微米木纖維DPF冷卻器結構設計與試驗*

杜丹豐， 郭秀榮， 亓占豐， 劉躍雄

(東北林業(yè)大學，黑龍江 哈爾濱 150040)

柴油車不但具有良好的動力性和經(jīng)濟性，還可以減少10%～20%碳氧化物排放量，近年來越來越受到人們的青睞，但其尾氣顆粒物(PM，particulate matter)排放卻為汽油車的30 ～ 80倍[1]。目前顆粒捕集器(DPF, diesel particulate filter)是凈化尾氣中PM最簡單有效的后處理方式之一，其關鍵技術在于濾芯材料的選擇[2]。與堇青石等濾芯相比，微米木纖維作為DPF濾芯具有過濾效率高、排氣背壓小、取材廣泛、成本低廉等優(yōu)點。因其經(jīng)濟和環(huán)保方面的雙重價值，微米木纖維有望成為新型的柴油車尾氣過濾材料[3]。但當木材處于270 ℃以上環(huán)境時，木材會進入炭化階段，并在表面形成炭化層；微米木纖維與實木相比，更容易被炭化[4-5]。柴油發(fā)動機是一個溫度很高的熱源，即使在溫度較低的排氣尾管處，尾氣溫度也可能高于木纖維可耐受的220 ℃[6]。因而，需要設計一個管翅式冷卻器對柴油車尾氣降溫，以更好地促進微米木纖維濾芯的實車應用。

1　微米木纖維DPF冷卻器結構設計

冷卻器結構設計，須滿足的要求有：① 柴油發(fā)動機在大多數(shù)工況下工作時，能將尾氣溫度降至220 ℃以下；② 冷卻器管內的壓力降ΔPi要盡可能小，至少應該小于允許的壓力降值，以盡量減少對發(fā)動機性能的影響。冷卻器和消音器一樣，都處于柴油車的排氣系統(tǒng)中，冷卻器的最大允許壓降可參照消音器設計的最大允許壓降(13.337 ～ 22.005 kPa)[7]。冷卻器的最大壓降取14 kPa；在滿足散熱要求的條件下，管翅式冷卻器應該具有較小的尺寸和重量。由于DPF安裝在排氣尾管處，距離發(fā)動機較遠，不宜利用發(fā)動機水冷卻系中的水來進行冷卻。本文利用空氣流作為冷卻介質，對管內高溫尾氣進行冷卻。與水冷卻器相比，風冷卻器經(jīng)濟性好，維護成本低，不存在結垢的問題且使用壽命長。

管翅式冷卻器由多排翅片管組成，翅片管采用圓管作為基管，并在其上纏繞多個圓形翅片。在由翅片管交錯布置組成的冷卻器中，尾氣從管內流過，管外空氣則在與翅片管軸線相垂直方向流動通過，如圖1所示。翅片管束采用正三角形排列，以增大空氣在管間的湍流流動，如圖2所示。

圖1　翅片管管束整體結構示意圖 Fig.1　Integral structure of finned tube bundle

圖2　翅片管管束排列示意圖Fig.2　Arrangement of finned tube bundle

2　微米木纖維DPF風冷器結構參數(shù)分析

對于風冷卻器而言，重要的性能參數(shù)是總傳熱系數(shù)K和管內流體壓降ΔPi。K值直接影響冷卻器的冷卻性能和結構緊湊性，進而影響到其經(jīng)濟性和安裝；ΔPi過高意味著尾氣流動阻力大，即排氣背壓增加，會直接影響到發(fā)動機性能。

2.1　計算模型

2.1.1冷卻器傳熱系數(shù)數(shù)值模型為了對冷卻器的流動傳熱進行數(shù)值模擬，作如下簡化：① 尾氣的物性為常數(shù)；② 冷卻器中的流動是定常的，處于層流狀態(tài)；③ 尾氣是粘性不可壓縮流體；④ 不考慮冷卻器表面的熱輻射。冷卻器傳遞的熱量可由熱平衡方程式計算[8]：

Q=qVρicp(tin-tout)

(1)

式中，Q為換熱熱流量，kW；ρi為尾氣的密度，kg/m3；tin、tout為尾氣進入和離開冷卻器時溫度，℃；cp為尾氣的比熱容，kJ/(kg·K)；qV為尾氣的體積流量，m3/min[9]：

(2)

