趙　津　馬秀勤　李梅珺　張秉坤　郭　松

1.貴州大學(xué)，貴陽，5500252.貴州貴航汽車零部件股份有限公司永紅散熱器公司，貴陽，550009

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收腰管散熱器的耦合傳熱與試驗(yàn)

趙津1馬秀勤1李梅珺2張秉坤1郭松2

1.貴州大學(xué)，貴陽，5500252.貴州貴航汽車零部件股份有限公司永紅散熱器公司，貴陽，550009

提出了一種收腰型散熱管，在研究其對(duì)散熱性能的影響的基礎(chǔ)上，建立了收腰管型百葉窗散熱器的三維模型，應(yīng)用耦合傳熱原理對(duì)其傳熱過程進(jìn)行模擬研究。得到不同風(fēng)速下散熱器的進(jìn)出口壓降、翅片傳熱系數(shù)和傳熱量，總結(jié)了收腰管對(duì)百葉窗散熱器空氣流道的流體結(jié)構(gòu)及其分布規(guī)律的影響。通過風(fēng)洞試驗(yàn)對(duì)比分析了多種管型散熱器的性能差異，發(fā)現(xiàn)收腰管散熱器具有更優(yōu)的散熱性能，能夠滿足多種車型發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻系統(tǒng)的散熱需求。

收腰管；百葉窗散熱器；耦合傳熱；數(shù)值模擬

0　引言

散熱管是散熱器的重要組成部分，其結(jié)構(gòu)形式不僅影響散熱器的裝配工藝，而且影響散熱器的整體性能。從公開文獻(xiàn)來看，常用散熱管的管型結(jié)構(gòu)有圓管、扁管、橢圓管[1-4]。傳統(tǒng)圓管生產(chǎn)工藝性良好，制造成本低，廣泛應(yīng)用于小排量車輛，但圓管的對(duì)流傳熱面積較小，傳熱效率較低。文獻(xiàn)[2]對(duì)圓管和橢圓管做了數(shù)值研究，發(fā)現(xiàn)圓管的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)略高于橢圓管；相同翅片間距下，圓管的流動(dòng)阻力也大于橢圓管。與圓管相比，橢圓管具有較大的表面積，散熱效果較高，但生產(chǎn)工藝較為復(fù)雜，制造成本較高。文獻(xiàn)[3]在分析圓管性能的基礎(chǔ)上提出了蛋形散熱管，數(shù)值模擬發(fā)現(xiàn)蛋形管的傳熱性能高于圓管的傳熱性能，但蛋形散熱管的加工工藝比較復(fù)雜，加工難度較大。文獻(xiàn)[4]對(duì)比了橢圓管與扁管管板式換熱器的換熱性能，在研究范圍內(nèi)，扁管管板式換熱器的換熱性能優(yōu)于橢圓管管板式換熱器的換熱性能。文獻(xiàn)[5]提出了一種半橢圓管，通過仿真與實(shí)驗(yàn)對(duì)比分析了半橢圓管與橢圓管、圓管的傳熱性能，結(jié)果表明在研究的雷諾數(shù)范圍內(nèi)，半橢圓管性能優(yōu)于其余兩者。文獻(xiàn)[6]對(duì)橢圓管百葉窗散熱器的空氣側(cè)進(jìn)行了數(shù)值模擬和實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證，仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果吻合較好。

數(shù)值模擬是散熱器研究工作中廣泛使用的方法，散熱器的傳熱過程是流體對(duì)流傳熱與固體內(nèi)部導(dǎo)熱相互耦合的復(fù)雜的傳熱過程，采用耦合傳熱分析能更準(zhǔn)確地揭示散熱器復(fù)雜的傳熱過程。文獻(xiàn)[7]建立了翅片內(nèi)導(dǎo)熱和翅片間耦合對(duì)流傳熱的數(shù)值模型，揭示了百葉窗傳熱器空氣流道內(nèi)的流場(chǎng)分布結(jié)構(gòu)和傳熱狀況。文獻(xiàn)[8]建立了散熱器的耦合傳熱模型，分析了百葉窗的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)傳熱因子和摩擦因子的影響，并與文獻(xiàn)[9]提出的試驗(yàn)關(guān)聯(lián)式進(jìn)行了對(duì)比，研究結(jié)果驗(yàn)證了采用耦合傳熱模擬分析散熱器傳熱過程的正確性，為散熱器的數(shù)值模擬提供了參考。

