鋸齒形渦發生器在車用散熱器中的應用研究

劉亞東，劉佳鑫,，王寶中，蔣炎坤

(1.華北理工大學機械工程學院，河北 唐山 063009；2.華中科技大學能源與動力工程學院，湖北 武漢 430074)

隨著國家的迅速發展，工程車輛的應用越來越廣泛。工程車輛通常工作環境惡劣，負載較大，在作業過程中會產生大量的熱量，而散熱器能否將這些熱量及時散出，保證車輛各系統在一個適當的溫度區間內，直接影響到整車的動力性和可靠性。因此，一個好的散熱器對工程車輛來說十分重要。

國內外學者對渦發生器(Vortex Generator，簡稱VG)在提高散熱性能以及對渦流的影響方面進行了很多研究。M. K-Aliabadi等試驗研究了配有渦發生器插件的管式熱交換器中的傳熱增強，發現VG插入件在較高的雷諾數時性能更優異[1]。M.Brüderlin等研究發現改善小翼控制面可以提高渦發生器活躍度，延遲流涕與尾緣的分離時間[2]；Asiful等通過試驗揭示了渦旋發生器的幾何參數之間的關系，以及邊界層厚度對誘導渦旋的空間軌跡的影響[3]。Markus Rütten等運用DLR URANS CFD求解器THETA對具有集成渦發生器的矩形通道內的層流進行數值模擬,評估相反排列的渦發生器對增強渦流誘導的熱傳遞的適用性[4]。華中科技大學王文進等對矩形機翼和輔助梯形機翼構成的新型縱向渦發生器進行了數值模擬并與試驗結果進行對比，發現該新型渦發生器具有中等的壓降損失，且顯著提高了翅片管換熱器的換熱性能[5]。西安交通大學劉小民等采用數值方法，驗證了采用渦發生器實現離心壓氣機葉輪內部流動控制的有效性[6]。中國科學院工程熱物理研究所張磊等采用數值仿真的方法對安裝渦發生器的葉片進行了模擬，發現大攻角下渦發生器能推遲流動分離，并分析了渦發生器控制流動分離的機理[7]。天津大學張金鳳等對布置了不同高度的小尺度渦發生器的矩形槽進行了數值模擬，分析了渦發生器強化換熱的特點和機理[8]。渦發生器對增強換熱和影響氣體流動有很大作用，一個好的渦發生器對散熱器將起到至關重要的作用。

基于以上研究，本研究對某工程車輛安裝有鋸齒形渦發生器的散熱器(新散熱器)單元體模型進行仿真，并將新散熱器的仿真結果與原散熱器進行對比,驗證新散熱器的有效性，最后分析渦發生器各結構參數對散熱器的影響。

1 控制方程及散熱器物理模型

1.1 控制方程

控制方程分別為動量守恒方程、能量守恒方程和質量守恒方程[9]。

動量守恒方程為

u，v和ω分別為U在x,y和z方向上的分量。

能量守恒方程為

質量守恒方程為

式中：ρ為密度；U為速度矢量；η為流體動力黏度；p為壓力；t為時間；λ為導熱系數；T為流體溫度；h為傳熱系數；Cp為流體比定壓熱容；ST為黏性耗散項。

1.2 散熱器物理模型

在UG8.0中建立某工程車輛用管片式散熱器模型，具體參數如表1[9-11]。結構參數示意見圖1。

2 模型仿真與試驗驗證

2.1 網格劃分與設置

對整個計算區域采用結構性和非結構性網格混合劃分網格，為提高仿真計算的準確度，在各壁面設置邊界層，邊界層劃分5層，初始值0.005，增長率1.1，部分網格見圖2。

延長單元體入口與出口區域，以保證流動的平穩性[9]。具體邊界設定見圖3。

2.2 相關仿真邊界設定

根據工程車輛的實際作業狀況，確定散熱器模型的仿真參數。參照文獻[9]，在入口速度2，4，6，8，10，12 m/s下進行仿真，選用標準κ-ε湍流模型，流體為空氣，忽略升浮力。仿真參數見表2。

表2 仿真參數表

2.3 網格無關性驗證

對同一模型2 125 389，3 092 011，3 975 682，5 373 145，6 215 844五種網格數量進行無關性檢驗，空氣入口速度選定為6 m/s，讀取相應壓力損失(Δp)和傳熱系數(H)，結果對比見圖4。當網格數量達到5 373 145時，傳熱系數和壓力損失趨于穩定，最終確定網格數量為537萬左右。

