收腰管散熱器的耦合傳熱與試驗

趙　津　馬秀勤　李梅珺　張秉坤　郭　松

1.貴州大學，貴陽，5500252.貴州貴航汽車零部件股份有限公司永紅散熱器公司，貴陽，550009

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收腰管散熱器的耦合傳熱與試驗

趙津1馬秀勤1李梅珺2張秉坤1郭松2

1.貴州大學，貴陽，5500252.貴州貴航汽車零部件股份有限公司永紅散熱器公司，貴陽，550009

提出了一種收腰型散熱管，在研究其對散熱性能的影響的基礎上，建立了收腰管型百葉窗散熱器的三維模型，應用耦合傳熱原理對其傳熱過程進行模擬研究。得到不同風速下散熱器的進出口壓降、翅片傳熱系數和傳熱量，總結了收腰管對百葉窗散熱器空氣流道的流體結構及其分布規律的影響。通過風洞試驗對比分析了多種管型散熱器的性能差異，發現收腰管散熱器具有更優的散熱性能，能夠滿足多種車型發動機冷卻系統的散熱需求。

收腰管；百葉窗散熱器；耦合傳熱；數值模擬

0　引言

散熱管是散熱器的重要組成部分，其結構形式不僅影響散熱器的裝配工藝，而且影響散熱器的整體性能。從公開文獻來看，常用散熱管的管型結構有圓管、扁管、橢圓管[1-4]。傳統圓管生產工藝性良好，制造成本低，廣泛應用于小排量車輛，但圓管的對流傳熱面積較小，傳熱效率較低。文獻[2]對圓管和橢圓管做了數值研究，發現圓管的表面傳熱系數略高于橢圓管；相同翅片間距下，圓管的流動阻力也大于橢圓管。與圓管相比，橢圓管具有較大的表面積，散熱效果較高，但生產工藝較為復雜，制造成本較高。文獻[3]在分析圓管性能的基礎上提出了蛋形散熱管，數值模擬發現蛋形管的傳熱性能高于圓管的傳熱性能，但蛋形散熱管的加工工藝比較復雜，加工難度較大。文獻[4]對比了橢圓管與扁管管板式換熱器的換熱性能，在研究范圍內，扁管管板式換熱器的換熱性能優于橢圓管管板式換熱器的換熱性能。文獻[5]提出了一種半橢圓管，通過仿真與實驗對比分析了半橢圓管與橢圓管、圓管的傳熱性能，結果表明在研究的雷諾數范圍內，半橢圓管性能優于其余兩者。文獻[6]對橢圓管百葉窗散熱器的空氣側進行了數值模擬和實驗驗證，仿真結果與試驗結果吻合較好。

數值模擬是散熱器研究工作中廣泛使用的方法，散熱器的傳熱過程是流體對流傳熱與固體內部導熱相互耦合的復雜的傳熱過程，采用耦合傳熱分析能更準確地揭示散熱器復雜的傳熱過程。文獻[7]建立了翅片內導熱和翅片間耦合對流傳熱的數值模型，揭示了百葉窗傳熱器空氣流道內的流場分布結構和傳熱狀況。文獻[8]建立了散熱器的耦合傳熱模型，分析了百葉窗的主要結構參數對傳熱因子和摩擦因子的影響，并與文獻[9]提出的試驗關聯式進行了對比，研究結果驗證了采用耦合傳熱模擬分析散熱器傳熱過程的正確性，為散熱器的數值模擬提供了參考。

基于長期的散熱器研究與工程實踐，本文提出了一種新型散熱管結構。在定性分析收腰管的性能差異之后建立收腰管百葉窗散熱器分析模型。通過數值模擬與風洞試驗進行對比分析，為散熱器的研發工作提供指導，符合散熱器研發工作的需要，有利于提高設計靈活性和降低研發成本。

1　模型及模擬方法

1.1分析模型

通過改變散熱管的管型，從而改變流道的結構，可以增強對流傳熱，提高散熱器的散熱性能。本文在參考常用扁管的基礎上提出了收腰型散熱管，為分析不同收腰程度對散熱管流動阻力和傳熱特性的影響，建立扁管、A型收腰管(長寬比為5)和B型收腰管(長寬比為10)的模型，各管采用等截面積的圓管壓制而成，散熱管截面如圖1所示。

圖1　散熱管截面

在分析管型對散熱性能的影響的基礎上進行收腰管百葉窗散熱器的研發，擬定散熱器芯體實際結構和尺寸見表1。在文獻[10]提出的扁管式百葉窗散熱器建模方法的基礎上，假設各翅片和散熱管之間流道是均勻的，各散熱管間距相等，區別在于本文只取一根完整散熱管截面及其兩側空氣流道的1/2作為計算求解單元，計算模型只包括一層散熱片，散熱單元模型如圖2所示。模型上下兩面采用周期性邊界，兩側為對稱邊界。