基于長期的散熱器研究與工程實(shí)踐，本文提出了一種新型散熱管結(jié)構(gòu)。在定性分析收腰管的性能差異之后建立收腰管百葉窗散熱器分析模型。通過數(shù)值模擬與風(fēng)洞試驗(yàn)進(jìn)行對(duì)比分析，為散熱器的研發(fā)工作提供指導(dǎo)，符合散熱器研發(fā)工作的需要，有利于提高設(shè)計(jì)靈活性和降低研發(fā)成本。

1　模型及模擬方法

1.1分析模型

通過改變散熱管的管型，從而改變流道的結(jié)構(gòu)，可以增強(qiáng)對(duì)流傳熱，提高散熱器的散熱性能。本文在參考常用扁管的基礎(chǔ)上提出了收腰型散熱管，為分析不同收腰程度對(duì)散熱管流動(dòng)阻力和傳熱特性的影響，建立扁管、A型收腰管(長寬比為5)和B型收腰管(長寬比為10)的模型，各管采用等截面積的圓管壓制而成，散熱管截面如圖1所示。

圖1　散熱管截面

在分析管型對(duì)散熱性能的影響的基礎(chǔ)上進(jìn)行收腰管百葉窗散熱器的研發(fā)，擬定散熱器芯體實(shí)際結(jié)構(gòu)和尺寸見表1。在文獻(xiàn)[10]提出的扁管式百葉窗散熱器建模方法的基礎(chǔ)上，假設(shè)各翅片和散熱管之間流道是均勻的，各散熱管間距相等，區(qū)別在于本文只取一根完整散熱管截面及其兩側(cè)空氣流道的1/2作為計(jì)算求解單元，計(jì)算模型只包括一層散熱片，散熱單元模型如圖2所示。模型上下兩面采用周期性邊界，兩側(cè)為對(duì)稱邊界。

表1　散熱器芯體主要結(jié)構(gòu)參數(shù)

圖2　散熱單元模型

1.2理論基礎(chǔ)

分析管型對(duì)散熱性能的影響時(shí)，以水作為冷卻液，散熱管壁面為耦合傳熱面。將空氣側(cè)視為多孔介質(zhì)，不考慮散熱片的具體結(jié)構(gòu)，定性分析散熱管側(cè)的傳熱問題。假設(shè)空氣為不可壓縮流體，其物性參數(shù)為常數(shù)，流動(dòng)為定常流動(dòng)，速度方向與迎風(fēng)面垂直且在迎風(fēng)面處均勻分布，忽略空氣重力的影響。分析收腰管百葉窗散熱器時(shí)將散熱管內(nèi)表面作為等溫壁面處理，沿管厚度方向?yàn)楣腆w導(dǎo)熱，空氣側(cè)與散熱管接觸面為耦合傳熱面。入口空氣溫度恒定為常溫，以恒定速度沿垂直于迎風(fēng)面進(jìn)入空氣流道?？刂品匠探M如下。

連續(xù)性方程：

(1)

納維-斯托克斯方程：

(2)

能量方程：

(3)

式中，u、v、w分別為流體在點(diǎn)(x,y,z)處的速度分量；ρ為密度；p為壓力；T為溫度；α為導(dǎo)熱系數(shù)；τxx、τyy、τzz分別為因分子黏性作用而產(chǎn)生的作用在微元體表面上的黏性應(yīng)力τ的分量；fx、fy、fz分別為三個(gè)方向的單位質(zhì)量力。

固體區(qū)域內(nèi)不存在動(dòng)量的控制方程，但能量微分方程對(duì)固體區(qū)域依然適用，只是固體區(qū)域能量方程中的速度項(xiàng)為零。

固體導(dǎo)熱方程：

(4)

流-固耦合邊界上的溫度連續(xù)，滿足第三類邊界條件：

tw|1=tw|2

(5)

(6)

