車用散熱器傳熱性能的數(shù)值模擬研究＊

密騰閣，王舫，龍?jiān)?/p>

（南華大學(xué)，湖南 衡陽 421001）

車用散熱器傳熱性能的數(shù)值模擬研究＊

密騰閣，王舫，龍?jiān)?/p>

（南華大學(xué)，湖南 衡陽 421001）

車用散熱器作為汽車?yán)鋮s系統(tǒng)的重要構(gòu)成部分，其工作性能的優(yōu)劣將直接影響到汽車發(fā)動(dòng)機(jī)的運(yùn)行狀態(tài)，進(jìn)而影響汽車行駛安全。文章采用數(shù)值模擬的方法，通過建立散熱器百葉窗翅片的三維數(shù)值模型，研究不同進(jìn)口空氣流速及翅片重要幾何結(jié)構(gòu)參數(shù)—翅片間距、百葉窗寬度、開窗角度，對(duì)散熱器傳熱性能的影響。結(jié)果表明：隨著散熱器進(jìn)口空氣流速增大，散熱器的換熱系數(shù)與壓降損失也逐漸增大；結(jié)構(gòu)模擬優(yōu)化后發(fā)現(xiàn)，散熱器結(jié)構(gòu)參數(shù)在翅片間距為2.50mm，百葉窗寬度6.00mm，開窗角度為23°時(shí)，換熱性能及阻力性能皆最佳；可為車用散熱器優(yōu)化設(shè)計(jì)提供參考依據(jù)。

車用散熱器；傳熱性能；數(shù)值模擬

CLC NO.:U462.1 Document Code: A Article ID: 1671-7988 (2017)15-140-05

前言

散熱器作為汽車?yán)鋮s系統(tǒng)的重要組成部分，其工作性能的優(yōu)劣直接影響發(fā)動(dòng)機(jī)的壽命、功率、排放行為以及經(jīng)濟(jì)性[1]。百葉窗式翅片散熱器因其結(jié)構(gòu)緊湊、換熱性能良好且成本較低的優(yōu)點(diǎn)被車用冷卻系統(tǒng)頻繁采用。隨著汽車工業(yè)的迅猛發(fā)展，對(duì)汽車發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻系統(tǒng)的要求日漸提高[2]。為適應(yīng)發(fā)動(dòng)機(jī)不斷增加的熱負(fù)荷，并局限于發(fā)動(dòng)機(jī)艙有限的空間，迫切需要對(duì)散熱器進(jìn)行散熱性能的優(yōu)化設(shè)計(jì)。

目前對(duì)百葉窗翅片散熱器常用的優(yōu)化設(shè)計(jì)方法有實(shí)驗(yàn)研究和數(shù)值模擬研究?jī)煞N方法。實(shí)驗(yàn)研究主要是通過風(fēng)洞實(shí)驗(yàn)方法測(cè)試百葉窗翅片散熱器在不同材質(zhì)、不同布置形式、不同結(jié)構(gòu)形式下的傳熱性能和流動(dòng)阻力性能。例如A.Vaisi[3]通過風(fēng)洞實(shí)驗(yàn)方法對(duì)百葉窗翅片式散熱器百葉窗區(qū)域的布置方式進(jìn)行研究，獲得了散熱器空氣側(cè)的傳熱和壓降特性，結(jié)果表明百葉窗區(qū)域的布置方式對(duì)散熱器的傳熱和壓降特性有比較大的影響。而數(shù)值模擬研究主要采用二維或三維方法，針對(duì)散熱器的傳熱特性和流動(dòng)阻力特性進(jìn)行研究。例如Yu Jue Chang 等人[4]對(duì)95個(gè)由百葉窗式翅片組成的散熱器的實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行分析研究，得到摩擦因子f的計(jì)算方法。周益民[5]，毛方[6]，王任遠(yuǎn)[7]對(duì)百葉窗翅片散熱器進(jìn)行了三維建模，獲得散熱器內(nèi)流體的流動(dòng)、傳熱及流阻特性，對(duì)散熱器傳熱性能進(jìn)行優(yōu)化[8]。

