袁 博， 郝志勇， 李 恒， 鄭 旭

(浙江大學(xué) 能源工程學(xué)系，浙江 杭州 310027)

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螺旋翅片-槽管式EGR冷卻器流體換熱性能分析

袁 博， 郝志勇， 李 恒， 鄭 旭

(浙江大學(xué) 能源工程學(xué)系，浙江 杭州 310027)

針對螺旋槽管式廢氣再循環(huán)系統(tǒng)(EGR)冷卻器強化換熱引起流動阻力增大的問題,通過計算流體力學(xué)(CFD)仿真計算及試驗探究螺旋槽管式EGR冷卻器流體換熱性能后,提出螺旋翅片與螺旋槽管配合的新型EGR冷卻器.通過CFD法將優(yōu)化結(jié)構(gòu)與光管、螺旋槽管、螺旋翅片-光管式冷卻器進(jìn)行對比,對螺旋翅片的高、長及螺距于流動換熱的影響進(jìn)行仿真預(yù)測.結(jié)果表明：螺旋槽管式EGR仿真與試驗結(jié)果對比顯示換熱系數(shù)最大偏差3.9 %,壓降值最大偏差6.8 %,在工程應(yīng)用接受范圍內(nèi),保證了分析方法的可靠性.螺旋翅片-槽管式EGR冷卻器相比螺旋槽管式能增強換熱并減小流阻,翅片形成螺旋流與螺旋槽形成螺旋流相似,能減小流阻近20%,翅片產(chǎn)生的螺旋流使螺旋槽處擾流效果增強,較螺旋槽管式冷卻器出口溫度最大下降4.5%；螺旋翅片總長增大半個螺距長度,出口溫度最大降幅達(dá)6.2%,螺距長度按160 mm均分,每減少一個螺距,對應(yīng)流阻降幅達(dá)10%,翅片高度對性能影響不大,適當(dāng)減小尺寸可減少加工材料,節(jié)約成本.

EGR冷卻器；仿真；光管；螺旋槽管；螺旋翅片

近年來空氣污染越發(fā)嚴(yán)重,霧霾、顆粒物(particulate matter,PM2.5)等都成為熱門話題,國內(nèi)外對內(nèi)燃機排放也越來越嚴(yán)苛.廢氣再循環(huán)技術(shù)(exhaust gas recirculation,EGR)是一種能夠有效減少NOx排放的技術(shù),也在一定程度上提升了內(nèi)燃機性能,廣泛應(yīng)用于柴油機,在汽油機上也越來越多的采用EGR技術(shù).管殼式EGR冷卻器作用于高溫高壓廢氣,對耐溫、耐壓、耐腐蝕要求很高,還須兼具體積小、換熱效率高,如何強化流動及換熱性能是研究的重要內(nèi)容.

管內(nèi)插物強化換熱研究很多,形式多樣的管內(nèi)插紐帶都已有實驗研究[1-5].崔永章等[6-7]分別對內(nèi)置螺旋扭帶和折邊扭帶的傳熱流動性能進(jìn)行了數(shù)值模擬探究,結(jié)果顯示折邊紐帶比螺旋紐帶具有更高的傳熱性能；Fabbri[8]研究了層流條件下不同形狀翅片的內(nèi)翅片管換熱性能,通過遺傳算法得出了一種優(yōu)化翅片形狀,并對這種形狀的翅片進(jìn)行仿真分析.Yu等[9]對2種翅片管的壓降和換熱特性進(jìn)行了實驗分析.一種翅片管的內(nèi)插管不封堵,另一種封堵.2種翅片管都采用雙管結(jié)構(gòu)、波浪形翅片.結(jié)果顯示帶封堵內(nèi)插管的翅片管換熱性能優(yōu)于不封堵的翅片管.Papadopoulos等[10]采用數(shù)值模擬方法研究了內(nèi)翅片在橢圓形管中對流動和換熱的影響.發(fā)現(xiàn)翅片尺寸及橢圓管橫截面的縱橫比對流動換熱有影響.hsan等[11]分析了矩形、三角形及V形翅片3種內(nèi)翅片管在層流條件的熵變和泵功率.發(fā)現(xiàn)翅片的數(shù)量、幾何尺寸對熵變和泵功率都有顯著影響.Liu等[12]通過試驗和仿真計算相結(jié)合的方法研究了帶平直矩形翅片管的流動與傳熱特性.通過改變內(nèi)插翅片的股數(shù)、寬高、內(nèi)插翅片內(nèi)切圓直徑等參數(shù),比較分析換熱系數(shù)、摩擦因子的變化情況.Zhang等[13]研究了在不同螺旋角下,帶有中部重疊的螺旋折流板換熱器流體換熱性能,發(fā)現(xiàn)這種復(fù)合螺旋折流板能有效提高殼側(cè)換熱性能.

