工程車輛散熱器的傳熱特性分析與結(jié)構(gòu)優(yōu)化

錢學(xué)成, 劉佳鑫,2，李建功*，程 亮，張寶斌

(1.華北理工大學(xué)機械工程學(xué)院,唐山 063210；2.華中科技大學(xué)能源與動力工程學(xué)院, 武漢 430074)

隨著社會的飛速發(fā)展,工程車輛的工作條件變得更加嚴(yán)苛,它不僅要適應(yīng)各種惡劣的工況,而且為了保證車輛能夠平穩(wěn)工作,它還要有足夠的散熱能力來消除大功率柴油機帶來的過熱問題。因此,工程車輛散熱器散熱性能的改善顯得尤為重要。

目前,散熱器散熱性能的改善主要集中在翅片、渦發(fā)生器和熱管等的研究。其中，翅片的研究主要是為了增加散熱器的換熱面積和改善內(nèi)部空氣流動狀態(tài)從而增加散熱量；渦發(fā)生器主要是對散熱器內(nèi)部的空氣進行擾流,使局部熱交換進行的更加充分；熱管的研究主要是降低散熱器內(nèi)部的空氣阻力和增強局部熱交換。針對不同的改善機理,許多學(xué)者對散熱器性能的優(yōu)化做了多方面的研究。

張敏等[1]為了提高板翅式散熱器的傳熱性能,采用遺傳算法對鋸齒翅片的結(jié)構(gòu)參數(shù)進行了多目標(biāo)優(yōu)化,在摩擦因子小幅上升的情況下,其綜合評價因子顯著提升。Habibian等[2]通過數(shù)值計算的方法對百葉窗翅片的傳熱性能進行了研究,仿真結(jié)果顯示百葉窗與空氣接觸后會在百葉窗附近形成渦流,渦流的出現(xiàn)使得散熱器局部的熱交換更加充分,散熱性能顯著提升。馬秀勤等[3]采用模擬仿真的方法對百葉窗散熱器翅片的4個主要結(jié)構(gòu)參數(shù)進行分析,得出百葉窗角度對散熱器性能影響最大, 而百葉窗間距對散熱器性能影響最小,并在此基礎(chǔ)上對翅片進行優(yōu)化,優(yōu)化的翅片結(jié)構(gòu)能夠顯著提高空氣側(cè)傳熱。Song等[4]采用數(shù)值模擬的方法研究了兩種彎曲三角翼型渦發(fā)生器對散熱器傳熱性能的影響,相比于普通平面三角翼型渦發(fā)生器,新型渦發(fā)生器產(chǎn)生的渦流顯著,更有助于散熱。Mohammad等[5]通過對帶有突點的縱向渦發(fā)生器進行數(shù)值模擬,研究了平行板翅式換熱器的強化傳熱問題,結(jié)果表明,凸點渦發(fā)生器可以同時產(chǎn)生多個相互作用的渦流,以低壓降為代價強化對流換熱。

散熱器中熱管形狀的改變可導(dǎo)致散熱器內(nèi)部壓力損失的變化或局部熱交換的改善,近年來,一些研究者通過優(yōu)化熱管來提升散熱器性能進行了一系列的研究。馮少聰?shù)萚6]為提高某工程車輛散熱器的散熱性能,在保證換熱面積的前提下,選用美國國家航空咨詢委員會(national advisory committee for aeronautics,NACA)翼型熱管代替原始扁平管,由于翼型的低阻特性導(dǎo)致壓力損失大幅下降,散熱器的綜合性能得到改善。趙津等[7]采用一種收腰型散熱管代替原始扁平管,通過數(shù)值分析得知,收腰型散熱管能顯著改變空氣繞流時的流動狀態(tài),形成渦流,增強局部傳熱效果,有利于提高其綜合性能。劉亞東等[8]通過在散熱器扁平管尾部安裝鋸齒形渦發(fā)生器,使得氣流在熱管尾部形成馬蹄渦,從而改善了扁平管尾部的熱交換,使散熱器的性能顯著提升。