鑒于數(shù)值模擬方法具有工況變化幅度大，幾何參數(shù)設(shè)置不受試驗(yàn)條件限制，計(jì)算周期短且省時(shí)省力的優(yōu)點(diǎn)，本文采用數(shù)值模擬的方法，建立百葉窗翅片式散熱器不同結(jié)構(gòu)參數(shù)下的數(shù)值模型，并對(duì)其進(jìn)行流動(dòng)、傳熱和阻力特性研究，計(jì)算得到綜合性能最佳的結(jié)構(gòu)參數(shù)數(shù)據(jù)，達(dá)到優(yōu)化散熱器結(jié)構(gòu)參數(shù)，強(qiáng)化換熱的目的。

1 物理數(shù)學(xué)模型

百葉窗翅片式散熱器是一種緊湊型散熱器，一般材料為鋁質(zhì)，散熱器內(nèi)部的散熱帶部分主要由循環(huán)冷卻水扁平管和焊接在管子上的百葉窗翅片組成[9]。扁平管內(nèi)吸收發(fā)動(dòng)機(jī)熱量后的循環(huán)冷卻水和風(fēng)扇作用下流過管外的冷空氣進(jìn)行換熱，此傳熱過程中，熱阻最大的環(huán)節(jié)在空氣側(cè)，因而強(qiáng)化空氣側(cè)換熱以減小總熱阻可到達(dá)強(qiáng)化散熱的目的。因此，扁平管外加百葉窗翅片可達(dá)到強(qiáng)化換熱的目的。

1.1 幾何模型及網(wǎng)格劃分

1.1.1 百葉窗幾何模型

由于散熱器內(nèi)的翅片數(shù)量多且結(jié)構(gòu)復(fù)雜，因此對(duì)整個(gè)散熱器的翅片進(jìn)行模擬計(jì)算則計(jì)算量大且建模復(fù)雜。由于散熱器內(nèi)翅片呈周期性地布置且每片翅片間的流道是相等的。同時(shí)每個(gè)扁平水管之間的距離也是相同的。因此，對(duì)散熱器內(nèi)的單個(gè)換熱元件進(jìn)行模擬計(jì)算便可以達(dá)到模擬研究的目的。同時(shí)，因?yàn)榘偃~窗式翅片散熱器的結(jié)構(gòu)和換熱特點(diǎn)，在建模時(shí)可對(duì)散熱器數(shù)值模型進(jìn)行以下簡(jiǎn)化：

圖1 百葉窗翅片散熱器的幾何模型

a）在空氣流動(dòng)的方向上，由于散熱器內(nèi)翅片的重復(fù)性，因此只需要選取兩個(gè)冷卻水扁平管之間的部分作為建模的對(duì)象。

b）在冷卻液的流動(dòng)方向上，散熱器翅片具有周期性，選取一個(gè)周期的翅片結(jié)構(gòu)作為建模對(duì)象。

經(jīng)以上簡(jiǎn)化，百葉窗翅片散熱器的幾何模型如圖1所示。

1.1.2 翅片的幾何結(jié)構(gòu)參數(shù)

百葉窗式翅片的幾何機(jī)構(gòu)參數(shù)包括有：翅片的間距；翅片的寬度；翅片的厚度；翅片的長(zhǎng)度；百葉窗的間距；百葉窗的寬度和百葉窗開窗角度。其翅片結(jié)構(gòu)示意圖如圖2所示。

其中，F(xiàn)p：翅片間距(mm)，相鄰兩個(gè)翅片之間的距離；Fh：翅片寬度(mm)，兩個(gè)冷卻水扁平管之間的距離；σ：翅片厚度(mm)，翅片的厚度；Fd：翅片長(zhǎng)度(mm)，翅片在空氣流動(dòng)方向的距離；Lp：百葉窗間距(mm)，相鄰兩個(gè)百葉窗的距離；Lh：百葉窗寬度(mm)，百葉窗在翅片上的長(zhǎng)度；La：百葉窗開窗角度(°)，百葉窗與水平的傾斜角。實(shí)驗(yàn)及模擬研究結(jié)果表明，百葉窗散熱狀況主要受百葉窗翅片間距Lp、百葉窗寬度Lh和百葉窗開窗角度La的影響。因此本文主要研究這三個(gè)因素對(duì)翅片流動(dòng)和換熱的影響，并對(duì)這些因素進(jìn)行模擬優(yōu)化。

1.1.3 網(wǎng)格劃分

采用ICEM軟件對(duì)幾何模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分。散熱器的基本結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，因此采用非結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格對(duì)流體區(qū)域和翅片區(qū)域進(jìn)行網(wǎng)格劃分，由于在貼近翅片表面的邊界層區(qū)域內(nèi)，流場(chǎng)及溫度場(chǎng)變化比較劇烈，對(duì)此區(qū)域進(jìn)行局部加密處理，共劃分了34218個(gè)網(wǎng)格。網(wǎng)格劃分后的模型如圖2所示。