采用控制容積法對(duì)整個(gè)計(jì)算區(qū)域進(jìn)行耦合求解，將固體區(qū)域和流體區(qū)域網(wǎng)格進(jìn)行單獨(dú)劃分。為保證求解精度，對(duì)流體與固體交界面進(jìn)行網(wǎng)格加密，通過監(jiān)測(cè)不同網(wǎng)格數(shù)量下進(jìn)出口壓降的變化來驗(yàn)證網(wǎng)格無關(guān)性后再進(jìn)行迭代求解。

2　不同管型的數(shù)值模擬分析

2.1管型對(duì)進(jìn)出口壓降的影響

通過將空氣流道簡化為多孔介質(zhì)，模擬得到風(fēng)速為2～20m/s時(shí)空氣側(cè)的壓降和傳熱系數(shù)，如圖3所示。從圖3可看出，三種管型的空氣流動(dòng)阻力均隨風(fēng)速的增大而增大，風(fēng)速為2～4m/s時(shí)，三者差異較小，最小為2.11%，最大為12.23%。風(fēng)速為4～12m/s時(shí)，相同工況下收腰管的進(jìn)出口壓降明顯高于扁管的進(jìn)出口壓降，壓降最少升高13.14%，最大升高36.37%。對(duì)比A型、B型兩種收腰管，風(fēng)速為4～12m/s時(shí)，B型收腰管壓降與A型收腰管壓降比較接近，兩者最大相差5.6%。風(fēng)速超過12m/s時(shí)，B型收腰管壓降顯著增加，主要原因是B型散熱管的收腰程度大，增加了空氣流動(dòng)空間，隨著風(fēng)速的增加，空氣紊流得到加強(qiáng)，進(jìn)出口壓降增大。

圖3　壓降隨風(fēng)速的變化

2.2管型對(duì)傳熱系數(shù)的影響分析

圖4　不同風(fēng)速下的傳熱系數(shù)

不同風(fēng)速下傳熱系數(shù)的變化如圖4所示，可以看出，傳熱系數(shù)均隨空氣側(cè)風(fēng)速的增大而增大。A型、B型兩管空氣側(cè)面積相對(duì)扁管分別增大1.72%、4.12%。風(fēng)速為2～12m/s時(shí)，收腰管的傳熱系數(shù)明顯高于扁管，其中，B型管的傳熱系數(shù)最大時(shí)比扁管高出28.3%，比A型管高出17.9%，但隨著風(fēng)速的增加，三者的傳熱系數(shù)逐漸接近，當(dāng)風(fēng)速為20m/s時(shí)，A型、B型兩種收腰管的傳熱系數(shù)比扁管的傳熱系數(shù)分別高出1.9%、2.1%。因此，收腰管的散熱性能在一定范圍內(nèi)隨收腰程度的增大而提高，但增速逐漸變緩。

2.3管型對(duì)散熱性能的綜合影響

從上文可知，扁管傳熱系數(shù)較低，但壓降較小，阻力特性好；收腰管傳熱系數(shù)較大，但壓降較大，傳熱特性好?？梢?，傳熱系數(shù)提高的同時(shí)不可避免地增大了壓降，需要有標(biāo)準(zhǔn)對(duì)散熱管的性能做綜合評(píng)價(jià)。引入散熱管綜合性能評(píng)價(jià)因子作為評(píng)價(jià)標(biāo)準(zhǔn)，如圖5所示?？梢钥闯?，隨著進(jìn)口風(fēng)速的增加，散熱管綜合性能評(píng)價(jià)因子均降低，收腰管的綜合性能評(píng)價(jià)因子始終高于扁管的綜合性能評(píng)價(jià)因子，可見收腰結(jié)構(gòu)有利于提高散熱管的綜合性能。對(duì)比A型、B型兩管，發(fā)現(xiàn)A型管綜合性能高于B型管綜合性能，原因是收腰程度的增加帶來的傳熱系數(shù)的提高比率低于壓降的增大比率。

圖5　不同風(fēng)速下的綜合性能評(píng)價(jià)因子

3　收腰管百葉窗散熱器的數(shù)值模擬與試驗(yàn)