綜上所述,改變散熱器內(nèi)部的空氣流動狀態(tài),改善散熱器的局部熱交換,能夠有效提升散熱器性能。本文結(jié)合中國某工程車輛,采用計算流體力學(xué)(computational fluid dynamics, CFD)對其所使用的散熱器單元進行分析,在熱管外壁引入導(dǎo)流結(jié)構(gòu)作為新特征,對比改進前后散熱器單元體空氣側(cè)性能,分析導(dǎo)流結(jié)構(gòu)各參數(shù)對換熱系數(shù)與壓力損失的影響,結(jié)合正交試驗與信噪比優(yōu)化導(dǎo)流結(jié)構(gòu),旨在為車用散熱器的優(yōu)化提供一種新的經(jīng)驗認(rèn)知。

1 控制方程和數(shù)值計算

1.1 控制方程

控制方程分別為動量守恒方程、能量守恒方程和質(zhì)量守恒方程。

動量守恒方程為

(1)

式(1)中:ρ為密度；U為速度矢量；η為流體動力黏度；p為壓強；t為時間；u、v和ω分別為U在x、y和z方向上的分量；

其中λ為導(dǎo)熱系數(shù)。

能量守恒方程為

(2)

式(2)中:T為流體溫度；h為換熱系數(shù)；Cp為流體定壓比熱容；ST為黏性耗散項。

質(zhì)量守恒方程為

(3)

根據(jù)生產(chǎn)商提供的數(shù)據(jù)建立散熱器模型,散熱器結(jié)構(gòu)如圖1所示,其具體參數(shù)詳見文獻[9]。

圖1 管片式散熱器Fig.1 Tube-and-fin radiator

1.2 數(shù)值計算

選取散熱器單元體進行數(shù)值計算,對整個計算區(qū)域采用結(jié)構(gòu)性與非結(jié)構(gòu)性網(wǎng)格混合劃分,為確保仿真的準(zhǔn)確性,在各熱管的管壁面和翅片表面設(shè)置邊界層,部分網(wǎng)格如圖2所示。

圖2 部分網(wǎng)格示意圖Fig.2 Configuration of a partial computational mesh

應(yīng)用Fluent15.0,采用3D,Pressure Based求解器,在20 000次迭代中,能量方程的殘差小于1×10-7時,認(rèn)為收斂,應(yīng)用隱式方程求解,進行穩(wěn)態(tài)計算。其他參數(shù)條件設(shè)置詳見文獻[10],為確?？諝饬鲃拥姆€(wěn)定性,根據(jù)參考文獻[11],擴展了單元體的入口塊和出口塊,分別為水力直徑的1.5倍和5倍,具體的邊界參數(shù)如圖3所示。同時對單元體網(wǎng)格進行無關(guān)性檢驗,最終確定網(wǎng)格數(shù)量在800萬左右。

圖3 邊界條件Fig.3 Boundary conditions

仿真結(jié)果與文獻[12]中的試驗數(shù)據(jù)對比如圖4所示。由于受到儀器精度和制造誤差的影響,使得仿真結(jié)果與試驗數(shù)據(jù)存在差異,但在整體上壓力損失與換熱系數(shù)吻合程度較好,最大差異在5%以內(nèi),證明了仿真的準(zhǔn)確性。

圖4 仿真結(jié)果與試驗數(shù)據(jù)Fig.4 Simulation results and experimental data

2 改進散熱器的性能分析

2.1 改進模型

工程車輛散熱器的工作環(huán)境一般都比較惡劣,在改善散熱的問題上,一方面需要考慮增大換熱量的同時盡可能減小壓力損失的增加；另一方面則需要考慮沙塵等因素對散熱器進風(fēng)口及流道的堵塞問題。本文研究的導(dǎo)流結(jié)構(gòu)散熱器相比波紋翅片、鋸齒翅片和渦發(fā)生器等,有效地解決了這類問題。導(dǎo)流結(jié)構(gòu)在增加換熱性能的同時,其流動性能較好,對空氣的阻力影響不大；導(dǎo)流結(jié)構(gòu)自身的設(shè)計特點和安裝位置,導(dǎo)致其不容易沉積雜物,有效地降低了散熱器的制造與管理成本并增加了散熱器的使用壽命；除此之外,導(dǎo)流結(jié)構(gòu)的安裝位置與傳統(tǒng)渦發(fā)生器不同,它是固定在熱管外壁而并非翅片上,這便使得導(dǎo)流結(jié)構(gòu)與其他相對于翅片進行改善的研究(如百葉窗翅片等)相結(jié)合,為進一步提升散熱器的散熱性能提供了新的方向與認(rèn)知。