從以上文獻(xiàn)中可看出,螺旋片對圓管內(nèi)的強化換熱以及螺旋槽管的換熱已有學(xué)者研究,但管內(nèi)兩者相互配合使用的流體換熱特性尚未有學(xué)者研究,且關(guān)于螺旋片的研究并不系統(tǒng),螺旋片總長對流動換熱的影響及如何強化換熱同時降低流阻仍待深入探討.本文將螺旋片安裝在光管內(nèi)形成翅片并與螺旋槽管配合,對這種優(yōu)化結(jié)構(gòu)綜合性能進(jìn)行了分析研究.

1 仿真分析與試驗驗證

1.1 CFD法計算螺旋槽管式EGR冷卻器流體換熱特性

如圖1所示為采用四面體體網(wǎng)格仿真模型繪制流程簡圖.三維流體仿真計算中六面體結(jié)構(gòu)網(wǎng)格具有計算速度快、精度高的優(yōu)勢,但建模難度大,耗時長,難以模擬冷卻器復(fù)雜螺旋槽管.從圖1中可知,本文通過Hyperworks 11.0軟件采用四面體體網(wǎng)格劃分,過程簡單,足夠的網(wǎng)格尺寸和數(shù)量,其計算準(zhǔn)確性與六面體網(wǎng)格相當(dāng),可更好地模擬復(fù)雜螺旋槽管結(jié)構(gòu).幾何表面處理中提取水路和氣路表面邊界,使封閉,處理細(xì)節(jié)表面便于網(wǎng)格換分.網(wǎng)格劃分時管、殼側(cè)實體網(wǎng)格的接觸壁面網(wǎng)格節(jié)點一一對應(yīng).網(wǎng)格模型通過ANSYS 14.5中Fluent模塊進(jìn)行仿真計算.

圖1 螺旋槽管式EGR冷卻器模型繪制流程Fig.1 Drawing process of groove-tube EGR cooler model

管側(cè)工質(zhì)為空氣,密度采用不可壓理想氣體定律,導(dǎo)熱系數(shù)和動力黏度用分子動力學(xué)理論計算,比定壓熱容采用線性插值.殼側(cè)工質(zhì)為50%乙二醇(ethylene glycol)與50%純凈水的混合物,查表得到冷卻液的比定壓熱容,密度和導(dǎo)熱系數(shù),動力黏度采用鄧榮華等[14]的實驗值.螺紋管采用06Cr19Ni10(SUS304)不銹鋼,其密度為8 030 kg/m3,比熱容為502.48 J/(kg·K-1),導(dǎo)熱系數(shù)為16.27 W/(m·K-1).

選擇三維雙精度基于壓力的隱式求解器,啟用Realizablek-ε(RKE)湍流模型,該模型適用于旋流及流動分離,能夠有效預(yù)測復(fù)雜二次流.壓力速度耦合方程選用coupled solver算法；質(zhì)量守恒、能量守恒和湍動能方程采用二階迎風(fēng)差分格式算法,其方程分別為式(1),(2),(3).基于三角形和四面體網(wǎng)格,單元體中心變量梯度處理采用Green-Gauss Node Based 方法.計算收斂標(biāo)準(zhǔn)：流動變量和能量變量的殘差分別恒定在10-3和10-6之下；流入和流出整個系統(tǒng)的質(zhì)量,動量,能量偏差在1%以內(nèi).

