汽車散熱器結(jié)構(gòu)優(yōu)化研究

童正明+王亦凡+陳丹

文章編號(hào)：1008-8857(2014)02-0108-05DOI:10.13259/j.cnki.eri.2014.02.011

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摘 要：

散熱器是汽車發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻系統(tǒng)的重要組成部分.采用多孔介質(zhì)模型對(duì)汽車散熱器進(jìn)行簡(jiǎn)化,對(duì)其溫度場(chǎng)和流場(chǎng)進(jìn)行了仿真計(jì)算.分別模擬計(jì)算了進(jìn)、出水口位置以及水管排數(shù)不同時(shí)散熱器的換熱性能,分析比較了它們的換熱特性和流動(dòng)特性以獲得進(jìn)、出水口位置及水管排數(shù)對(duì)管帶式散熱器性能的影響,研究了散熱器結(jié)構(gòu)優(yōu)化的方向.利用風(fēng)洞試驗(yàn)臺(tái)進(jìn)行了試驗(yàn),并將試驗(yàn)值和數(shù)值模擬值進(jìn)行了對(duì)比分析,驗(yàn)證了數(shù)值模擬的正確性.

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關(guān)鍵詞：

管帶式汽車散熱器; 多孔介質(zhì); 數(shù)值模擬; 風(fēng)洞試驗(yàn)

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中圖分類號(hào)： TK 412+.2文獻(xiàn)標(biāo)志碼： A

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Research on the structure optimization of automobile radiators

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TONG Zhengming, WANG Yifan, CHEN Dan

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(School of Energy and Power Engineering,University of Shanghai for Science 

and Technology,Shanghai 200093,China)

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Abstract： The radiator is one of the key parts of automotive engine cooling system.In this paper,a simplified porous medium model for automobile radiators was established to simulate the temperature and flow fields of the automobile radiator.Heat transfer performance of the radiator with different waterinlet and outlet positions,and different tube row numbers was simulated.The effect of waterinlet and outlet positions,and different tube row numbers on the heat transfer performance of the radiator was discussed.Experiments were carried out using a wind tunnel setup.A comparison between the experimental data and the simulation results was made to verify the accuracy of the numerical simulation.

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Key words： 

ribbontubular radiator; porous media; numerical computation; wind tunnel experiment

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散熱器是汽車發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻系統(tǒng)中必不可少的一部分.其作用是將發(fā)動(dòng)機(jī)水套內(nèi)冷卻液所攜帶的多余熱量經(jīng)過(guò)二次熱交換,使高溫零件的熱量在外界強(qiáng)制氣流的作用下被空氣帶走［1］.若汽車發(fā)動(dòng)機(jī)溫度過(guò)高則會(huì)導(dǎo)致活塞卡死、零件破裂損壞、積碳、功率降低等問(wèn)題,影響發(fā)動(dòng)機(jī)的經(jīng)濟(jì)性甚至發(fā)生爆炸;若冷卻過(guò)度則會(huì)導(dǎo)致燃料和功率消耗增加,硫化物與水蒸氣凝結(jié)為亞硫酸溶液腐蝕零件等問(wèn)題,故散熱器性能的好壞直接影響著發(fā)動(dòng)機(jī)性能［2］.隨著對(duì)汽車散熱器尺寸的要求越來(lái)越高,其結(jié)構(gòu)有待更進(jìn)一步的優(yōu)化和完善,散熱器各個(gè)參數(shù)對(duì)其性能的影響都具有研究的意義與價(jià)值.因此,本文對(duì)管帶式汽車散熱器進(jìn)行模擬計(jì)算及試驗(yàn),并且對(duì)兩者結(jié)果進(jìn)行比較,驗(yàn)證數(shù)值模擬的正確性.在此模型基礎(chǔ)上對(duì)管帶式散熱器進(jìn)、出水口位置對(duì)散熱器換熱特性和流動(dòng)特性的影響進(jìn)行分析,從而得到兩者之間的關(guān)系,以便為今后換熱器優(yōu)化提供方向參考.

1 數(shù)值模擬

1.1 物理模型的建立

本文研究對(duì)象為商用車管帶式散熱器.散熱器芯子長(zhǎng)、寬、高分別為638 mm、50 mm和700 mm.散熱器由68根水管和69排散熱帶單排排列組成.水管外側(cè)寬為2 mm,壁厚為0.35 mm.散熱帶波高為8 mm,波距為3.5 mm,厚度為0.08 mm,開窗角度為27°.水管與散熱帶均為鋁制,相鄰依次排列,結(jié)構(gòu)如圖1所示,其中:G為水管外側(cè)寬度;H為散熱帶波高;W為散熱帶寬度;B為散熱帶波距.

