線性關(guān)系。

為了進一步研究鏟削式翅片的換熱特性，采用威爾遜法分離熱阻，使用最小二乘法擬合得到翅片側(cè)對流換熱關(guān)聯(lián)式如下

圖4為試驗數(shù)據(jù)計算的翅片側(cè)Nu值與擬合的對流換熱關(guān)聯(lián)式之間的對比。從圖4可以看到，試驗值與關(guān)聯(lián)式的吻合度較好，最大誤差僅為5.67%。

在擬合翅片側(cè)對流換熱關(guān)聯(lián)式時，計算管內(nèi)熱阻和對流換熱系數(shù)使用的是高精度Gnielinski公式，為了驗證這一做法的準(zhǔn)確性，

文中將擬合關(guān)聯(lián)式及Gnielinski公式分別計算得到的Nu進行對比。固定翅片側(cè)低溫空氣流量不變，即固定翅片側(cè)熱阻不變，變化管道內(nèi)高溫空氣流量，分別采用2種方法計算得出管內(nèi)的Nu，對比結(jié)果如圖5所示。

從圖5可以看出，隨著Re的增大，Nu也隨之增大。管道內(nèi)Re在2 000～5 000范圍內(nèi)變化時，使用擬合的翅片側(cè)對流換熱關(guān)聯(lián)式反算的管內(nèi)Nu與用Gnielinski公式直接計算的Nu吻合度較好，

64%的試驗數(shù)據(jù)點誤差在5%以內(nèi)，93%的試驗數(shù)據(jù)點誤差在10%以內(nèi)，因此可認(rèn)為使用Gnielinski公式計算該試驗鏟削式翅片散熱器管內(nèi)熱阻是合理的。

作者在之前的研究工作［20］中使用CFD仿真計算得到了鏟削式翅片在雷諾數(shù)范圍為1 000～6 000時的對流換熱關(guān)聯(lián)式和阻力關(guān)聯(lián)式，該關(guān)聯(lián)式考慮翅片的多個幾何尺寸因素，具有較高的準(zhǔn)確性，并在文獻［21］中得到驗證。為了驗證通過試驗擬合得到的鏟削式翅片側(cè)對流換熱關(guān)聯(lián)式的準(zhǔn)確性，將試驗數(shù)據(jù)代入仿真擬合的換熱關(guān)聯(lián)式進行對比。式（18）為仿真擬合的換熱關(guān)聯(lián)式，如下

式中 Fp為翅片間距，mm；Fh為翅片高度，mm；Ld為翅片流道長度，mm；L為翅片波長，mm；

θ為翅片傾斜角；θv為翅片垂直時角度，即90°。試驗樣件的翅片間距、翅片高度、翅片流道長度、翅片波長、翅片傾斜角分別為3，3.5，164，6 mm，65°。

對比結(jié)果如圖6所示。文中關(guān)聯(lián)式計算值與仿真擬合關(guān)聯(lián)式計算值的最大誤差為26.66%，平均誤差為9.19%。仿真擬合關(guān)聯(lián)式中考慮翅片間距、翅片高度、翅片波長等眾多幾何參數(shù)條件，而在實際中由于換熱器翅片加工精度、人為測量翅片參數(shù)及試驗系統(tǒng)存在的各種誤差，加之?dāng)M合試驗關(guān)聯(lián)式使用的數(shù)據(jù)點較少，因此使用試驗結(jié)果擬合出來的關(guān)聯(lián)式計算結(jié)果與仿真得到的關(guān)聯(lián)式計算結(jié)果存在偏差可認(rèn)為是合理且正常的。仿真擬合關(guān)聯(lián)式與文中關(guān)聯(lián)式的誤差大部分控制在20%以內(nèi)，因此可認(rèn)為擬合的翅片對流換熱關(guān)聯(lián)式是準(zhǔn)確可靠的。