表1　散熱器芯體主要結構參數

圖2　散熱單元模型

1.2理論基礎

分析管型對散熱性能的影響時，以水作為冷卻液，散熱管壁面為耦合傳熱面。將空氣側視為多孔介質，不考慮散熱片的具體結構，定性分析散熱管側的傳熱問題。假設空氣為不可壓縮流體，其物性參數為常數，流動為定常流動，速度方向與迎風面垂直且在迎風面處均勻分布，忽略空氣重力的影響。分析收腰管百葉窗散熱器時將散熱管內表面作為等溫壁面處理，沿管厚度方向為固體導熱，空氣側與散熱管接觸面為耦合傳熱面。入口空氣溫度恒定為常溫，以恒定速度沿垂直于迎風面進入空氣流道。控制方程組如下。

連續性方程：

(1)

納維-斯托克斯方程：

(2)

能量方程：

(3)

式中，u、v、w分別為流體在點(x,y,z)處的速度分量；ρ為密度；p為壓力；T為溫度；α為導熱系數；τxx、τyy、τzz分別為因分子黏性作用而產生的作用在微元體表面上的黏性應力τ的分量；fx、fy、fz分別為三個方向的單位質量力。

固體區域內不存在動量的控制方程，但能量微分方程對固體區域依然適用，只是固體區域能量方程中的速度項為零。

固體導熱方程：

(4)

流-固耦合邊界上的溫度連續，滿足第三類邊界條件：

tw|1=tw|2

(5)

(6)

采用控制容積法對整個計算區域進行耦合求解，將固體區域和流體區域網格進行單獨劃分。為保證求解精度，對流體與固體交界面進行網格加密，通過監測不同網格數量下進出口壓降的變化來驗證網格無關性后再進行迭代求解。

2　不同管型的數值模擬分析

2.1管型對進出口壓降的影響

通過將空氣流道簡化為多孔介質，模擬得到風速為2～20m/s時空氣側的壓降和傳熱系數，如圖3所示。從圖3可看出，三種管型的空氣流動阻力均隨風速的增大而增大，風速為2～4m/s時，三者差異較小，最小為2.11%，最大為12.23%。風速為4～12m/s時，相同工況下收腰管的進出口壓降明顯高于扁管的進出口壓降，壓降最少升高13.14%，最大升高36.37%。對比A型、B型兩種收腰管，風速為4～12m/s時，B型收腰管壓降與A型收腰管壓降比較接近，兩者最大相差5.6%。風速超過12m/s時，B型收腰管壓降顯著增加，主要原因是B型散熱管的收腰程度大，增加了空氣流動空間，隨著風速的增加，空氣紊流得到加強，進出口壓降增大。

圖3　壓降隨風速的變化

2.2管型對傳熱系數的影響分析

圖4　不同風速下的傳熱系數

不同風速下傳熱系數的變化如圖4所示，可以看出，傳熱系數均隨空氣側風速的增大而增大。A型、B型兩管空氣側面積相對扁管分別增大1.72%、4.12%。風速為2～12m/s時，收腰管的傳熱系數明顯高于扁管，其中，B型管的傳熱系數最大時比扁管高出28.3%，比A型管高出17.9%，但隨著風速的增加，三者的傳熱系數逐漸接近，當風速為20m/s時，A型、B型兩種收腰管的傳熱系數比扁管的傳熱系數分別高出1.9%、2.1%。因此，收腰管的散熱性能在一定范圍內隨收腰程度的增大而提高，但增速逐漸變緩。

2.3管型對散熱性能的綜合影響

從上文可知，扁管傳熱系數較低，但壓降較小，阻力特性好；收腰管傳熱系數較大，但壓降較大，傳熱特性好。可見，傳熱系數提高的同時不可避免地增大了壓降，需要有標準對散熱管的性能做綜合評價。引入散熱管綜合性能評價因子作為評價標準，如圖5所示。可以看出，隨著進口風速的增加，散熱管綜合性能評價因子均降低，收腰管的綜合性能評價因子始終高于扁管的綜合性能評價因子，可見收腰結構有利于提高散熱管的綜合性能。對比A型、B型兩管，發現A型管綜合性能高于B型管綜合性能，原因是收腰程度的增加帶來的傳熱系數的提高比率低于壓降的增大比率。

圖5　不同風速下的綜合性能評價因子

3　收腰管百葉窗散熱器的數值模擬與試驗

研究結果表明，散熱器熱阻主要集中在空氣側，空氣側熱阻約占散熱器芯體熱阻的80%[11]，因而有關散熱器的研究以空氣側為主。為了進一步研究收腰管型散熱器的整體散熱性能，本文將散熱管與散熱片裝配體作為一個整體的研究對象，采用數值模擬的方法來研究冷空氣流過散熱器流道與冷卻水進行對流傳熱過程中翅片表面的溫度分布和沿著空氣流向的流場分布情況。圖6為空氣通過散熱器流道的流線圖，收腰管型有利于擾亂空氣的流動狀態，靠近散熱管壁處出現渦流，增強了該區域的局部傳熱。