圖2 百葉窗翅片散熱器網(wǎng)格劃分

1.2 邊界條件

散熱器入口邊界條件設(shè)置為速度入口，入口流速范圍2-12m/s；出口設(shè)置為壓力出口；扁平水管壁面認(rèn)為其溫度恒定，設(shè)置為等溫壁面邊界，溫度設(shè)為370K；散熱器內(nèi)流動(dòng)和換熱具有周期性特點(diǎn)，因而計(jì)算區(qū)域的上下表面設(shè)置為周期性邊界；由于兩個(gè)扁平管之間的區(qū)域具有對(duì)稱性，為提高計(jì)算速度，選取一半進(jìn)行模擬計(jì)算，故中間對(duì)稱面設(shè)置為對(duì)稱邊界。

1.3 數(shù)學(xué)模型及求解方法

本文主要研究的是空氣在流經(jīng)百葉窗式翅片時(shí)的穩(wěn)態(tài)換熱的過程，入口的空氣流速為2.0-12m/s，通過計(jì)算，雷諾數(shù)的取值范圍為221-2134，屬于層流。因此模擬空氣場(chǎng)流動(dòng)選用的是層流模型。運(yùn)用到的求解方法是SIMPLE算法。為求解溫度場(chǎng)和速度場(chǎng)需對(duì)質(zhì)量、動(dòng)量和能量方程進(jìn)行耦合求解。三個(gè)控制方程分別為：

（1）質(zhì)量方程

其中，ρ是密度，t是時(shí)間，u，v，w，是速度矢量u在x，y，z方向的分量；μ是動(dòng)力粘度，p是流體微元體上的壓力，Su，Sv，Sw是動(dòng)量守恒方程的廣義源項(xiàng)；Cp是比熱容，T是溫度，k是流體的傳熱系數(shù)，ST為流體的內(nèi)熱源及由于粘性作用于流體機(jī)械能轉(zhuǎn)換為熱能部分。

2 模擬結(jié)果分析

2.1 空氣入口流速對(duì)傳熱性能的影響

結(jié)合散熱器的實(shí)際工況，選取三個(gè)具有代表性的工況作為研究?jī)?nèi)容，分別是入口空氣流速取V=2.0m/s；V=6.0m/s；V=12.0m/s。而散熱器物理模型選結(jié)構(gòu)參數(shù)分別為翅片間距2.5mm，寬度7.8mm，厚度0.1mm，長(zhǎng)度33mm；百葉窗間距1mm，百葉窗寬度5mm，百葉窗角度為23°。通過模擬計(jì)算可得到三個(gè)工況下的翅片附近的速度場(chǎng)和溫度場(chǎng)分布，如圖3和圖4所示。

圖3 入口空氣流速分別為2.0m/s，6m/s，12m/s時(shí)翅片入口附近的速度分布

圖4 入口空氣流速分別為2.0m/s，6m/s，12m/s時(shí)翅片入口附近的溫度分布

由圖3和4可知，隨著散熱器入口空氣流速的增大，流過翅片時(shí)的速度不斷增大，進(jìn)而對(duì)流換熱系數(shù)有所增大，翅片附近溫度降低越來越明顯，散熱效果隨速度增大而增強(qiáng)。為進(jìn)一步研究入口空氣流速對(duì)傳熱性能的影響，補(bǔ)充幾組流速數(shù)據(jù)，進(jìn)一步模擬分析，流速模擬工況分別為空氣流速為2m/s，4m/s，5m/s，6m/s，8m/s，9m/s，10m/s和12m/s。對(duì)這八個(gè)入口空氣流速工況進(jìn)行模擬計(jì)算，得到在對(duì)應(yīng)工況下的翅片表面平均溫度（圖5）、散熱器的的傳熱系數(shù)（圖6）及空氣進(jìn)出口壓降損失值（圖7）的計(jì)算結(jié)果。綜合分析傳熱情況及壓損情況得出流速對(duì)散熱器傳熱特性的影響規(guī)律。