式中，κ為充氣效率和分子變更影響系數(shù)，無量綱，取1.44[8]；n為柴油機轉速，r/min；Vs為柴油機排量，L；T為柴油機排氣溫度，K；Ts為柴油機進氣溫度，K。

由于該冷卻器采用空氣作為冷卻介質，翅片管內外均是流動氣體，因此管內外的污垢熱阻非常小，可忽略不計。傳熱過程的總熱阻1/K與分熱導熱熱阻、對流換熱熱阻的關系式為(以基管外表面積為基準)[8]：

(3)

式中，di、do分別為基管內、外徑，m；hi、ho分別為管內外側的換熱系數(shù)，W/( m2·℃)；λ為管材的導熱系數(shù)，W/( m·℃)；Af、Ai、A0分別為管外翅片部分表面積、管內表面積和基管外表面積，m2；ηf為翅片換熱效率。翅片換熱效率為：

(4)

(5)

式中，hf為基管外表面與空氣的對流換熱系數(shù)，W/(m2·K)；λf為翅片的導熱系數(shù)，W/(m·K)；σ為翅片厚度，m。

2.1.2冷卻器壓降數(shù)值模型流動阻力的產(chǎn)生原因主要來源于兩點：一是任何流體都具有粘性，流動時存在內摩擦，這是產(chǎn)生流動阻力的根源；二是外界條件的變化(如管路形狀)，會影響流體的流動狀態(tài)，促使流動的流體發(fā)生相對運動，這就為流動阻力的產(chǎn)生提供了條件。因此流動阻力不僅與其本身的物性有關，還與流體的流動狀態(tài)及管路形狀等外界因素有關[8,10]。

管翅式冷卻器的管內壓降ΔPi主要包括3部分：一是尾氣在直管中因摩擦阻力引起的沿程壓降ΔPf；二是由于流動面積突然收縮造成的入口壓降ΔPin；三是出口處的壓升ΔPout[11]。即有：

ΔPi=ΔPf+ΔPin+ΔPout

(6)

沿程壓降通常以摩擦因子的形式給出[12]：

(7)

式中，di為翅片管內徑，m ；v為尾氣流速，m/s；L為翅片管長度，m；f為范寧摩擦因子，大小取決于Re及流體橫截面積尺寸。湍流時，f還取決于管道內表面的粗糙度，因此范寧摩擦因子f是Re和e/di的函數(shù)，e為表面粗糙度。入口處的壓降為[13]：

(8)

式中，ψ為內部最小自由流通面積和前段面積的比值；kc為收縮損失系數(shù)。出口產(chǎn)生的壓升為[13]：

(9)

式中，ke為出口損失系數(shù)。

Kays和London[14]的研究表明：當流體為氣體時，沿程壓降占總壓降的90%甚至更多。因此，進出口壓降可忽略不計，認為冷卻管內總壓降約等于沿程壓降，故管翅式冷卻器的管內壓降可表示為：

(10)

翅片管管束外的空氣壓降由Robinson和Briggs[8]提出的公式計算：

(11)

式中，fs為管外摩擦系數(shù)；Gmax為管翅式冷卻器最小流通截面處的最大質量流率，kg/(m2·s)；N為總管數(shù)。

(12)

式中，s1、s2、s3分別為管束三角形排列的橫向間距、縱向間距和三角形斜邊長，m；dr為翅根直徑，m；μo為空氣動力粘度，Pa·s。

2.2　冷卻器各參數(shù)對冷卻性能的影響

管翅式冷卻器的性能指標主要是兩個方面，即傳熱性能和流動阻力特性。其具體的技術指標包括：散熱量、總傳熱系數(shù)、翅片換熱效率和管內外壓降等。根據(jù)上述的計算模型可知，翅片管的結構參數(shù)、管間距、管外空氣側流速以及管內尾氣流速等都會影響到冷卻器的性能。假設尾氣和空氣的物性為常數(shù)，不隨溫度變化；尾氣物性的定性溫度取進出口的平均值；空氣物性的定性溫度取25 ℃，物性大小查閱文獻[15]；冷卻器總管數(shù)38根，基管壁厚1 mm；基管和翅片的導熱系數(shù)取59.313 W/(m·℃)。采用MATLAB來進行數(shù)值模擬，分析翹片管的結構參數(shù)等對冷卻器性能的影響。