圖6　空氣流線圖

3.1溫度分布

圖7為空氣流道內翅片及散熱管表面的溫度分布云圖。可以看出，溫度分布關于散熱管中線呈對稱分布，并沿空氣流向從低到高依次分布。整個空氣流道的散熱部分主要集中在第一排散熱管附近。對于雙排管散熱器，冷空氣與第一排散熱管接觸時間長，且冷空氣流入空氣流道時，第一排散熱管將冷空氣強制分離，兩者溫差較大，對流傳熱強度大，冷空氣升溫。溫度上升的同時因百葉窗翅片的阻擋使風速降低，空氣流與第二排散熱管的溫差較小，對流傳熱強度減弱，其冷卻效果低于第一排管的冷卻效果。

圖7　溫度分布云圖

3.2傳熱系數與傳熱量

圖8所示為各模擬工況對應的傳熱系數和傳熱量，傳熱系數和傳熱量均隨風速的增大而增大，但增大速度逐漸減小。風速增大，對流傳熱程度加強，有利于將熱量快速帶走。單位時間內由散熱管內壁向外壁傳遞的熱量有限，導致傳熱量的增長率低于風速的增長率，從而使傳熱量增長速度降低。

圖8　傳熱系數、傳熱量隨風速的變化

3.3壓降的模擬與試驗對比分析

不同空氣入口流速下空氣側的壓降如圖9所示，可以看出，進出口壓降的模擬值和試驗值均隨風速的增大而增大，且增長速度逐漸加快。在相同風速下，試驗所測壓降均高于模擬值，兩者偏差為2.8%～8.6%。原因是空氣在百葉窗翅片間流動時受到摩擦阻力而導致進出口產生壓差。當風速較小時，摩擦阻力小，進出口壓降小；而隨著風速的增大，翅片對氣流的擾動作用加強，脈動阻力增大，進出口壓降隨之增大。當風速低于6m/s時，壓降主要由摩擦阻力引起；而風速高于6m/s時，壓降主要由脈動阻力引起。

圖9　壓降試驗驗證

3.4傳熱量的模擬與試驗對比分析

由圖10可知風洞試驗和數值模擬所得的傳熱量均隨風速的增大而增大，但增速逐漸減小。試驗值比模擬值高出1.9%～4.4%。引起誤差的主要原因是模擬分析中對模型進行了適當簡化以及對邊界條件做了部分假設，如將空氣視為不可壓縮流體，入口速度垂直于迎風面等，由于流體物性參數以及數值模型與試驗流體物性參數和實物的差異而引入誤差。試驗中空氣與翅片和散熱管壁的接觸時間長，流體流動更為混亂，對流傳熱效果高于數值模擬。兩者偏差小于5%，吻合程度較好。

圖10　傳熱量試驗驗證

4　不同管型散熱器的比較

4.1產品樣件與試驗設備

根據前文散熱器結構參數和形式生產的收腰管散熱片及收腰管散熱器實物如圖11所示。

圖11　散熱片與散熱器實物圖

風洞試驗是目前國際通用的散熱器測試方法，通過對冷卻空氣流速、水流量等的調節，可以比較精確地測得散熱器在各工況下的進出口溫差、進出口壓降、散熱量等性能參數。為檢驗收腰管散熱器的散熱性能及其與其他管型散熱器的性能差異，分別對圓管散熱器、扁管散熱器、橢圓管散熱器和收腰管散熱器進行風洞試驗，試驗現場如圖12所示。

圖12　風洞試驗臺

4.2工藝與成本

與圓管散熱器、扁管散熱器和橢圓管散熱器常用的焊接式工藝不同，本文研發的收腰管散熱器工藝形式采用裝配式。在產品性能方面，焊接式散熱器因采用焊接式較好地清除了各部件間的導熱熱阻，傳熱性能較好；收腰管散熱器的性能可達到緊湊高效焊接產品的性能。在材料成本方面，焊接式產品因焊接中所需包覆材料價格較高導致其成本較高；同等情況下采用裝配式的收腰管散熱器，成本降低6%～10%。在制造成本方面，收腰管散熱器由于加工過程全部采用機械化生產，成本大大低于焊接式的能耗和焊接爐等設備投入。在環保方面，收腰管散熱器生產過程清潔環保，避免了焊接爐的有害氣體排放等。