圖5 翅片表面平均溫度隨入口空氣流速變化曲線

圖6 翅片表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)隨入口空氣流速變化曲線

由圖5和圖6可知，隨著入口空氣流速的增大，對(duì)流換熱增強(qiáng)，單位時(shí)間帶走的熱量提高，翅片表面溫度隨流速增大而降低，而翅片的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)隨流速增大而增大。由圖7可知，隨入口空氣流速增大，流動(dòng)阻力增大，故壓力損失，即進(jìn)出口壓降隨流速增大而提高。這說明，隨著入口空氣流速的增大，百葉窗對(duì)空氣的阻力是越來越大的，因此所需的風(fēng)扇的耗能也是越來越大。在提高散熱器換熱系數(shù)的同時(shí)也意味著風(fēng)扇耗能的提高。因此，在選擇入口空氣流速?gòu)?qiáng)化換熱時(shí)需同時(shí)考慮流速對(duì)換熱情況和壓損的影響。

圖7 進(jìn)出口壓降隨入口空氣流速變化曲線

2.2 翅片重要幾何參數(shù)對(duì)傳熱性能的影響

2.2.1 翅片間距對(duì)傳熱性能的影響

百葉窗式翅片散熱器在一定的結(jié)構(gòu)參數(shù)條件下，翅片的間距決定了管帶式散熱器翅片的疏密程度，模擬研究翅片間距分別為Fp=2.00mm，F(xiàn)p=2.25mm，F(xiàn)p=2.50mm時(shí)其傳熱和流阻情況。

圖8 不同翅片間距下，翅片表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)（a）及進(jìn)出口壓降（b）隨入口空氣流速變化曲線

圖8（a）為百葉窗翅片間距是Fp=2.00，F(xiàn)p=2.25mm，F(xiàn)p=2.50mm時(shí)的翅片表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)曲線。Fp=2.25和Fp=2.50的散熱器傳熱系數(shù)曲線相當(dāng)接近，近似重合。而Fp=2.00的散熱器傳熱系數(shù)在2-6m/s區(qū)間較其他兩條曲線高出一部分。但隨著入口空氣流速再度提高，三條曲線之間距離越來越近。圖8（b）為翅片間距分別為Fp=2.00mm，F(xiàn)p=2.25mm，F(xiàn)p=2.50mm時(shí)，百葉窗翅片空氣側(cè)進(jìn)出口壓降隨入口空氣流速提高的變化規(guī)律圖。隨著翅片間距變大，在同一工況條件下，空氣壓降損失是逐漸降低的。而在一定的翅片間距條件下，壓降隨入口流速增大而增大。綜合分析傳熱和流阻影響，在不同翅片間距，同一進(jìn)口流速條件下，翅片間距的變化對(duì)翅片表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)影響不大，但是隨著翅片間距的增大，壓力損失呈減小趨勢(shì)，且流速越大其減小趨勢(shì)越明顯，因而翅片間距Fp=2.50散熱器的綜合性能最好。

2.2.2 百葉窗寬度對(duì)傳熱性能的影響

百葉窗寬度會(huì)影響到翅片對(duì)空氣流場(chǎng)的擾流作用，從而改變翅片表面的傳熱特性。模擬研究百葉窗寬度分別取Lh=5.00mm，Lh=6.00mm，Lh=7.00mm時(shí)的翅片傳熱和流阻情況。

圖9 不同百葉窗寬度，翅片表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)（a）及進(jìn)出口壓降（b）隨入口空氣流速變化曲線

圖9(a)為百葉窗寬度是Lh=5.00mm，Lh=6.00mm，Lh=7.00mm時(shí)的翅片表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)曲線。分析可知，同一百葉窗寬度條件下，翅片表面換熱系數(shù)隨空氣流速的增加而增加；同一空氣流速條件下，翅片表面換熱系數(shù)隨百葉窗寬度的增大而增大，因此在Lh取7.0mm時(shí)換熱系數(shù)最大，且流速越大，其差別越明顯。圖9(b)為百葉窗寬度是Lh=5.00mm，Lh=6.00mm，Lh=7.00mm時(shí)，出口壓降隨入口空氣流速提高的變化規(guī)律圖。分析可知，隨著百葉窗的寬度增大，進(jìn)出口的壓降將會(huì)增大，而且隨著流速的提高，這個(gè)增長(zhǎng)的趨勢(shì)將會(huì)變得更快。綜合分析傳熱和流阻影響，當(dāng)百葉窗的寬度為6.00mm時(shí)，散熱器的傳熱系數(shù)與寬度為7.00mm的散熱器的換熱系數(shù)接近，僅相差3.5%，但是壓降損失卻比后者小了13%。因此，百葉窗寬度為6.00mm時(shí)，翅片綜合性能最好。