圖1 管帶式散熱器結(jié)構(gòu)



Fig.1

Structure of the ribbontubular radiator

1.2 模型假設(shè)

根據(jù)商用車管帶式散熱器的實(shí)際情況進(jìn)行一定的假設(shè)以簡(jiǎn)化運(yùn)算量,即:①流體為定常流動(dòng);②散熱器兩側(cè)流動(dòng)過(guò)程無(wú)相變;③空氣的密度、黏度和導(dǎo)熱系數(shù)等物理參數(shù)僅與溫度相關(guān);④忽略散熱器與大氣間的熱輻射;⑤散熱帶假設(shè)為多孔介質(zhì)且無(wú)化學(xué)反應(yīng)存在.

為保證模擬過(guò)程在計(jì)算機(jī)的計(jì)算能力范圍內(nèi),對(duì)散熱器模型進(jìn)行一定簡(jiǎn)化［3］,以滿足其工程實(shí)用性,即:①管帶式散熱器中帶百葉窗翅片的波浪形散熱帶結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)化為多孔介質(zhì)的長(zhǎng)方體,其具體參數(shù)參考了相關(guān)文獻(xiàn)［4-5］ 并通過(guò)相關(guān)計(jì)算得到;②散熱器水管壁簡(jiǎn)化成相應(yīng)厚度的雙側(cè)壁面以減少固體網(wǎng)格數(shù)量.

1.3 計(jì)算方法與邊界條件

經(jīng)過(guò)簡(jiǎn)化后,利用GAMBIT軟件進(jìn)行幾何建模等前處理,獲得的計(jì)算模型如圖2所示,后側(cè)部分為空氣流域.散熱器芯子部分和空氣流域結(jié)構(gòu)采用Map法劃分生成六面體結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格,散熱器水室部分則采用Cooper法劃分.將網(wǎng)格密度逐步增加直至計(jì)算結(jié)果不再變化,此密度值即被設(shè)定為模型的網(wǎng)格密度.利用FLUENT軟件進(jìn)行求解,采用有限體積法將非線性偏微分方程轉(zhuǎn)變?yōu)榫W(wǎng)格單元上的線性代數(shù)方程,然后通過(guò)求解線性方程組得出流場(chǎng)的解.采用基于壓力的求解器進(jìn)行控制方程的求解,SIMPLE法耦合壓力速度,采用RNG κ-ε模型進(jìn)行模擬［6-7］.

圖2 散熱器模型



Fig.2

The numerical model of the radiator

散熱器進(jìn)風(fēng)口和進(jìn)水口采用速度入口邊界條件,速度方向與入口平面垂直.散熱器出水口和出風(fēng)口采用壓力出口邊界條件.壁面采用熱力學(xué)邊界條件,空氣通道外壁和水室外壁設(shè)定為絕熱,水管壁簡(jiǎn)化為雙側(cè)壁面,在計(jì)算中選擇耦合正反側(cè)面.

2 數(shù)值模擬結(jié)果及分析

2.1 進(jìn)、出水口位置的影響?yīng)?/p>

改變已建立的散熱器模型的進(jìn)、出水口位置,變動(dòng)情況如表1所示,其中,A~F分別表示相對(duì)應(yīng)的散熱器結(jié)構(gòu),Xi和Xo分別為進(jìn)水口及出水口中心與散熱器垂直中心軸的距離.

表1 散熱器進(jìn)、出水口位置



Tab.1

Position of the radiator water inlet and outlet



結(jié) 構(gòu)Xi/mmXo/mm結(jié) 構(gòu)Xi/mmXo/mm

A型87.5291D型250.0291.0

B型0291E型87.587.5

C型00F型087.5

2.1.1 進(jìn)、出水口位置對(duì)換熱特性的影響?yīng)?/p>

模擬計(jì)算得到A~F型散熱器在不同工況下的進(jìn)、出水口溫差,結(jié)果如表2所示.在工程應(yīng)用中,評(píng)價(jià)汽車散熱器換熱性能的主要指標(biāo)為其散熱能力.在相同工況下,汽車散熱器進(jìn)、出水口溫差越大,則其散熱能力越好.由表2可知,在相同工況下,D型散熱器進(jìn)、出水口溫差最小;而B型散熱器進(jìn)、出水口溫差最大,換熱效果最理想.