圖4 網格無關性驗證

2.4 仿真結果分析

在Fluent1 5.0中對整個計算區域進行仿真，當殘差曲線收斂后提取仿真結果(見圖5)。由壓力云圖可以看出：從模型入口處到出口，壓力呈現逐漸降低的趨勢；而在氣流接觸與離開換熱管前后壓力變化明顯，這是由于這個區域流體與換熱管接觸時，受到換熱管阻礙，產生壓力損失。由溫度云圖可以看出：隨著空氣流動，空氣溫度逐漸升高，換熱管外壁周圍的空氣溫度較流道中部的流體高，原因是該區域冷空氣與換熱管壁溫差較大，短時間內交換了大量的熱量，導致此處冷空氣升溫較快；換熱管后側出現一小塊高溫區，造成該現象的原因是空氣流動過程中由于流道截面的變化，邊界層分離，形成馬蹄渦。馬蹄渦造成空氣流動性下降，不能很好地和周圍冷空氣混合傳熱；同時，該馬蹄渦的產生與破滅是散熱器噪聲的來源。

圖5 原始散熱器單元體仿真結果

2.5 試驗驗證

參考文獻[9]，具體的試驗在散熱器生產廠商處進行，參考JB/T 8577—2015等行業標準，并根據文獻[12-14]對試驗結果進行轉換，仿真結果與試驗結果的數據對比見表3。通過表3的數據可以知道：冷流體側的傳熱系數和壓力損失的仿真結果在總體上和試驗結果比較吻合，但仍然存在差異，造成該差異的因素有很多，比如翅片表面加工精度、釬焊工藝、測試誤差和環境等。

表3 仿真結果與試驗數據對比

3 散熱器改進及仿真分析

3.1 散熱器改進模型

通常情況下，散熱器散熱面積越大，壓力損失也越大；氣流流過換熱管后形成了馬蹄渦，滯留了部分熱量。因此，在換熱管上安裝鋸齒形渦發生器(翼片)以改善散熱。

鋸齒形渦發生器參數：翼片寬度(wv)1.45 mm，翼片高度(hv)3.24 mm，翼片厚度(dv)0.12 mm，鋸齒高度(hs)0.55 mm。安裝渦發生器后散熱器新模型見圖6。

圖6 改進散熱器模型

3.2 改進模型仿真結果分析

改進模型單元體的網格劃分、邊界條件設置及各參數設置均與原始模型相同。渦流發生裝置除與熱管接觸部分外均設置為無滑移壁面(wall)。入口處空氣速度為6 m/s時，新散熱器模型仿真結果見圖7。新散熱器模型入口處空氣壓力為101.28～108.80 Pa，在首次流經換熱管后，壓力下降了7.52～15.05 Pa，流體邊界層在脫離換熱管壁面后順延到了渦發生器，從而使得邊界層的分離得到了延遲，增大了沿程阻力。圖7b為新散熱器模型的溫度云圖，此時氣體區域平均溫度達到66.5 ℃。從圖中可以看到換熱管后面高溫區域增大，這是由于渦發生器與換熱管相連，相應地增加了散熱面積，導致換熱量增加，由場的協同性原理可知，渦發生器改善了速度場與溫度場的矢量夾角，增強了換熱；并且從速度矢量局部放大圖(圖7c)中可以看到，換熱管后渦流面積不大，且強度不高，這是由于鋸齒形渦發生器阻礙了馬蹄渦的形成，同時尾緣鋸齒產生額外的小馬蹄渦加快了大渦的破碎，降低了總體渦流的強度[15]。

圖7 改進散熱器仿真結果

4 綜合性能對比

使用JF綜合評價因子(αjf)作為性能評價指標[16]，αjf值越大散熱器性能越好，αjf表達式為

j和f為具有翅片的換熱表面傳熱因子、摩擦因子，量綱為1。

傳熱因子j表達式為

式中：u為空氣體平均速度；Cp為空氣比定壓熱容；Pr為普朗特數。

摩擦因子f表達式為

由圖8可以看出，總體趨勢上，隨著速度入口平均速度的增加，JF因子呈下降趨勢，其變化幅度越來越小。加裝渦發生器后散熱器的JF因子始終高于原始散熱器。當入口處流體平均速度為12 m/s時，新散熱器的JF因子高出原始散熱器約30%。

圖8 散熱器改進前后綜合性能對比

5 渦發生器結構參數對性能的影響分析

分別選擇渦發生器氣流攻角、高度、寬度和鋸齒高度4個水平參數：氣流攻角α為0°，15°和30°；渦發生器高度hv為1.44 mm，2.34 mm和3.24 mm；渦發生器寬度wv為1 mm，1.5 mm，2 mm；鋸齒高度為hs=0.25 mm，0.4 mm，0.55 mm。