導(dǎo)流結(jié)構(gòu)由1/4圓和直角三角形構(gòu)成,具體結(jié)構(gòu)如圖5所示。其中,r=1.0 mm為導(dǎo)流結(jié)構(gòu)的半徑,長直角邊x=2r,h=3.0 mm為導(dǎo)流結(jié)構(gòu)的長度,結(jié)構(gòu)前緣與熱管前緣的距離為0.0 mm。

圖5 導(dǎo)流結(jié)構(gòu)參數(shù)Fig.5 Parameters of diversion structure

根據(jù)圖5中導(dǎo)流結(jié)構(gòu)的相關(guān)參數(shù),在散熱器單元體的不同熱管外壁處安裝導(dǎo)流結(jié)構(gòu)作為新的仿真模型,使用綜合評價因子作為性能評價指標(biāo)[13],得到各模型的仿真結(jié)果如表1所示。

表1 各方案的綜合評價因子Table 1 Comprehensive evaluation factors of each scheme

由表1可知,導(dǎo)流結(jié)構(gòu)安裝在熱管1、熱管2的外壁時,其散熱性能要高于其他方案,原因是熱散熱器入口處空氣流速較快,熱管1、熱管2外壁處增加的導(dǎo)流結(jié)構(gòu)改善了散熱器的熱交換,使散熱器的散熱性能較好。因此將在熱管1、熱管2外壁處安裝導(dǎo)流結(jié)構(gòu)作為改進模型,其具體結(jié)構(gòu)如圖6所示。

圖6 改進散熱器單元體模型Fig.6 Unit model of improved radiator element

2.2 改進散熱器單元體仿真結(jié)果

選取空氣入口速度為6 m/s,對原始散熱器單元體和圖6所示改進散熱器單元體進行數(shù)值計算,改進前后單元體的溫度與速度對比云圖如圖7所示。圖7(a)為原始與改進散熱器單元體的溫度對比云圖,由于空氣與翅片之間的熱交換,當(dāng)空氣流入單元體時,改進前后的散熱器單元體內(nèi)都會出現(xiàn)一個溫度梯度,隨著流程的增加,空氣溫度逐漸上升的趨勢,但是改進模型由于導(dǎo)流結(jié)構(gòu)的加入使得熱管1、熱管2外壁處的低溫區(qū)域變小,而熱管附近溫度較高區(qū)域變大,熱管附近溫度較高區(qū)域的增加使得熱管周圍熱交換進行的更加充分,高速的氣流可以從該區(qū)域帶走更多的熱量,換熱效果更好。

圖7 改進前后單元體仿真結(jié)果Fig.7 Improved simulation results of front and rear unit

圖7(b)為改進前后散熱器單元體的速度對比圖,在原始與改進模型中,由于在熱管交替處空氣流道急劇變化,所以散熱器內(nèi)的空氣流速在此區(qū)域內(nèi)變化較明顯,空氣速度都有不同程度的提升。熱管外壁處導(dǎo)流結(jié)構(gòu)的加入使得空氣流道變窄,導(dǎo)致空氣流經(jīng)此區(qū)域時速度大幅提升,由于結(jié)構(gòu)對空氣的引導(dǎo)和阻擋作用,導(dǎo)致空氣在結(jié)構(gòu)尾部也就是熱管壁附近的流速較低,較低的空氣流速對該區(qū)域的熱交換起到了積極的作用,而流道中間的高速氣流可以從該區(qū)域帶走更多的熱量,散熱器性能得到改善。

圖8 改進前后綜合評價因子比較Fig.8 Comparison of comprehensive evaluation factor before and after improvement