表2 不同結(jié)構(gòu)的散熱器進(jìn)、出水口溫差的模擬值



Tab.2

Numerical results for water temperature difference for radiators with different water inlet and outlet



進(jìn)風(fēng)速度/(m?s-1)進(jìn)水流量/(kg?s-1)

進(jìn)、出水口溫差的模擬值/℃

A型B型C型D型E型F型

447.017.036.736.646.736.74

649.309.429.028.859.029.02

8410.8611.0710.6010.3610.5910.61

10412.0212.3011.7811.4911.7611.79

464.994.974.774.704.764.76

666.726.746.496.376.486.49

867.998.077.767.597.767.76

1069.029.168.828.618.818.82



2.1.2 進(jìn)、出水口位置對(duì)流動(dòng)特性的影響?yīng)?/p>

汽車散熱器的進(jìn)、出水口位置的改變引起了散熱器水管流道中水流量分布的變化,一定程度上影響散熱器的散熱性能.本文僅對(duì)進(jìn)水流量為4 kg?s-1時(shí)各種結(jié)構(gòu)散熱器的水管流量分配進(jìn)行模擬.為了更直觀地體現(xiàn)各散熱器水管流道中水流量分布的變化,引入流量分配均勻系數(shù)［8］作為表征汽車散熱器流動(dòng)性能的參數(shù).流量分配均勻系數(shù)越小則表示流量分配越均勻,其計(jì)算式為



CG=∑Nk=1(Gk-G—)2G—

G—=∑Nk=1GkN



式中:CG為流量分配均勻系數(shù);Gk為單根水管流量;N為水管數(shù);k為水管序號(hào),是［1,N］內(nèi)的自然數(shù).

計(jì)算得到進(jìn)水流量為4 kg?s-1時(shí)各種結(jié)構(gòu)散熱器的流量分配均勻性系數(shù),結(jié)果如表3所示.其中,D型散熱器的流量分配均勻性系數(shù)最高,即分配最不均勻;而B型散熱器的流量分配均勻性系數(shù)最低,即分配最為均勻.



表3 流量分配均勻性系數(shù)



Tab.3

The uniformity coefficient of flow distribution



結(jié) 構(gòu)A型B型C型D型E型F型

CG1.381.121.162.641.391.27



從表3可知,進(jìn)、出水口位置會(huì)對(duì)散熱器流量分配均勻性以及換熱性能產(chǎn)生一定的影響.在出水口位置固定時(shí),進(jìn)水口位置越靠近散熱器垂直中心軸,則流量分配越均勻,換熱性能越好.反之,在進(jìn)水口位置固定時(shí),出水口位置越遠(yuǎn)離散熱器垂直中心軸,則流量分配越均勻,換熱性能越好.在進(jìn)水口或出水口固定時(shí),散熱器的換熱性能與流量分配均勻性成正比,可作為表征換熱性能的指標(biāo),但在進(jìn)、出水口位置皆不確定時(shí),流量分配均勻性則不能作為表征換熱性能的指標(biāo),只能作為參考.

2.2 水管排數(shù)的影響?yīng)?/p>

對(duì)A型散熱器結(jié)構(gòu)進(jìn)行一定的改變,在原有單排水管基礎(chǔ)上增加一排水管進(jìn)行模擬,并將兩者模擬值進(jìn)行比較,如表4所示.

從表4可看出,雖然雙排水管的散熱器較單排水管而言,換熱面積增加了一倍,然而兩者進(jìn)、出水口溫差變化卻遠(yuǎn)遠(yuǎn)沒(méi)有那么多,卻導(dǎo)致風(fēng)阻增加了將近一倍.雙排水管汽車散熱器耗材較單排成本翻倍,然而換熱性能卻未見顯著提高.故綜合考慮,通過(guò)增加水管排數(shù)增加散熱器換熱效率的做法并不適合.