5.1 結構參數對換熱特性的影響

5.1.1氣流攻角的影響

如圖9所示，空氣流速為12 m/s時，α=15°的傳熱系數相對于α=0°的傳熱系數增加了0.13%，α=30°相對于α=15°時的傳熱系數增加了2.21%。由此可見，隨著氣流攻角的增大，傳熱系數增大。這是因為，隨著氣流攻角的增大，空氣在流過散熱器時，冷熱空氣進行了更好地混合，導致傳熱系數增大。

圖9 氣流攻角對傳熱系數的影響

5.1.2渦發生器高度的影響

如圖10所示，空氣流速為12 m/s時，與hv=2.34 mm的傳熱系數相比，hv=1.44 mm時的傳熱系數增加了0.45%；而hv=2.34 mm與hv=3.24 mm時相比，傳熱系數下降了3.06%。可以得出：傳熱系數最高時渦發生器的高度不會正好與翅片間距相等，即不是換熱面積越大，傳熱系數越大。

圖10 渦發生器高度對傳熱系數的影響

5.1.3渦發生器寬度的影響

如圖11所示，空氣流速為12 m/s時，與wv=1 mm的傳熱系數相比，wv=1.5 mm時的傳熱系數增加了0.48%；與wv=1.5 mm相比，wv=2 mm時的傳熱系數增加了0.95%。因此可知，渦發生器寬度對傳熱系數的影響不大，其原因是渦發生器寬度的變化空間是有限的，其數值較小，對散熱器的整體散熱面積影響不大。

圖11 渦發生器寬度對傳熱系數的影響

5.1.4鋸齒高度的影響

如圖12所示，空氣流速為12 m/s時，和hs=0.25 mm時相比，hs=0.4 mm時的傳熱系數增加了0.85%；和hs=0.25 mm時相比，hs=0.55 mm時的傳熱系數增加了0.41%。因此可知，鋸齒高度對傳熱系數的影響不大，其原因是該渦發生器對渦流的影響主要是鋸齒尾緣產生的對稱渦流對原大渦的破碎，鋸齒高度的變化對此并沒有明顯的影響。

圖12 鋸齒高度對傳熱系數的影響

5.2 結構參數對壓力損失的影響

5.2.1氣流攻角的影響

如圖13所示，空氣流速為12 m/s時，與α=0°相比，α=15°時和α=30°時的壓力損失增幅分別為11.47%和43.56%。其原因是大的氣流攻角增大了迎風面積，導致壓力損失增大。

圖13 氣流攻角對壓力損失的影響

5.2.2渦發生器高度的影響

如圖14所示，空氣流速為12 m/s時，與hv=2.34 mm時相比，hv=3.24 mm時的壓力損失減小了6.61%，hv=1.44 mm時較之減小了1.51%。這是因為隨著渦發生器高度的增加，氣流與渦發生器的接觸面積增加，增大了局部的壓力損失；但當渦發生器的高度增大到一定值后，更多的氣流總體流向與壓力場協同性更高，導致壓力損失降低。

圖14 渦發生器高度對壓力損失的影響

5.2.3渦發生器寬度的影響

如圖15所示，空氣流速為12 m/s時，和wv=1 mm時相比，wv=1.5 mm時的壓力損失增加了0.19%；和wv=1.5 mm相比，wv=2 mm時的壓力損失增加了0.22%，增加幅度很小。由此可以看出，渦發生器不同寬度對壓力損失造成的影響在同一空氣流速下處于比較穩定的狀態，這是由于其他參數一定時，渦發生器寬度變化范圍較小，散熱器整體的面積變化不明顯，所以壓力損失變化較小。

圖15 渦發生器寬度對壓力損失的影響

5.2.4鋸齒高度的影響

如圖16所示，空氣流速為12 m/s時，和hs=0.25 mm相比，hs=0.4 mm時的壓力損失減小了3.50%；和hs=0.25 mm相比，hs=0.55 mm時的壓力損失減小了1.95%。由此可以看出，壓力損失差距隨著鋸齒高度增加而變小，這是由于鋸齒高度的變化，鋸齒尾端產生的對稱渦流總體增大，導致壓力損失增大。

圖16 渦發生器寬度對壓力損失的影響

6 結論

a) 新散熱器相比于原始散熱器有著更高的綜合評價因子，當空氣速度為12 m/s時，新散熱器的綜合評價因子高出約30%，同時換熱管后的渦流強度得到了削弱；

b) 渦發生器4種不同結構參數水平下，氣流攻角α=30°和渦發生器高度hv=2.34 mm時，對散熱器傳熱系數和壓強損失影響較大，鋸齒高度對傳熱系數影響很小，但對壓力損失影響較大，渦發生器寬度變化對散熱器傳熱系數和壓強損失影響很小。