2.2.1基管內徑對冷卻性能的影響當管數(shù)一定時，基管內徑不僅直接影響冷卻器的換熱面積，同時也會影響管內尾氣的流速，從而影響到冷卻器的總傳熱系數(shù)和流動阻力。當空氣側流速為2 m/s，基管內徑在5 ～ 40 mm之間以步長5 mm變化時，根據(jù)式(3)和(10)，可得到不同尾氣流速下總傳熱系數(shù)和管內壓降隨基管內徑的變化曲線，如圖3-4所示。

圖3　基管內徑對總傳熱系數(shù)的影響Fig.3　Effect of inner diameter of base pipe on total heat transfer coefficient

圖4　基管內徑對管內壓降的影響Fig.4　Effect of inner diameter of base pipe on pressure drop in pipe

由圖3可以看出，隨著基管內徑的增加，總傳熱系數(shù)也逐漸增大，且尾氣流速越大，受基管內徑的影響越大。這主要是因為基管內徑的增大會提升換熱器的換熱接觸面積，導致總的傳熱量增加，并使得翅片和基管外表面的溫度隨之降低；而表面與周圍空氣的平均溫差的增大，強化了空氣與翅片和基管的對流換熱效果。與此同時，單根管內的尾氣質量流量減少，尾氣流動也會變緩，弱化了尾氣與基管間的對流換熱效果。因此，尾氣流速越低，管徑對總傳熱系數(shù)的影響越來越小。由圖4可知，壓降隨著內徑的增加而減少。當基管內徑大于20 mm時，管內壓降逐漸趨于穩(wěn)定。因而基管內徑可在15～20 mm之間取值。

2.2.2翅片管間距對冷卻性能的影響當管數(shù)一定時，翅片管間距的大小會直接影響冷卻器的體積。本文討論翅片管間距對冷卻性能的影響，以確定合適的間距值。當管內尾氣流速為2 m/s，翅片管間距在30～80 mm之間以步長10 mm變化時，根據(jù)式(3)和(11)，得到不同空氣流速下總傳熱系數(shù)和管外壓降隨翅片管間距的變化曲線，如圖5-6所示。

圖5　管間距對總傳熱系數(shù)的影響Fig.5　Effect of tube spacing on total heat transfer coefficient

圖6　管間距對管外壓降的影響Fig.6　Effect of tube spacing on pressure drop outside the tube

翅片管間距主要影響空氣在管間的流動，從而影響冷卻器的換熱性能，同時也影響冷卻器的體積大小，因此管間距不宜太大。由圖5-6可知，總傳熱系數(shù)和管外壓降都隨著管間距的增大而減少；空氣流速越大時，影響更明顯；當管間距大于50 mm時，管外空氣流動阻力和總傳熱系數(shù)都趨于穩(wěn)定。當流速一定時，翅片管間距增大，進入翅片管束間的空氣流量也會隨之增加，換熱量也相應的增加，但是單位空氣質量流量的換熱量卻減少了，使得總傳熱系數(shù)減??；同時，流體在管間受到的流動阻力變小，所以冷卻器的管外壓降會下降。翅片管間距減小改善了空氣側傳熱行為，提高了總傳熱系數(shù)，而流動阻力增加幅度同樣不可忽視。因此，管間距可在40～50 mm范圍內取值。

2.2.3翅片高度對冷卻性能的影響翅片高度的增加能增大換熱面積，提升換熱量，但沿翅片高度方向的散熱量會逐漸減少，影響翅片換熱效率。當管內尾氣流速為2 m/s時，翅片高度在0 ～ 24 mm之間以步長3 mm變化，由式(3)-(4)可得不同空氣流速下總傳熱系數(shù)和翅片換熱效率隨翅片高度的變化曲線，如圖7-8所示。

圖7　翅片高對總傳熱系數(shù)的影響Fig.7　Effect of finned height on total heat transfer coefficient

圖8　翅片高對翅片換熱效率的影響Fig.8　Effect of finned height on finned heat transfer efficiency

由圖7-8可知，隨著翅片高度的增加，總傳熱系數(shù)增大，而翅片換熱效率逐漸下降。翅片高度的增加可以使冷卻器的總換熱面積增大，但翅片高度過高也會增大沿翅片高度方向的熱阻，使熱量難以從翅片根部傳遞到翅片頂部，導致翅片溫度沿高度方向逐漸下降，單位面積的換熱量逐漸減少。也就是說，翅片表面積對增強換熱的有效性在下降。當翅片高大于12 mm后，總傳熱系數(shù)的增加越來越緩慢，翅片換熱效率的下降速度則越來越快。因此，翅片高度不宜超過12 mm，一般可在9～12 mm之間選取。