3 試驗(yàn)研究

3.1 試驗(yàn)系統(tǒng)

本文采用的傳熱風(fēng)洞試驗(yàn)系統(tǒng)如圖3所示.該試驗(yàn)系統(tǒng)由常溫、常壓空氣系統(tǒng)及水循環(huán)系統(tǒng)

表4 不同水管排數(shù)的散熱器模擬值



Tab.4

Numerical results for radiators with different tube row numbers



進(jìn)風(fēng)速度/(m?s-1)進(jìn)水流量/(kg?s-1)

水管進(jìn)、出水口溫差/℃

單排雙排

水管風(fēng)阻/Pa

單排雙排

447.017.64152.26302.39

649.3010.54282.12559.29

8410.8612.63434.28859.95

10412.0214.24619.441 225.53

464.995.35152.80303.46

666.727.52280.70556.50

867.999.22433.42858.25

1069.0210.66624.541 235.60



組成.前者為風(fēng)洞主體,從進(jìn)風(fēng)口到試驗(yàn)段皆為正方形,尾段呈圓

形;后者在試驗(yàn)中作為熱源模擬汽車散熱器的實(shí)際工況.通過(guò)變頻器調(diào)節(jié)水泵的水流量,通過(guò)電加熱器加熱水,并通過(guò)調(diào)功器調(diào)節(jié)電加熱器控制水溫.風(fēng)速由計(jì)算機(jī)處理差壓變送器轉(zhuǎn)換的總、靜壓差模擬量得到，水流量由渦輪流量計(jì)測(cè)量,溫度則由熱電偶數(shù)字溫度計(jì)測(cè)得.

3.2 試驗(yàn)結(jié)果

在大氣壓力為101 281 Pa、室溫為25.5 ℃、濕度為29.13%下進(jìn)行了散熱器風(fēng)洞試驗(yàn),當(dāng)系統(tǒng)各參數(shù)穩(wěn)定后采集試驗(yàn)數(shù)據(jù).測(cè)量了進(jìn)水流量分別為4、6 kg?s-1時(shí)不同風(fēng)速下A型散熱器的進(jìn)、出水口溫差及風(fēng)阻,并和模擬值進(jìn)行了對(duì)比,

結(jié)果如表5所示.



圖3 風(fēng)洞試驗(yàn)系統(tǒng)



Fig.3

Schematic of the wind tunnel experimental setup





表5 試驗(yàn)與模擬值對(duì)比



Tab.5

Comparison between experimental and numerical data



進(jìn)風(fēng)速度/(m?s-1)進(jìn)水流量/(kg?s-1)

進(jìn)、出水口溫差

試驗(yàn)值/℃模擬值/℃相對(duì)誤差/%

風(fēng) 阻

試驗(yàn)值/Pa模擬值/Pa相對(duì)誤差/%

446.747.013.85149.23152.262.03

648.929.304.09274.45282.122.79

8410.7110.861.38421.47434.283.04

10411.9912.020.25583.70619.446.12

464.784.994.21152.86152.800.04

666.366.725.36278.06280.700.95

867.747.993.13427.36433.421.42

1068.639.024.32594.88624.544.99



將試驗(yàn)值和模擬值進(jìn)行對(duì)比,可得:

(1) 對(duì)于進(jìn)、出水口溫差而言,模擬值和試驗(yàn)值的相對(duì)誤差在10%以內(nèi),如:在進(jìn)風(fēng)速度為6 m?s-1、進(jìn)水流量為6 kg?s-1時(shí),試驗(yàn)值為6.36 ℃,模擬值為 6.75 ℃,兩者的相對(duì)誤差為5.36%.

(2) 對(duì)于風(fēng)阻而言,模擬值和試驗(yàn)值的相對(duì)誤差在10%以內(nèi),如:在進(jìn)風(fēng)速度為10 m?s-1、進(jìn)水流量為4 kg?s-1時(shí),試驗(yàn)值為583.70 Pa,模擬值為619.44 Pa,兩者的相對(duì)誤差為6.12%.

4 結(jié) 論

(1) 采用風(fēng)洞試驗(yàn)臺(tái),對(duì)不同工況下的汽車散熱器進(jìn)行了換熱及流動(dòng)特性的試驗(yàn)研究,并將試驗(yàn)值和模擬值進(jìn)行了對(duì)比,進(jìn)、出水口溫差及風(fēng)阻的相對(duì)誤差均在10%以內(nèi),說(shuō)明數(shù)值計(jì)算模型選取正確,邊界條件設(shè)置合理,模擬結(jié)果可靠.

(2) 在進(jìn)水口或出水口固定時(shí),散熱器的換熱性能與流量分配均勻性成正比,可作為表征換熱性能的指標(biāo),但在進(jìn)、出水口位置皆不確定時(shí),流量分配均勻性則不能作為表征換熱性能的指標(biāo),只能作為參考.

(3) 采用多排水管提高換熱的方法換熱性能未見顯著提高,卻會(huì)導(dǎo)致風(fēng)阻及成本成倍增加,故并不適合.