?(ρu)/?x+?(ρv)/?y+?(ρω)/?z=0 .

(1)

?(ρe)/?t=κ2t-(FV)+μ0Φ.

(2)

?(uk)/?x=

ρ(? ((μ+ν/σ) ?κ/?x)) /?x+Φ-ε.

(3)

式中：ρ為流體密度；u為液體x軸方向速度；v為液體y軸方向速度；ω為液體z軸方向；速度為矢量微分計算符號；e為微元的內(nèi)能；κ為流體導(dǎo)熱系數(shù)；t為溫度；V為流體速度；F為微元控制體積的表面力；μ0為黏性系數(shù)；Φ為能量耗散項,μ為流體動力黏度,ν為運動黏度；ε為湍流耗散率；σ為湍流普朗特數(shù).

冷卻器尺寸較小,忽略重力.管側(cè)工質(zhì)入口處設(shè)為質(zhì)量入口邊界,分別采用50/3 600、60/3 600、70/

3 600、80/3 600、90/3 600 kg/s的5組質(zhì)量流量,溫度設(shè)為520 ℃；殼側(cè)入口處設(shè)為速度入口邊界,體積流量設(shè)置為30 L/min,溫度設(shè)為95 ℃.管、殼側(cè)出口均設(shè)為壓力出口邊界,壓力值等于標(biāo)準(zhǔn)大氣壓,槽管換熱面設(shè)為coupled wall耦合邊界,其余壁面設(shè)為絕熱邊界.

1.2 EGR冷卻器臺架試驗

如表1所示為仿真冷卻器模型的幾何尺寸和同時試驗臺架的冷卻器結(jié)構(gòu)參數(shù).

表1 管殼式冷卻器結(jié)構(gòu)參數(shù)

由表1可知臺架實驗的冷卻器結(jié)構(gòu)參數(shù)與仿真模型一致.試驗系統(tǒng)如圖2所示,如圖3所示為試驗現(xiàn)場照片.試驗系統(tǒng)管側(cè)氣路循環(huán)由壓氣機提供高壓空氣經(jīng)燃燒器、加熱器升溫以模擬汽車尾氣；殼側(cè)水路循環(huán)由電加熱器、水泵、冷卻水塔等組成.溫度計、壓力計及流量計信號通過數(shù)據(jù)采集器整合到控制柜,經(jīng)由電腦LABVIEW控制程序?qū)嶒炁_架進(jìn)行控制及數(shù)據(jù)處理.

圖2 螺旋槽管式EGR冷卻器試驗測試系統(tǒng)原理圖Fig.2 Experimental system of groove-tube EGR cooler

圖3 螺旋槽管式EGR冷卻器熱性能臺架試驗Fig.3 Heat performance test of groove-tube EGR cooler

1.3 仿真與試驗結(jié)果對比

試驗測得5組不同管側(cè)流量下的EGR換熱器的換熱性能參數(shù).如圖4所示為螺旋槽管式EGR冷卻器傳熱特性曲線,如圖5所示為螺旋槽管式EGR冷卻器流動特性曲線,圖中qm為管側(cè)流量,K為換熱面總換熱系數(shù),Δp為管側(cè)壓降.由圖可知仿真值與試驗值在給定流量范圍內(nèi)吻合度較好.由圖4可知.試驗換熱系數(shù)比仿真值低,最大偏差3.9 %.由圖5可知試驗壓降值比仿真值低,最大偏差6.8 %.主要可能原因：1)仿真模型氣體和冷卻器的材料屬性設(shè)置與實際試驗工況不完全吻合；2)網(wǎng)格劃分前簡化了幾何模型,改變了實際換熱面積；3)網(wǎng)格質(zhì)量造成計算誤差；4)CFD仿真求解設(shè)置如湍流模型、離散方程等存在誤差；5)溫度和壓力傳感器的安裝位置與冷卻器氣路進(jìn)出口存在距離；6)冷卻器殼體與周圍環(huán)境有輻射換熱.以上分析可以看出仿真方法與試驗值存在誤差,但誤差較小,在工程應(yīng)用可接受范圍內(nèi),可以此方法來仿真預(yù)測并分析換熱的流動換熱性能.