4.3壓降差異

從圖13可看出在研究范圍內，各散熱器空氣側進出口壓降均隨進口風速的增加而增加。同工況下壓降按扁管、橢圓管、收腰管、圓管的順序依次增加。管型的不同導致空氣流道的形狀發生改變。圓管在空氣入口方向上截面積大于其他管型，對空氣的阻擋作用更強，更多的空氣流在接觸散熱管的迎風方向時速度方向被迫向兩側發生改變，速度減小程度變大，進出口壓降最大。扁管中部平直，空氣貼近其表面流動，速度方向改變程度最小，空氣阻力最小。橢圓管中部凸出減小了空氣流道，空氣繞橢圓管流動時，由于中部凸出部分的阻擋，其空氣阻力略大于扁管的空氣阻力。收腰管中部的凹陷區域增大了空氣流道，在該區域空氣出現局部紊流，空氣阻力損失較大。

圖13　不同散熱器壓降的比較

4.4傳熱量差異

圖14　不同散熱器傳熱量的比較

不同散熱器傳熱量的比較如圖14所示，可以看出，在本文研究工況范圍內，4種管型散熱器的傳熱量均隨進口風速的增加而增加。相同工況下，傳熱量按圓管、扁管、橢圓管、收腰管依次增加，收腰管散熱器比橢圓管散熱器的傳熱量高出1.58%～22.79%。收腰管散熱器除了在進口風速低于3m/s時傳熱量低于橢圓管傳熱量外，其余工況均高于橢圓管散熱器的傳熱量。隨著進口風速的增加，兩者傳熱量差異增大。與其他3種管型散熱器相比，收腰管散熱器具有更優的傳熱性能。

管型的變化不可避免地導致進出口壓降的增大，尤其就收腰管散熱器而言，其壓降隨風速的變化十分顯著。但與其他管型散熱器相比，收腰管散熱器具有更優的散熱效果。在本文研究基礎上，已開發出多款收腰管型散熱器產品，可滿足排量為1.4～1.6L、功率為86～130kW的發動機冷卻系統的散熱需求。

5　結論

(1)與扁管相比，本文設計的收腰管的傳熱能力得到較大提升，三者中長寬比為5的收腰管綜合性能最好。

(2)收腰型散熱管能顯著改變空氣繞流時的流動狀態，形成渦流，增強局部傳熱效果，有利于提高其綜合性能，驗證了收腰結構設計的有效性。

(3)雙排散熱管型散熱器的散熱部分主要集中在第一排散熱管附近，傳熱系數和傳熱量均隨風速的增大而增大，但增大速度逐漸減小。

(4)與圓管散熱器、橢圓管散熱器、扁管散熱器相比，收腰管散熱器具有更優的散熱性能。

(5)本文研發的收腰管散熱器已開發出多個系列產品，可滿足多種車型發動機冷卻系統的散熱需求。

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(編輯陳勇)

CoupledHeatTransferandExperimentsofWaistTubeRadiator

ZhaoJin1MaXiuqin1LiMeijun2ZhangBingkun1GuoSong2

1.GuizhouUniversity,Guiyang, 550025 2.GuizhouGuihangAutomotiveComponentsCompanyYonghongRadiatorCompany,Guiyang, 550009

A3-Dmodelofwaisttuberadiatorwasestablishedonthebasisofeffectsofwaisttubeonthecoolingperformance,andthecoupledheattransferprinciplewasemployedtosimulatetheheattransferprocess.Thepressuredrops,heattransfercoefficientsandheattransferfluxwereobtainedatdifferentairspeeds.Andtheeffectsofthewaisttubeonthestructureanddistributionoftheairflowweresummarizedherein.Thentheperformancedifferencesamongvariousradiatorswerecomparativelyanalyzedthoughthewindtunneltests.Theresultsshowthatthetuberadiatorhasbetterthermalperformanceandmeetsthecoolingneedsofvariousenginecoolingsystems.

waisttube;louveredradiator;coupledheattransfer;numericalsimulation

2015-10-08

國家自然科學基金資助項目(611164007)；貴州省重大科技專項((2014)6004)；貴州大學研究生創新基金資助項目(研理工2015018)；貴州省普通高等學校新能源汽車工程研究中心項目(黔教合KY字[2014]226號)

U27；TK172;TH164

10.3969/j.issn.1004-132X.2016.16.007

趙津，男，1973年生。貴州大學機械工程學院教授。主要研究方向為智能汽車及智能交通系統、汽車及其零部件設計方法等。發表論文30余篇。馬秀勤，男，1989年生。貴州大學機械工程學院碩士研究生。李梅珺，女，1974年生。貴州貴航汽車零部件股份有限公司永紅散熱器公司高級工程師。張秉坤，男，1992年生。貴州大學機械工程學院碩士研究生。郭松，男，1977年生。貴州貴航汽車零部件股份有限公司永紅散熱器公司高級工程師。