參考文獻(xiàn):

［1］ 王鐘柱.車用散熱器行業(yè)現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢(shì)［J］.汽車與配件,2007,27(1):28-29.

［2］ 楊家騏.汽車散熱器［M］.北京:人民交通出版社,1982.

［3］ 常賀,袁兆成.基于CFD方法的汽車散熱器仿真研究［J］.硅谷,2009,8(19):8-10.

［4］ ALSHARE A A,SIMON T W,STRYKOWSKI P J.Simulations of flow and heat transfer in a serpentine heat exchanger having dispersed resistance with porouscontinuum and continuum models［J］.International Journal of Heat and Mass Transfer,2010,53(6):1088-1099.

［5］ ALSHARE A A,STRYKOWSKI P J,SIMON T W.Modeling of unsteady and steady fluid flow,heat transfer and dispersion in porous media using unit cell scale［J］.International Journal of Heat and Mass Transfer,2010,53(10):2294-2310.

［6］ OZDEN E,TARI I.Shell side CFD analysis of small shellandtube heat exchanger［J］.Energy Conversion and Management,2010,51(9):1004-1014.

［7］ 盤彩美,王文昊,崔曉鈺.螺旋扭曲橢圓管換熱器殼程數(shù)值模擬［J］.能源研究與信息,2011,27(2):99-104.

［8］ 張毅,俞小莉,陸國(guó)棟,等.進(jìn)出油管位置影響板翅式油冷器性能的數(shù)值模擬［J］.農(nóng)業(yè)機(jī)械學(xué)報(bào),2007,38(2):153-156.

10411.9912.020.25583.70619.446.12

464.784.994.21152.86152.800.04

666.366.725.36278.06280.700.95

867.747.993.13427.36433.421.42

1068.639.024.32594.88624.544.99



將試驗(yàn)值和模擬值進(jìn)行對(duì)比,可得:

(1) 對(duì)于進(jìn)、出水口溫差而言,模擬值和試驗(yàn)值的相對(duì)誤差在10%以內(nèi),如:在進(jìn)風(fēng)速度為6 m?s-1、進(jìn)水流量為6 kg?s-1時(shí),試驗(yàn)值為6.36 ℃,模擬值為 6.75 ℃,兩者的相對(duì)誤差為5.36%.

(2) 對(duì)于風(fēng)阻而言,模擬值和試驗(yàn)值的相對(duì)誤差在10%以內(nèi),如:在進(jìn)風(fēng)速度為10 m?s-1、進(jìn)水流量為4 kg?s-1時(shí),試驗(yàn)值為583.70 Pa,模擬值為619.44 Pa,兩者的相對(duì)誤差為6.12%.

4 結(jié) 論

(1) 采用風(fēng)洞試驗(yàn)臺(tái),對(duì)不同工況下的汽車散熱器進(jìn)行了換熱及流動(dòng)特性的試驗(yàn)研究,并將試驗(yàn)值和模擬值進(jìn)行了對(duì)比,進(jìn)、出水口溫差及風(fēng)阻的相對(duì)誤差均在10%以內(nèi),說(shuō)明數(shù)值計(jì)算模型選取正確,邊界條件設(shè)置合理,模擬結(jié)果可靠.

(2) 在進(jìn)水口或出水口固定時(shí),散熱器的換熱性能與流量分配均勻性成正比,可作為表征換熱性能的指標(biāo),但在進(jìn)、出水口位置皆不確定時(shí),流量分配均勻性則不能作為表征換熱性能的指標(biāo),只能作為參考.

(3) 采用多排水管提高換熱的方法換熱性能未見顯著提高,卻會(huì)導(dǎo)致風(fēng)阻及成本成倍增加,故并不適合.

參考文獻(xiàn):

［1］ 王鐘柱.車用散熱器行業(yè)現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢(shì)［J］.汽車與配件,2007,27(1):28-29.

［2］ 楊家騏.汽車散熱器［M］.北京:人民交通出版社,1982.

［3］ 常賀,袁兆成.基于CFD方法的汽車散熱器仿真研究［J］.硅谷,2009,8(19):8-10.

［4］ ALSHARE A A,SIMON T W,STRYKOWSKI P J.Simulations of flow and heat transfer in a serpentine heat exchanger having dispersed resistance with porouscontinuum and continuum models［J］.International Journal of Heat and Mass Transfer,2010,53(6):1088-1099.