圖4 螺旋槽管式EGR冷卻器的傳熱特性曲線Fig.4 Heat transfer characteristic curve of groove-tube EGR cooler

圖5 螺旋槽管式EGR冷卻器的流動特性曲線Fig.5 Flow characteristic curve of groove-tube EGR cooler

2 結(jié)構(gòu)優(yōu)化

基于增大換熱面積的強化換熱思路,采用換熱管內(nèi)徑為7 mm,同等空間可布置更多換熱管.如圖6所示為換熱管安裝示意圖,設(shè)計強化換熱管結(jié)構(gòu)為內(nèi)插螺旋翅片與螺旋槽管相配合的復(fù)合換熱管：采用半圓螺旋槽,槽寬1 mm、槽深0.5 mm,螺距4 mm.由圖6可知螺旋翅片安裝于距換熱管進(jìn)氣口16 mm位置.該復(fù)合換熱管與光管、螺旋槽管、內(nèi)插螺旋翅片-光管復(fù)合管進(jìn)行對比分析,如圖7所示為4種類型換熱管示意圖,圖中，L為換熱管總長.由圖7可知槽管為螺旋槽管簡稱,翅-光管為螺旋翅片與光管配合管的簡稱,翅-槽管為螺旋翅片與螺旋槽管配合管的簡稱.

圖6 翅-槽管安裝示意圖Fig.6 Installation of spiral finned groove tube

如圖8、9所示分別為螺旋翅片斜向和軸向示意圖.圖8中,Lf為螺旋翅片總長,Lp為螺旋翅片節(jié)距,D為換熱管內(nèi)徑，Dh為橫截面下空心軸的軸徑.所選Lp、Lf、Dh尺寸見表2.表2中所有管子總管長為178 mm,管內(nèi)徑D=7 mm,壁厚為1 mm,換熱器中管子根數(shù)均為19，翅片安裝尺寸16 mm,螺旋槽管螺槽深、螺旋槽寬，螺旋槽螺距離分別為0.5、1、4 mm.從圖9中可知設(shè)計內(nèi)插翅片寬度為0.35 mm,翅片高度通過截面中心半徑Dh間接表示.每種結(jié)構(gòu)均在6種不同管側(cè)流量下進(jìn)行仿真計算.

圖7 4種換熱管示意圖Fig.7 Four kinds of heat exchange tubes

圖8 螺旋翅片斜向示意圖Fig.8 Spiral fin in Finned tube

如圖10所示為管側(cè)部分流體網(wǎng)格.由圖10可知翅片處網(wǎng)格細(xì)化,可更好模擬翅片結(jié)構(gòu).所選擇網(wǎng)格大小0.3～0.5 mm,螺旋槽處網(wǎng)格選擇0.7 mm的網(wǎng)格尺寸,計算模型共生成體網(wǎng)格247萬,采用常規(guī)溫度邊界條件：管側(cè)空氣入口溫度460；殼側(cè)入口溫度85 ℃.