2.2.3 百葉窗開窗角度對(duì)傳熱性能的影響

百葉窗具有一定的開窗角度，經(jīng)百葉窗時(shí)流體的流動(dòng)方向會(huì)發(fā)生改變，變成與開窗角度一致的方向流動(dòng)。模擬研究百葉窗開窗角度La分別23°，26°，29°，其他結(jié)構(gòu)參數(shù)為Fp=2.25mm，Lh=6mm時(shí)的傳熱和流阻情況。

由圖10（a）可知，在一定的空氣流速下，傳熱系數(shù)隨開窗角度La的增大而增大，即開窗角度為29°時(shí)傳熱系數(shù)最大，且隨著空氣流速的增大，同一開窗角度下，傳熱系數(shù)也增大；在入口空氣流速為12m/s時(shí)，當(dāng)百葉窗開窗角度從23°

增加到26°時(shí)，百葉窗翅片的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)增長(zhǎng)為3%。當(dāng)開窗角度從26°增長(zhǎng)到29°時(shí)，散熱器的傳熱系數(shù)增長(zhǎng)了1%；開窗角度增長(zhǎng)幅度都是3°，但是散熱器的傳熱系數(shù)增長(zhǎng)率卻隨開窗角度的增大而減小。由圖10 (b)可知，隨著百葉窗開窗角度的增大，進(jìn)出口的壓降將會(huì)增大，而且隨著流速的提高，這個(gè)增長(zhǎng)的趨勢(shì)將會(huì)變得更快。綜合分析傳熱和流阻影響，開窗角度為23°的翅片傳熱傳熱系數(shù)與開窗角度為29°的翅片傳熱系數(shù)幾乎相同，僅相差2%。但是開窗角度為23°的翅片的壓降損失卻比后者小了7%。從以上分析可得，百葉窗開窗角度為23°時(shí)綜合性能最好。

圖10 不同開窗角度，翅片表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)(a)及進(jìn)出口壓降（b）隨入口空氣流速變化曲線

3 結(jié)論

本文對(duì)百葉窗翅片運(yùn)用CFD方法進(jìn)行數(shù)值計(jì)算，研究不同進(jìn)口空氣流速及翅片重要幾何結(jié)構(gòu)參數(shù)，對(duì)散熱器傳熱性能的影響，得到如下結(jié)論：

（1） 隨著進(jìn)口流體速度的增大，散熱器的傳熱系數(shù)也會(huì)增大，同時(shí)流體的壓降損失也會(huì)變大，這意味著風(fēng)扇的耗能也會(huì)變大，因此，在選擇入口空氣流速?gòu)?qiáng)化換熱時(shí)需同時(shí)考慮流速對(duì)換熱情況和壓損的影響。

（2） 通過對(duì)翅片重要幾何結(jié)構(gòu)參數(shù)—翅片間距、百葉窗寬度、百葉窗開窗角度的模擬分析，綜合傳熱和流阻的影響，翅片間距為2.50mm，百葉窗寬度為6mm，開窗角度為23°的散熱器模型綜合性能最佳。

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Numerical Simulation of Heat Transfer Performance of Vehicle Radiator

Mi Tengge, Wang Fang, Long Yun
（University of South China, Hunan Hengyang 421001）

As an important part of the car cooling system, the performance of car radiator will directly affect the running state of the car engine, which will affect the safety of the car. This paper uses the numerical simulation method, the threedimensional numerical model is established. The influence of the inlet air velocity and the important geometric parameters of fin spacing, louver width and window angle on the heat transfer performance of the radiator is investigated. The results show that the heat transfer coefficient and pressure loss of the radiator increase with the increase of air velocity at the inlet of the radiator. The structural optimization shows that the heat transfer performance and the resistance performance of the radiator are best when the fin spacing is 2.50mm, the louver width is 6.00mm, and the window angle is 23 degrees, which can provide reference for the optimization design of vehicle radiator.

vehicle radiator; heat transfer performance; numerical simulation

U462.1

A

1671-7988 (2017)15-140-05

密騰閣，碩士，就職于南華大學(xué)，研究方向：節(jié)能理論與技術(shù)研究。項(xiàng)目基金：衡陽市科技計(jì)劃項(xiàng)目（編號(hào)2015KG56）。

10.16638/j.cnki.1671-7988.2017.15.052