［5］ ALSHARE A A,STRYKOWSKI P J,SIMON T W.Modeling of unsteady and steady fluid flow,heat transfer and dispersion in porous media using unit cell scale［J］.International Journal of Heat and Mass Transfer,2010,53(10):2294-2310.

［6］ OZDEN E,TARI I.Shell side CFD analysis of small shellandtube heat exchanger［J］.Energy Conversion and Management,2010,51(9):1004-1014.

［7］ 盤彩美,王文昊,崔曉鈺.螺旋扭曲橢圓管換熱器殼程數(shù)值模擬［J］.能源研究與信息,2011,27(2):99-104.

［8］ 張毅,俞小莉,陸國(guó)棟,等.進(jìn)出油管位置影響板翅式油冷器性能的數(shù)值模擬［J］.農(nóng)業(yè)機(jī)械學(xué)報(bào),2007,38(2):153-156.

10411.9912.020.25583.70619.446.12

464.784.994.21152.86152.800.04

666.366.725.36278.06280.700.95

867.747.993.13427.36433.421.42

1068.639.024.32594.88624.544.99



將試驗(yàn)值和模擬值進(jìn)行對(duì)比,可得:

(1) 對(duì)于進(jìn)、出水口溫差而言,模擬值和試驗(yàn)值的相對(duì)誤差在10%以內(nèi),如:在進(jìn)風(fēng)速度為6 m?s-1、進(jìn)水流量為6 kg?s-1時(shí),試驗(yàn)值為6.36 ℃,模擬值為 6.75 ℃,兩者的相對(duì)誤差為5.36%.

(2) 對(duì)于風(fēng)阻而言,模擬值和試驗(yàn)值的相對(duì)誤差在10%以內(nèi),如:在進(jìn)風(fēng)速度為10 m?s-1、進(jìn)水流量為4 kg?s-1時(shí),試驗(yàn)值為583.70 Pa,模擬值為619.44 Pa,兩者的相對(duì)誤差為6.12%.

4 結(jié) 論

(1) 采用風(fēng)洞試驗(yàn)臺(tái),對(duì)不同工況下的汽車散熱器進(jìn)行了換熱及流動(dòng)特性的試驗(yàn)研究,并將試驗(yàn)值和模擬值進(jìn)行了對(duì)比,進(jìn)、出水口溫差及風(fēng)阻的相對(duì)誤差均在10%以內(nèi),說(shuō)明數(shù)值計(jì)算模型選取正確,邊界條件設(shè)置合理,模擬結(jié)果可靠.

(2) 在進(jìn)水口或出水口固定時(shí),散熱器的換熱性能與流量分配均勻性成正比,可作為表征換熱性能的指標(biāo),但在進(jìn)、出水口位置皆不確定時(shí),流量分配均勻性則不能作為表征換熱性能的指標(biāo),只能作為參考.

(3) 采用多排水管提高換熱的方法換熱性能未見顯著提高,卻會(huì)導(dǎo)致風(fēng)阻及成本成倍增加,故并不適合.

參考文獻(xiàn):

［1］ 王鐘柱.車用散熱器行業(yè)現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢(shì)［J］.汽車與配件,2007,27(1):28-29.

［2］ 楊家騏.汽車散熱器［M］.北京:人民交通出版社,1982.

［3］ 常賀,袁兆成.基于CFD方法的汽車散熱器仿真研究［J］.硅谷,2009,8(19):8-10.

［4］ ALSHARE A A,SIMON T W,STRYKOWSKI P J.Simulations of flow and heat transfer in a serpentine heat exchanger having dispersed resistance with porouscontinuum and continuum models［J］.International Journal of Heat and Mass Transfer,2010,53(6):1088-1099.

［5］ ALSHARE A A,STRYKOWSKI P J,SIMON T W.Modeling of unsteady and steady fluid flow,heat transfer and dispersion in porous media using unit cell scale［J］.International Journal of Heat and Mass Transfer,2010,53(10):2294-2310.

［6］ OZDEN E,TARI I.Shell side CFD analysis of small shellandtube heat exchanger［J］.Energy Conversion and Management,2010,51(9):1004-1014.

［7］ 盤彩美,王文昊,崔曉鈺.螺旋扭曲橢圓管換熱器殼程數(shù)值模擬［J］.能源研究與信息,2011,27(2):99-104.

［8］ 張毅,俞小莉,陸國(guó)棟,等.進(jìn)出油管位置影響板翅式油冷器性能的數(shù)值模擬［J］.農(nóng)業(yè)機(jī)械學(xué)報(bào),2007,38(2):153-156.