圖10 翅-槽管式EGR冷卻器部分網(wǎng)格示意圖Fig.10 Part mesh of spiral finned groove-tube EGRcooler

3 計算結(jié)果分析

3.1 常用換熱管與內(nèi)插螺旋翅片換熱管對比

如圖11所示為Tube1、Tube2、Tube3、Tube4這4種換熱管換熱器的氣路流體跡線圖.從圖11的跡線上可知,翅-光管比光管擾流大大增強；翅-槽管對比槽管,同樣槽管段翅-槽管擾流得到提高,螺旋流螺距變小,同等長度內(nèi)形成更多的螺旋流.可預(yù)測翅-槽管類型的復(fù)合換熱管換熱性能強于槽管.螺旋翅片與螺旋槽的擾流原理相似：螺旋翅片為一個渦流發(fā)生器,產(chǎn)生螺旋流隨流程逐漸衰減；螺旋槽持續(xù)擾流,形成穩(wěn)定螺旋流.兩者形成螺旋流動相似,而翅片僅在翅片管管段內(nèi)產(chǎn)生流動阻力,翅-槽管形成的螺旋流在螺旋槽管管段逐步衰減同時也被逐步同化,與槽管形成螺旋流相似度越來越高.可預(yù)測槽管段流動阻力在兩者配合下不會明顯增大,反而可能減小.

表2 螺旋翅片內(nèi)插管幾何尺寸

圖11 安裝4種換熱管冷卻器的流線示意圖Fig.11 Streamlines of four kinds of exchangers

圖12 4種冷卻器的速度分布云圖Fig.12 Interface velocity distribution for four kinds of exchangers

如圖12所示為換熱器中心換熱管截面的流體速度分布云圖,截面截取位置距進(jìn)氣口90 mm.從圖12的橫向?qū)Ρ瓤芍?光管與翅-光管截面云圖可知光管速度分布沿管壁分層,近似圓形,擾流效果差,翅-光管高速區(qū)分布畸形,擾流效果明顯加強.高流速區(qū)面積占比減小,熱流體熱交換時間延長.槽管與翅-槽管云圖左下部均有畸變,此處為內(nèi)凹螺旋槽,翅-槽管此處畸變程度大于槽管,擾流得到加強；翅-槽管云圖高速區(qū)占比縮減,可預(yù)測翅-槽管相比槽管換熱性能更好.

圖13 4種冷卻器的流動特性曲線Fig.13 Flow characteristic curve for four kinds of exchangers

圖14 4種冷卻器的傳熱特性曲線Fig.14 Heat transfer characteristic curve for four kinds of exchangers

如圖13所示為4種冷卻器的流動特性曲線.從圖13中可知流量越大壓降就越大,管側(cè)出口溫度越高.相比光管,翅-光管換熱器壓降增幅在500 Pa內(nèi)；翅-槽管較槽管壓降反而降低200～1 200 Pa,降低17%～20% .可見螺旋翅片與螺旋槽配合流體動力性能良好.如圖14所示為4種冷卻器的傳熱特性曲線.圖中tg為管側(cè)出口溫度,由圖14中可知相較于光管,翅-光管管側(cè)氣體出口溫度大幅下降,不同管側(cè)流量下平均下降近30 ℃.對比槽管與翅-槽管,后者管側(cè)出口溫度平均下降8 ℃左右,下降最大幅度4.5% .螺旋翅片破壞近管壁處流動邊界層增強擾流效果比螺旋槽更優(yōu)越.

3.2 螺旋翅片結(jié)構(gòu)參數(shù)對流動換熱性能

管殼式換熱器翅-光管采用不同尺寸螺旋翅片,對其流體換熱性能進(jìn)行分析研究,并定義無量綱變量ε_Dh、ε_Lf、ε_Lp,分別為螺旋翅片高、長、及螺距的變化量,計算公式為

ε_Dh=Dh/D .

(4)

ε_Lf=Lf/L.

(5)

ε_Lp=Lp/L.