2.2.4翅片間距對冷卻性能的影響當管內尾氣流速為2 m/s時，翅片間距在1～10 mm之間以步長1 mm變化，由式(3)和(11)可得不同空氣流速下總傳熱系數(shù)和管外壓降隨翅片間距的變化曲線，如圖9-10所示。

圖9　翅片間距對總傳熱系數(shù)的影響Fig.9　Effect of finned spacing on total heat transfer coefficient

圖10　翅片間距對管外壓降的影響Fig.10　Effect of fin spacing on pressure drop outside the tube

由圖9可知，翅片間距越小，冷卻器的總傳熱系數(shù)越大。由于空氣側的對流換熱主要受邊界空氣層厚度和空氣流動的影響。當翅片間距較小時，翅片間的邊界層互相干擾，從而產(chǎn)生擾動，增強了翅片間空氣流動的程度，同時邊界層厚度會有所變薄，降低了對流傳熱熱阻，導致對流換熱效果強化。由圖10可知，管外壓降隨著翅片間距的增大而下降。這是因為翅片間距越大，翅片間的空氣量就會增多，空氣在翅片間的流動阻力則減小，導致壓降下降。由圖9-10可知，翅片間距可在3～5 mm之間取值。

2.3　冷卻器設計方案

根據(jù)以上的計算結果以及冷卻器安裝等問題的考量，本文設計的冷卻器參數(shù)為：內徑16 mm、外徑18 mm、管數(shù)38根、管間距43 mm、翅片高9 mm、管長380 mm。管翅式風冷器兩端由法蘭與排氣管相連，其結構如圖11所示。

圖11　管翅式風冷器結構圖Fig.11　Structure of pipe fin type air cooler

3　冷卻器性能試驗

管翅式冷卻器性能試驗臺如圖12所示。試驗主要測試冷卻器的冷卻性能和壓降，試驗中發(fā)動機選用Lister Petter AA1單缸四沖程柴油機，具體參數(shù)如表1所示。

圖12　冷卻器試驗臺示意圖Fig.12　Diagram of cooler test bed1.柴油機；2.消音器；3.冷卻器；4.計算機；5.DPF

整個試驗過程在室內完成，環(huán)境溫度25 ℃，相對濕度(45%±10%)。柴油機分別以800、1 200、1 600、2 000、2 400、2 800、 3 200和3 600 r/min的轉速運行。柴油機冷啟動后，怠速預熱15 min后將速度調至800 r/min，穩(wěn)定運行5 min后，開始測量該轉速下的第一組數(shù)據(jù)，然后隔2 min測量一次，總共測量6次，取6組數(shù)據(jù)的平均值作為該轉速下尾氣冷卻前后的溫度及壓降。其他轉速時，重復以上步驟，得到不同轉速下的尾氣冷卻前后的溫度和壓降，如表2所示。

表1　柴油發(fā)動機性能參數(shù)Table 1　Performance parameters of Lister Petter AA1 diesel

表2　冷卻器性能測試結果Table 2　Test results of cooler properties

由表3可以看出，尾氣溫度隨著柴油機轉速的增加而逐漸升高。在800 r/min低轉速時，冷卻前尾氣溫度在220 ℃之下；當轉速為1 600 r/min時，冷卻前的尾氣溫度超過了微米木纖維濾芯的承受范圍。對比冷卻前后尾氣的溫度可知，尾氣經(jīng)過管翅式冷卻器后都有大幅度的下降，且冷卻后的尾氣溫度都小于220 ℃，在微米木纖維濾芯的可承受范圍之內。從表3中還可發(fā)現(xiàn)，冷卻器的排氣壓力損失隨著轉速的增加而增大，因為轉速增大，管內流速也會增加，管內尾氣的流動阻力隨之增加，使得壓力損失也越來越大； 3 600 r/min高速運轉時，冷卻器兩端的壓降為6.78 kPa，在冷卻器壓降允許范圍內，說明該冷卻器在壓力損失上滿足設計要求。因此，該管翅式冷卻器具有良好的冷卻效果，在試驗工況下都能將尾氣溫度冷卻至220 ℃以下，能滿足微米木纖維濾芯的冷卻要求，同時冷卻器的壓降也保持在14 kPa以內。