如圖8所示為改進前后散熱器單元體的綜合評價因子對比圖,在2～12 m/s的入口速度范圍內(nèi),隨著空氣流速的增加,二者均呈現(xiàn)出下降的趨勢,但在各入口風(fēng)速下,改進模型的綜合評價因子始終高于原始模型。當(dāng)入口風(fēng)速為2 m/s時,改進前后單元體模型的綜合評價因子差異最明顯,二者相差12.09%,入口風(fēng)速為12 m/s時,二者相差最小,為6.73%。這是由于導(dǎo)流結(jié)構(gòu)的加入不僅拓展了散熱器與空氣的接觸面積,而且加快了散熱器內(nèi)部的空氣流速,因此熱交換進行的更加充分。由于導(dǎo)流結(jié)構(gòu)自身的設(shè)計特點對空氣的阻力較小,當(dāng)空氣流速較低時,散熱器內(nèi)熱交換進行的充分,導(dǎo)流結(jié)構(gòu)對空氣流速的提升效果明顯,然而當(dāng)空氣流速較高時,導(dǎo)流結(jié)構(gòu)的阻力增大導(dǎo)致壓力損失上升,并且對散熱器內(nèi)部空氣流速的提升也不明顯,這就導(dǎo)致了隨著空氣流速的增加,改進模型與原始模型的綜合評價因子差異越來越小。

3 導(dǎo)流結(jié)構(gòu)參數(shù)對散熱性能的影響

選擇導(dǎo)流結(jié)構(gòu)參數(shù)中的長度、半徑和位置作為水平參數(shù):半徑r選取為0.5、1.0、3.0 mm，長度h選取為0.5、1.5、3.0 mm，位置p選取為0.0、2.9、5.8 mm。其中,位置為導(dǎo)流結(jié)構(gòu)前緣與熱管前緣的距離；以圖6改進模型的各參數(shù)為依據(jù),采用單一變量法建立各散熱器單元體模型,并在相同的條件下進行仿真,分析各參數(shù)對散熱器性能的影響。

3.1 導(dǎo)流結(jié)構(gòu)半徑對散熱器性能的影響

如圖9(a)所示為導(dǎo)流結(jié)構(gòu)半徑對散熱器單元體壓力損失的影響,入口風(fēng)速為12 m/s時,最大與最小壓力損失相差約24.39%；圖9(b)中,最大與最小傳熱系數(shù)在入口風(fēng)速為12 m/s時相差6.10%。這是由于導(dǎo)流結(jié)構(gòu)半徑的變化對散熱器內(nèi)空氣流動通道的影響較大,隨著導(dǎo)流結(jié)構(gòu)半徑的增加,空氣流道變窄,壓力損失上升,但同時擴展了傳熱面,在結(jié)構(gòu)尾部的緩流區(qū)域變大,這導(dǎo)致了隨著導(dǎo)流結(jié)構(gòu)半徑的增加,散熱器的壓力損失與換熱系數(shù)逐漸增大。

圖9 半徑對散熱器性能的影響Fig.9 Effect of radius on radiator performance

3.2 導(dǎo)流結(jié)構(gòu)長度對散熱器性能的影響

圖10(a)為導(dǎo)流結(jié)構(gòu)長度對壓力損失的影響,在2～12 m/s的速度范圍內(nèi),導(dǎo)流結(jié)構(gòu)長度為3.0 mm時散熱器的壓力損失最大,長度為0.5 mm時最小,在入口風(fēng)速為12 m/s時,二者相差5.84%；圖10(b)中,最高換熱系數(shù)相對于最低換熱系數(shù),在入口風(fēng)速為2 m/s和12 m/s時分別高出了2.78%和6.97%。伴隨著導(dǎo)流結(jié)構(gòu)長度的增加,使得散熱器內(nèi)部的流動通道逐漸變窄,壓力損失隨之上升,與此同時,散熱器的換熱面積增加,而且導(dǎo)流結(jié)構(gòu)尾部的緩流區(qū)域增加,這便使得散熱器內(nèi)部的熱交換進行的更加充分,使散熱器的性能得到改善。

圖10 長度對散熱器性能的影響Fig.10 Effect of length on radiator performance

3.3 導(dǎo)流結(jié)構(gòu)位置對散熱器性能的影響

如圖11(a)所示,導(dǎo)流結(jié)構(gòu)的安裝位置對散熱器壓力損失的影響差異不大,總體看來導(dǎo)流結(jié)構(gòu)在位置p=5.8 mm時壓力損失最小,p=0 mm時壓力損失最大,入口風(fēng)速為12 m/s時,二者相差4.44%；如圖11(b)所示,在3個位置中,p=0 mm時的換熱效果最好,p=5.8 mm時效果最差,入口風(fēng)速為12 m/s時,二者相差2.56%。隨著導(dǎo)流結(jié)構(gòu)安裝位置與空氣入口距離的增加,空氣速度降低,導(dǎo)流裝置對散熱器內(nèi)速度的提升效果減弱,這導(dǎo)致了散熱器的壓力損失與換熱系數(shù)逐漸降低。