(6)

圖15 不同翅片寬度下翅-光管式冷卻器的流動特性曲線Fig.15 Flow characteristic curve with different ε_Dh in spiral finned light tube

圖16 不同翅片寬度下翅-光管式冷卻器的傳熱特性曲線Fig.16 Heat transfer characteristic curve with different in spiral finned light tube

如圖15、16所示分別為不同翅片寬度下翅-光管式冷卻器的流動特性曲線及傳熱特性曲線.換熱器中分別裝有tube13、tube3、tube14、tube15、tube16這5種換熱管,分別對應(yīng)ε_Dh在0.286～0.514內(nèi)的5組數(shù)值.從圖15中可知ε_Dh在0.286～0.514內(nèi),每降低1/35,管程進(jìn)出口壓降增加在30 Pa內(nèi),增幅0.4%～0.6%,說明受翅片高度越大流動阻力越大,但對流動阻力影響很小.由圖16可知ε_Dh在0.286～0.514內(nèi),擾流效果相差不大：ε_Dh每降低1/35,管側(cè)出口溫度變化在2 ℃內(nèi),小于2% .由于翅片類似肋片,換熱效果受高度和肋面復(fù)合換熱系數(shù)等因素綜合影響,換熱性能相差不大.ε_Dh從0.457～0.514,管側(cè)出口溫度反而升高近8 ℃,可知ε_Dh在0.457～0.514間存在臨界值,高于此值換熱性能大幅下降.ε_Dh低于臨界值時對動力性和傳熱的影響都偏小,換熱效果已達(dá)要求時可調(diào)整翅片高度、降低ε_Dh值以節(jié)省材料,降低成本.張曉嶼等[15]研究的圓管內(nèi)插螺旋片安裝于空心軸,沿中心向外增大翅片寬度,翅片外緣與圓管內(nèi)壁間距減小,故流動阻力明顯增大.本文將翅片連接在圓管內(nèi)壁,沿中心向內(nèi)增大翅片寬度,適合小型換熱管安裝,避免流阻的劇增.

圖17 不同翅片長度下翅-光管式冷卻器的流動特性曲線Fig.17 Flow characteristic curve with different ε_Lf in spiral finned light tube

圖18 不同翅片長度下翅-光管式冷卻器的傳熱特性曲線Fig.18 Heat transfer characteristic curve with different ε_Lf in spiral finned light tube

如圖17、18所示分別為不同翅片長度下翅-光管冷卻器的流動特性曲線及傳熱特性曲線.換熱器中分別裝有tube5、tube3、tube6、tube7、tube8這5種換熱管,分別對應(yīng)ε_Lf在0.09～0.45的5組數(shù)值.由圖17中可知,ε_Lf每升高8/89,換熱器管側(cè)壓降升高20～100 Pa,增幅小于8%.由圖18中可知ε_Lf在0.09～0.36內(nèi)每升高8/89管側(cè)出口溫度降低5～10℃,最大降低6.2%,溫度變化隨ε_Lf增長越發(fā)遲鈍,此區(qū)間內(nèi)增大ε_Lf值可強化換熱,但作用越來越弱；ε_Lf在0.36～0.514內(nèi),管側(cè)出口溫度反而升高,換熱性能下降,可預(yù)測傳熱特性在此區(qū)間內(nèi)存在臨界.

圖19 不同翅片螺距下翅-光管式冷卻器的流動特性曲線Fig.19 Flow characteristic curve with different ε_Lp in spiral finned light tube

圖20 不同翅片螺距下翅-光管式冷卻器的傳熱特性曲線Fig.20 Heat transfer characteristic curve with different ε_Lp in spiral finned light tube

如圖19、20所示分別為不同翅片螺距下翅-光管冷卻器的流動特性曲線及傳熱特性曲線.換熱器中分別裝有tube12、tube11、tube10、tube9、tube3這5種翅片螺距的換熱管,分別對應(yīng)ε_Lp在0.09～0.18的這5組數(shù)值,依次按160 mm長管段分5、6、7、8、10個螺距得到.由圖19可知每增多一個螺距,壓降隨ε_Lp值增大在100～200 Pa,增大7%～10% .相較ε_Dh及ε_Lf,ε_Lp變化導(dǎo)致管側(cè)進(jìn)出口壓降Δp變化更顯著.由圖20中可知ε_Lp在0.09～0.18內(nèi)換熱器管側(cè)出口溫度tg相差2～3℃內(nèi),小于1%.張琳[16]等的研究表明圓管紐帶螺距減小,流阻增大,換熱增強,結(jié)果與本文相符,ε_Lp減小,流阻增大,擾流增強,但翅片長度減小,翅片換熱面積減小,流速增加,整體換熱性能變化變化不大.增大ε_Lp可維持換熱性能,減小流動阻力.