4　結　論

本文分析了基管內徑、管間距、翅片高度和翅片間距對冷卻性能的影響，設計出與Lister Petter AA1 柴油機相匹配的管翅式冷卻器。該冷卻器的管數(shù)為38根，內徑、外徑、管間距、翅片高、翅片間距和管長分別為16、18、43、9、5和38 mm。利用自行設計的冷卻器性能試驗臺，對該管翅式冷卻器進行了性能驗證，結果表明：該管翅式冷卻器具有良好的冷卻效果，在試驗工況下都能將尾氣溫度冷卻至木纖維濾芯可耐受的220 ℃以下；同時，冷卻器的壓降也保持在14 kPa以內。該冷卻裝置的使用，能對微米木纖維濾芯起到很好的保護作用，延長它的過濾時間即使用壽命，能更有效地促進和確保微米木纖維DPF的實車應用。

參考文獻：

[1]何立強，胡京南，祖雷，等．國Ⅰ～國Ⅲ重型柴油車PM2.5及其碳質組分的排放特征 [J]．環(huán)境科學學報，2015，35(3)：656-661.

HE Liqiang，HU Jingnan，ZU Lei, et al. Emission characteristics of exhaust PM 2.5 and its carbonaceous components from ChinaⅠto China Ⅲ heavy-duty diesel vehicles [J]. Acta Scientiae Circumstantiae, 2015，35(3)：656-661.

[2]王逢瑚，郭秀榮，馬 巖，等．柴油車尾氣顆粒捕集器技術研究現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢 [J]．小型內燃機與摩托車，2010，39(1)：92-96．

WANG Fenghu, GUO Xiurong, MA Yan, et al. Present statusand development trend of the exhaust particulate filter for diesel vehicles [J]. Small Internalcombustion Engine and Motorcycle, 2010，39( 1)：92-96.

[3]GUO Xiurong， DU Danfeng， WANG Fenghu，et al. Study on test instrument and filtration theory of the carbonized micron wood fiber DPF [J]. Microporous and Mesoporous Materials，2011 (142)：655-660.

[4]林蘭英，陳志林，傅峰.木材炭化與炭化物利用研究進展 [J]．世界林業(yè)研究，2007，20(5)：22-26.

LIN Lanying, CHEN Zhilin, FU Feng. Research on development of wood carbonization and chercoal’s utilizaion [J]. World Forestry Research, 2007，20(5)：22-26.

[5]張漢召. 炭化微米木纖維微粒捕集器制造工藝及過濾機理研究 [D].哈爾濱:東北林業(yè)大學，2011.

[6]郭嘉棟. 重型車實際道路車載排放測試及排放特性研究[D].北京：北京理工大學，2015.

[7]上海內燃機研究所編.柴油機設計手冊 [M].北京:中國農機出版社,1984.

[8]RAMESH K S. 換熱器設計技術 [M]. 北京：機械工業(yè)出版社,2010.

[9]王秀葉. 車輛柴油機微粒過濾器用排氣冷卻器的研究 [D] .青島:山東大學, 2004.

[10] 陳軍浩, 夏紅兵, 李棟偉. 多圈管凍結壁溫度場發(fā)展及凍結管偏斜影響 [J].中山大學學報(自然科學版), 2016，55(4): 56-62.

CHEN Junhao, XIA Hongbing, LI Dongwei. Multi-circle-tube frozen wall temperature field development and deviation pipes influence [J]. Acta Scientiarum Naturalium Universitatis Sunyatseni, 2016，55(4): 56-62.

[11]孟輝, 晉欣橋, 杜志敏, 等. 開縫翅片管換熱器換熱和壓降特性及其評價方法 [J].上海交通大學學報, 2009, 43(5): 766-771.

MENG Hui, JIN Xinqiao, DU Zhimin, et al.Measurement method and experimental study on heat transfer and pressure drop characteristics of slit fin-tube heat exchangers [J]. Journal of Shanghai Jiaotong University, 2009, 43(5): 766-771.

[12]SRBISLAV B G, BRANISLAV M J. Research on air pressure drop in helically-finned tube heat exchangers [J]. Applied Thermal Engineering, 6 (26):478-485.

[13]BRANISLAV M J, SRBISLAV B G, BORIS R L. Research on the air pressure drop in plate finned tube heat exchangers [J]. International Journal of Refrigeration, 2006, 29: 1138-1143.

[14]KAYS W M, LONDON A L. Compact heat exchangers[M] . New York：Mc Graw-Hill, 1984.

[15]趙鎮(zhèn)南.傳熱學[M].北京:高等教育出版社, 2002.