圖11 位置對散熱器性能的影響Fig.11 Effect of position on radiator performance

4 正交試驗

正交試驗法是采用少數(shù)且具有代表性的試驗來代替整體試驗,可以在極大地降低工作量的前提下獲得較為理想的結(jié)果。根據(jù)導(dǎo)流結(jié)構(gòu)各參數(shù)對散熱器性能的影響,選用L9(34)正交試驗表[14],對導(dǎo)流結(jié)構(gòu)的半徑、長度和位置3個參數(shù)進行分析,其中安裝位置為裝置前緣到熱管前緣的距離,具體各組合如表2所示。

表2 正交試驗表及信噪比Table 2 Orthogonal test and signal-to-noise ratio

對表2中導(dǎo)流結(jié)構(gòu)的各組合在相同的條件下進行數(shù)值計算,得到不同入口風(fēng)速下各組合的綜合評價因子如圖12所示,為了優(yōu)化導(dǎo)流結(jié)構(gòu),從而獲取一組散熱性能最優(yōu)的導(dǎo)流結(jié)構(gòu)組合,根據(jù)文獻[15]對正交試驗各組合的綜合評價因子進行計算,得到不同水平因素的信噪比如圖13所示。通過信噪比分析得到導(dǎo)流結(jié)構(gòu)的最優(yōu)組合為半徑為0.5 mm,長度為3.0 mm,位置為5.8 mm。將最優(yōu)組合建模并進行數(shù)值計算,得到各風(fēng)速下的綜合評價因子如圖12所示,最優(yōu)組合相比其他組合改善效果更為明顯。在入口風(fēng)速為12 m/s時,最優(yōu)組合的綜合評價因子高出原始改進模型約1.62%,高出正交試驗中最小的約4.81%。通過對比各種因素信噪比的偏差,可以得出導(dǎo)流結(jié)構(gòu)參數(shù)對散熱器性能的影響依次為半徑最大,長度次之,位置最小。該研究為導(dǎo)流結(jié)構(gòu)在散熱器中的應(yīng)用提供了經(jīng)驗。

圖12 正交試驗各組合綜合評價因子Fig.12 Comprehensive evaluation factors of the orthogonal test

圖13 各水平下信噪比變化趨勢Fig.13 Trend of signal-to-noise ratio under different levels

5 結(jié)論

以中國某型號工程車輛用管片式散熱器為研究對象,對其單元體進行數(shù)值仿真和試驗驗證；建立導(dǎo)流結(jié)構(gòu)散熱器作為改進模型,并對比改進前后散熱器的性能；分析導(dǎo)流結(jié)構(gòu)各參數(shù)對散熱器性能的影響；結(jié)合正交試驗與信噪比分析對導(dǎo)流結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化,得到以下結(jié)論。

(1)對比仿真結(jié)果與試驗數(shù)據(jù),二者最大偏差在5%以內(nèi),驗證了仿真的準(zhǔn)確性。

(2)在入口風(fēng)速為12 m/s時,導(dǎo)流結(jié)構(gòu)散熱器的綜合評價因子高出原始散熱器約6.75%。

(3)導(dǎo)流結(jié)構(gòu)的半徑對散熱器壓力損失的影響較大,而長度和位置對壓力損失的影響較?。粚?dǎo)流結(jié)構(gòu)的半徑和長度對換熱系數(shù)的影響較大,而位置對換熱系數(shù)的影響較小。

(4)利用正交試驗法與信噪比分析相結(jié)合,得知當(dāng)導(dǎo)流結(jié)構(gòu)的半徑為0.5 mm、長度為3.0 mm、位置為5.8 mm時散熱器散熱性能最好,為導(dǎo)流結(jié)構(gòu)的最優(yōu)組合,該研究不僅可應(yīng)用于車輛散熱器, 也可為其他類型散熱器提供參考。