研究結(jié)果表明，散熱器熱阻主要集中在空氣側(cè)，空氣側(cè)熱阻約占散熱器芯體熱阻的80%[11]，因而有關(guān)散熱器的研究以空氣側(cè)為主。為了進(jìn)一步研究收腰管型散熱器的整體散熱性能，本文將散熱管與散熱片裝配體作為一個(gè)整體的研究對(duì)象，采用數(shù)值模擬的方法來研究冷空氣流過散熱器流道與冷卻水進(jìn)行對(duì)流傳熱過程中翅片表面的溫度分布和沿著空氣流向的流場(chǎng)分布情況。圖6為空氣通過散熱器流道的流線圖，收腰管型有利于擾亂空氣的流動(dòng)狀態(tài)，靠近散熱管壁處出現(xiàn)渦流，增強(qiáng)了該區(qū)域的局部傳熱。

圖6　空氣流線圖

3.1溫度分布

圖7為空氣流道內(nèi)翅片及散熱管表面的溫度分布云圖?？梢钥闯觯瑴囟确植缄P(guān)于散熱管中線呈對(duì)稱分布，并沿空氣流向從低到高依次分布。整個(gè)空氣流道的散熱部分主要集中在第一排散熱管附近。對(duì)于雙排管散熱器，冷空氣與第一排散熱管接觸時(shí)間長，且冷空氣流入空氣流道時(shí)，第一排散熱管將冷空氣強(qiáng)制分離，兩者溫差較大，對(duì)流傳熱強(qiáng)度大，冷空氣升溫。溫度上升的同時(shí)因百葉窗翅片的阻擋使風(fēng)速降低，空氣流與第二排散熱管的溫差較小，對(duì)流傳熱強(qiáng)度減弱，其冷卻效果低于第一排管的冷卻效果。

圖7　溫度分布云圖

3.2傳熱系數(shù)與傳熱量

圖8所示為各模擬工況對(duì)應(yīng)的傳熱系數(shù)和傳熱量，傳熱系數(shù)和傳熱量均隨風(fēng)速的增大而增大，但增大速度逐漸減小。風(fēng)速增大，對(duì)流傳熱程度加強(qiáng)，有利于將熱量快速帶走。單位時(shí)間內(nèi)由散熱管內(nèi)壁向外壁傳遞的熱量有限，導(dǎo)致傳熱量的增長率低于風(fēng)速的增長率，從而使傳熱量增長速度降低。

圖8　傳熱系數(shù)、傳熱量隨風(fēng)速的變化

3.3壓降的模擬與試驗(yàn)對(duì)比分析

不同空氣入口流速下空氣側(cè)的壓降如圖9所示，可以看出，進(jìn)出口壓降的模擬值和試驗(yàn)值均隨風(fēng)速的增大而增大，且增長速度逐漸加快。在相同風(fēng)速下，試驗(yàn)所測(cè)壓降均高于模擬值，兩者偏差為2.8%～8.6%。原因是空氣在百葉窗翅片間流動(dòng)時(shí)受到摩擦阻力而導(dǎo)致進(jìn)出口產(chǎn)生壓差。當(dāng)風(fēng)速較小時(shí)，摩擦阻力小，進(jìn)出口壓降小；而隨著風(fēng)速的增大，翅片對(duì)氣流的擾動(dòng)作用加強(qiáng)，脈動(dòng)阻力增大，進(jìn)出口壓降隨之增大。當(dāng)風(fēng)速低于6m/s時(shí)，壓降主要由摩擦阻力引起；而風(fēng)速高于6m/s時(shí)，壓降主要由脈動(dòng)阻力引起。

圖9　壓降試驗(yàn)驗(yàn)證

3.4傳熱量的模擬與試驗(yàn)對(duì)比分析

由圖10可知風(fēng)洞試驗(yàn)和數(shù)值模擬所得的傳熱量均隨風(fēng)速的增大而增大，但增速逐漸減小。試驗(yàn)值比模擬值高出1.9%～4.4%。引起誤差的主要原因是模擬分析中對(duì)模型進(jìn)行了適當(dāng)簡化以及對(duì)邊界條件做了部分假設(shè)，如將空氣視為不可壓縮流體，入口速度垂直于迎風(fēng)面等，由于流體物性參數(shù)以及數(shù)值模型與試驗(yàn)流體物性參數(shù)和實(shí)物的差異而引入誤差。試驗(yàn)中空氣與翅片和散熱管壁的接觸時(shí)間長，流體流動(dòng)更為混亂，對(duì)流傳熱效果高于數(shù)值模擬。兩者偏差小于5%，吻合程度較好。