4 結(jié) 論

(1)應(yīng)用一種EGR冷卻器仿真算法并進(jìn)行試驗,仿真結(jié)果與試驗結(jié)果在給定流量范圍內(nèi)吻合度良好.換熱系數(shù)最大偏差3.9 %,壓降值最大偏差6.8 %,在工程應(yīng)用接受范圍內(nèi).

(2)對比了光管、槽管、翅-光管、翅-槽管4種換熱管殼式換熱器,螺旋翅片擾流效果良好、流動阻力小,翅-槽管較槽管管側(cè)壓降減小20%,管側(cè)出口溫度下降約8℃,對EGR冷卻器產(chǎn)品開發(fā)具有重要意義.

(3)對表征螺旋翅片高度、長度、螺距的3個無量綱量ε_Dh、ε_Lf及ε_Lp進(jìn)行分析研究,發(fā)現(xiàn)ε_Lp對壓降影響最大,增多一個螺距,壓降增大近7%～10%,而ε_Lf對出口溫度影響很大,多增半個螺距長度,出口溫度最大降幅達(dá)6.2%.可增大ε_Lp及ε_Lf以增強整體流體換熱性能,但ε_Lf不宜超過0.36.ε_Dh對流動性能和換熱性能影響都偏小,變動幅度均小于2%,可減小ε_Dh以節(jié)約材料降低成本.

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Complex turbulent flow and heat transfer characteristics of spiral finned groove tubes in EGR cooler

YUAN Bo, HAO Zhi-yong, LI Heng, ZHENG Xu

(CollegeofEnergyEngineering,ZhejiangUniversity,Hangzhou310027,China)

Aiming at the problem of the increasing flow resistance caused by the heat transfer of the spiral groove tube EGR cooler, the heat transfer performance of spiral groove tube in EGR cooler was analyzed through numerical simulation method, which was compared with bench test. The optimization structure of spiral finned groove tube was proposed. A comparative analysis was conducted among the light tube, the spiral groove tube, the spiral finned light tube and the spiral finned groove tube. The influence of height, length and pitch of the spiral fins on the flow and heat transfer characteristics was analyzed. Results showed that the maximum deviation of heat transfer coefficient caculated from the numerical simulation and experiment method for the spiral groove tube EGR cooler was 3.9% and that for pressure drop was 6.8%, which was acceptable in engineering application and ensured the reliability of analysis method. The spiral finned tube EGR cooler can enhance heat transfer performance and reduce flow resistance. The spiral flow created by fin is similar to that created by spiral groove tube, which can reduce the flow resistance by 20%, and the spiral fin can enhance the disturbance flow that created by the spiral groove tube. As a result, the outlet temperature drops by 4.5%. The maximum outlet temperature drops by 6.2%, as the total length of the spiral fin increases by half a pitch . The flow resistance increases by 10%, while one more pitch is added in fixed length of 160 mm. Results show that height affects little. Appropriate reduction of the size of height can reduce processing materials and save cost.

EGR cooler; numerical simulation; plain tube; spiral groove tube; spiral finned groove tube

2015-12-04.

袁博(1989—),男,碩士生,從事發(fā)動機CAE仿真及流動換熱性能等研究. ORCID： 0000-0001-9601-4973. E-mail: 21327079@zju.edu.cn

郝志勇,男,教授.ORCID： 0000-0002-9907-8734. E-mail: haozy@zju.edu.cn

10.3785/j.issn.1008-973X.2016.08.012

TK421+.5

A

1008-973X(2016)08-1507-09

浙江大學(xué)學(xué)報(工學(xué)版)網(wǎng)址： www.journals.zju.edu.cn/eng