3.2 阻力特性

在上一小節(jié)設(shè)置的試驗工況條件下，對鏟削式翅片的阻力特性進行研究。低溫側(cè)壓降與流量的關(guān)系，如圖7所示，可以看到，低溫側(cè)壓降隨著流量的增大而增大。高溫側(cè)流量為234 m3·h-1時，低溫側(cè)流量從103.7 m3·h-1變化到235.5 m3·h-1，壓降從64.5 Pa增大到248.5 Pa，壓降增大了幾乎4倍。在高溫側(cè)流量為190 m3·h-1時，隨著低溫側(cè)流量的增大壓降也同樣增大了4倍。低溫側(cè)流量增大時，流經(jīng)翅片的空氣速度更快，空氣與翅片的摩擦更劇烈，流動能量損失更大，因此壓降增大。此外，可以看到高溫側(cè)流量的變化對翅片側(cè)壓降幾乎沒有影響。分析其原因：在相同的低溫側(cè)流量下，改變高溫側(cè)流量影響的是低溫側(cè)流體的溫度，而低溫流體物性中的密度和粘度隨溫度的變化較小，因此低溫側(cè)壓降變化較小。

為了更進一步研究鏟削式翅片的阻力特性，同樣對現(xiàn)有試驗數(shù)據(jù)采用最小二乘法擬合阻力系數(shù)關(guān)聯(lián)式，見式（21）

圖8對比了擬合阻力關(guān)聯(lián)式計算的壓降值與實測的壓降值，2條曲線重合度較高，所有數(shù)據(jù)點誤差均在5%以內(nèi)，最大誤差僅為3.32%，說明擬合的阻力關(guān)聯(lián)式準(zhǔn)確性較高。

同樣地，之前通過仿真也擬合了鏟削式翅片的阻力關(guān)聯(lián)式如下

同樣地，將試驗測試得到的翅片側(cè)Re和翅片結(jié)構(gòu)尺寸參數(shù)代入式（22）中得到的f值，并與文中擬合的關(guān)聯(lián)式計算的f值進行對比，結(jié)果如圖9所示，文中試驗關(guān)聯(lián)式計算值與仿真擬合關(guān)聯(lián)式計算值的平均誤差為16.36%。同上述換熱關(guān)聯(lián)式一樣，文中試驗擬合的阻力關(guān)聯(lián)式與仿真擬合的關(guān)聯(lián)式存在誤差，出現(xiàn)這樣誤差的原因同樣也歸結(jié)為試驗擬合關(guān)聯(lián)式數(shù)據(jù)點較少、實際換熱器結(jié)構(gòu)參數(shù)測量誤差、試驗測試人為誤差及仿真擬合關(guān)聯(lián)式使用條件考慮要素更多等。從2個關(guān)聯(lián)式計算的數(shù)據(jù)點平均誤差來判斷，可認(rèn)為試驗數(shù)據(jù)擬合的關(guān)聯(lián)式是較為準(zhǔn)確可靠的，在工程中可用于分析。

4 結(jié) 論

1）當(dāng)管道側(cè)流量為190 m3·h-1，翅片側(cè)流量從103.7 m3·h-1增大到235.5 m3·h-1時，換熱量從706.9 W增大到1 020.1 W；當(dāng)管道側(cè)流量為234 m3·h-1，翅片側(cè)流量同樣在上述范圍內(nèi)變化時，換熱量從804.2 W增大到1 158.9 W。散熱器的換熱量與翅片側(cè)空氣流量近似成線性關(guān)系。

2）當(dāng)管道側(cè)流量為190 m3·h-1，翅片側(cè)流量從103.7 m3·h-1增大到235.5 m3·h-1時，翅片側(cè)壓降則從62.33 Pa增加到250.11 Pa；當(dāng)管道側(cè)流量變?yōu)?34 m3·h-1，翅片側(cè)流量同樣在上述范圍內(nèi)變化時，翅片側(cè)壓降則從64.55 Pa增大到248.46 Pa。管道側(cè)流量變化對翅片側(cè)壓降幾乎沒有影響。

3）在翅片側(cè)空氣流量對應(yīng)的雷諾數(shù)范圍內(nèi)，通過試驗擬合得到翅片側(cè)的對流換熱關(guān)聯(lián)式Nu=0.02Re0.89Pr0.4，和流動阻力關(guān)聯(lián)式f=2.62Re-0.35，與仿真擬合的關(guān)聯(lián)式相比，換熱關(guān)聯(lián)式平均誤差為9.19%，阻力關(guān)聯(lián)式平均誤差為16.36%，具有較好的可靠性。

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