圖10　傳熱量試驗(yàn)驗(yàn)證

4　不同管型散熱器的比較

4.1產(chǎn)品樣件與試驗(yàn)設(shè)備

根據(jù)前文散熱器結(jié)構(gòu)參數(shù)和形式生產(chǎn)的收腰管散熱片及收腰管散熱器實(shí)物如圖11所示。

圖11　散熱片與散熱器實(shí)物圖

風(fēng)洞試驗(yàn)是目前國際通用的散熱器測(cè)試方法，通過對(duì)冷卻空氣流速、水流量等的調(diào)節(jié)，可以比較精確地測(cè)得散熱器在各工況下的進(jìn)出口溫差、進(jìn)出口壓降、散熱量等性能參數(shù)。為檢驗(yàn)收腰管散熱器的散熱性能及其與其他管型散熱器的性能差異，分別對(duì)圓管散熱器、扁管散熱器、橢圓管散熱器和收腰管散熱器進(jìn)行風(fēng)洞試驗(yàn)，試驗(yàn)現(xiàn)場(chǎng)如圖12所示。

圖12　風(fēng)洞試驗(yàn)臺(tái)

4.2工藝與成本

與圓管散熱器、扁管散熱器和橢圓管散熱器常用的焊接式工藝不同，本文研發(fā)的收腰管散熱器工藝形式采用裝配式。在產(chǎn)品性能方面，焊接式散熱器因采用焊接式較好地清除了各部件間的導(dǎo)熱熱阻，傳熱性能較好；收腰管散熱器的性能可達(dá)到緊湊高效焊接產(chǎn)品的性能。在材料成本方面，焊接式產(chǎn)品因焊接中所需包覆材料價(jià)格較高導(dǎo)致其成本較高；同等情況下采用裝配式的收腰管散熱器，成本降低6%～10%。在制造成本方面，收腰管散熱器由于加工過程全部采用機(jī)械化生產(chǎn)，成本大大低于焊接式的能耗和焊接爐等設(shè)備投入。在環(huán)保方面，收腰管散熱器生產(chǎn)過程清潔環(huán)保，避免了焊接爐的有害氣體排放等。

4.3壓降差異

從圖13可看出在研究范圍內(nèi)，各散熱器空氣側(cè)進(jìn)出口壓降均隨進(jìn)口風(fēng)速的增加而增加。同工況下壓降按扁管、橢圓管、收腰管、圓管的順序依次增加。管型的不同導(dǎo)致空氣流道的形狀發(fā)生改變。圓管在空氣入口方向上截面積大于其他管型，對(duì)空氣的阻擋作用更強(qiáng)，更多的空氣流在接觸散熱管的迎風(fēng)方向時(shí)速度方向被迫向兩側(cè)發(fā)生改變，速度減小程度變大，進(jìn)出口壓降最大。扁管中部平直，空氣貼近其表面流動(dòng)，速度方向改變程度最小，空氣阻力最小。橢圓管中部凸出減小了空氣流道，空氣繞橢圓管流動(dòng)時(shí)，由于中部凸出部分的阻擋，其空氣阻力略大于扁管的空氣阻力。收腰管中部的凹陷區(qū)域增大了空氣流道，在該區(qū)域空氣出現(xiàn)局部紊流，空氣阻力損失較大。

圖13　不同散熱器壓降的比較

4.4傳熱量差異

圖14　不同散熱器傳熱量的比較

不同散熱器傳熱量的比較如圖14所示，可以看出，在本文研究工況范圍內(nèi)，4種管型散熱器的傳熱量均隨進(jìn)口風(fēng)速的增加而增加。相同工況下，傳熱量按圓管、扁管、橢圓管、收腰管依次增加，收腰管散熱器比橢圓管散熱器的傳熱量高出1.58%～22.79%。收腰管散熱器除了在進(jìn)口風(fēng)速低于3m/s時(shí)傳熱量低于橢圓管傳熱量外，其余工況均高于橢圓管散熱器的傳熱量。隨著進(jìn)口風(fēng)速的增加，兩者傳熱量差異增大。與其他3種管型散熱器相比，收腰管散熱器具有更優(yōu)的傳熱性能。

管型的變化不可避免地導(dǎo)致進(jìn)出口壓降的增大，尤其就收腰管散熱器而言，其壓降隨風(fēng)速的變化十分顯著。但與其他管型散熱器相比，收腰管散熱器具有更優(yōu)的散熱效果。在本文研究基礎(chǔ)上，已開發(fā)出多款收腰管型散熱器產(chǎn)品，可滿足排量為1.4～1.6L、功率為86～130kW的發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻系統(tǒng)的散熱需求。

5　結(jié)論

(1)與扁管相比，本文設(shè)計(jì)的收腰管的傳熱能力得到較大提升，三者中長寬比為5的收腰管綜合性能最好。

(2)收腰型散熱管能顯著改變空氣繞流時(shí)的流動(dòng)狀態(tài)，形成渦流，增強(qiáng)局部傳熱效果，有利于提高其綜合性能，驗(yàn)證了收腰結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的有效性。

(3)雙排散熱管型散熱器的散熱部分主要集中在第一排散熱管附近，傳熱系數(shù)和傳熱量均隨風(fēng)速的增大而增大，但增大速度逐漸減小。

(4)與圓管散熱器、橢圓管散熱器、扁管散熱器相比，收腰管散熱器具有更優(yōu)的散熱性能。

(5)本文研發(fā)的收腰管散熱器已開發(fā)出多個(gè)系列產(chǎn)品，可滿足多種車型發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻系統(tǒng)的散熱需求。

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(編輯陳勇)

CoupledHeatTransferandExperimentsofWaistTubeRadiator

ZhaoJin1MaXiuqin1LiMeijun2ZhangBingkun1GuoSong2

1.GuizhouUniversity,Guiyang, 550025 2.GuizhouGuihangAutomotiveComponentsCompanyYonghongRadiatorCompany,Guiyang, 550009

A3-Dmodelofwaisttuberadiatorwasestablishedonthebasisofeffectsofwaisttubeonthecoolingperformance,andthecoupledheattransferprinciplewasemployedtosimulatetheheattransferprocess.Thepressuredrops,heattransfercoefficientsandheattransferfluxwereobtainedatdifferentairspeeds.Andtheeffectsofthewaisttubeonthestructureanddistributionoftheairflowweresummarizedherein.Thentheperformancedifferencesamongvariousradiatorswerecomparativelyanalyzedthoughthewindtunneltests.Theresultsshowthatthetuberadiatorhasbetterthermalperformanceandmeetsthecoolingneedsofvariousenginecoolingsystems.

waisttube;louveredradiator;coupledheattransfer;numericalsimulation

2015-10-08

國家自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目(611164007)；貴州省重大科技專項(xiàng)((2014)6004)；貴州大學(xué)研究生創(chuàng)新基金資助項(xiàng)目(研理工2015018)；貴州省普通高等學(xué)校新能源汽車工程研究中心項(xiàng)目(黔教合KY字[2014]226號(hào))

U27；TK172;TH164

10.3969/j.issn.1004-132X.2016.16.007

趙津，男，1973年生。貴州大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院教授。主要研究方向?yàn)橹悄芷嚰爸悄芙煌ㄏ到y(tǒng)、汽車及其零部件設(shè)計(jì)方法等。發(fā)表論文30余篇。馬秀勤，男，1989年生。貴州大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院碩士研究生。李梅珺，女，1974年生。貴州貴航汽車零部件股份有限公司永紅散熱器公司高級(jí)工程師。張秉坤，男，1992年生。貴州大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院碩士研究生。郭松，男，1977年生。貴州貴航汽車零部件股份有限公司永紅散熱器公司高級(jí)工程師。