工程車輛散熱器的傳熱特性分析與結構優化

錢學成, 劉佳鑫,2，李建功*，程 亮，張寶斌

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

隨著社會的飛速發展,工程車輛的工作條件變得更加嚴苛,它不僅要適應各種惡劣的工況,而且為了保證車輛能夠平穩工作,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部空氣流動狀態從而增加散熱量；渦發生器主要是對散熱器內部的空氣進行擾流,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,許多學者對散熱器性能的優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構參數進行了多目標優化,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個主要結構參數進行分析,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,并在此基礎上對翅片進行優化,優化的翅片結構能夠顯著提高空氣側傳熱。Song等[4]采用數值模擬的方法研究了兩種彎曲三角翼型渦發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生器,新型渦發生器產生的渦流顯著,更有助于散熱。Mohammad等[5]通過對帶有突點的縱向渦發生器進行數值模擬,研究了平行板翅式換熱器的強化傳熱問題,結果表明,凸點渦發生器可以同時產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致散熱器內部壓力損失的變化或局部熱交換的改善,近年來,一些研究者通過優化熱管來提升散熱器性能進行了一系列的研究。馮少聰等[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,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,改變散熱器內部的空氣流動狀態,改善散熱器的局部熱交換,能夠有效提升散熱器性能。本文結合中國某工程車輛,采用計算流體力學(computational fluid dynamics, CFD)對其所使用的散熱器單元進行分析,在熱管外壁引入導流結構作為新特征,對比改進前后散熱器單元體空氣側性能,分析導流結構各參數對換熱系數與壓力損失的影響,結合正交試驗與信噪比優化導流結構,旨在為車用散熱器的優化提供一種新的經驗認知。

1 控制方程和數值計算

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為導熱系數。

能量守恒方程為

(2)

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

質量守恒方程為

(3)

根據生產商提供的數據建立散熱器模型,散熱器結構如圖1所示,其具體參數詳見文獻[9]。

圖1 管片式散熱器Fig.1 Tube-and-fin radiator

1.2 數值計算

選取散熱器單元體進行數值計算,對整個計算區域采用結構性與非結構性網格混合劃分,為確保仿真的準確性,在各熱管的管壁面和翅片表面設置邊界層,部分網格如圖2所示。

圖2 部分網格示意圖Fig.2 Configuration of a partial computational mesh

應用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,認為收斂,應用隱式方程求解,進行穩態計算。其他參數條件設置詳見文獻[10],為確保空氣流動的穩定性,根據參考文獻[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,具體的邊界參數如圖3所示。同時對單元體網格進行無關性檢驗,最終確定網格數量在800萬左右。

圖3 邊界條件Fig.3 Boundary conditions

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

圖4 仿真結果與試驗數據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口及流道的堵塞問題。本文研究的導流結構散熱器相比波紋翅片、鋸齒翅片和渦發生器等,有效地解決了這類問題。導流結構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；導流結構自身的設計特點和安裝位置,導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,導流結構的安裝位置與傳統渦發生器不同,它是固定在熱管外壁而并非翅片上,這便使得導流結構與其他相對于翅片進行改善的研究(如百葉窗翅片等)相結合,為進一步提升散熱器的散熱性能提供了新的方向與認知。

導流結構由1/4圓和直角三角形構成,具體結構如圖5所示。其中,r=1.0 mm為導流結構的半徑,長直角邊x=2r,h=3.0 mm為導流結構的長度,結構前緣與熱管前緣的距離為0.0 mm。

圖5 導流結構參數Fig.5 Parameters of diversion structure

根據圖5中導流結構的相關參數,在散熱器單元體的不同熱管外壁處安裝導流結構作為新的仿真模型,使用綜合評價因子作為性能評價指標[13],得到各模型的仿真結果如表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,導流結構安裝在熱管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外壁處增加的導流結構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外壁處安裝導流結構作為改進模型,其具體結構如圖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,當空氣流入單元體時,改進前后的散熱器單元體內都會出現一個溫度梯度,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流結構的加入使得熱管1、熱管2外壁處的低溫區域變小,而熱管附近溫度較高區域變大,熱管附近溫度較高區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,所以散熱器內的空氣流速在此區域內變化較明顯,空氣速度都有不同程度的提升。熱管外壁處導流結構的加入使得空氣流道變窄,導致空氣流經此區域時速度大幅提升,由于結構對空氣的引導和阻擋作用,導致空氣在結構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,隨著空氣流速的增加,二者均呈現出下降的趨勢,但在各入口風速下,改進模型的綜合評價因子始終高于原始模型。當入口風速為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%,入口風速為12 m/s時,二者相差最小,為6.73%。這是由于導流結構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部的空氣流速,因此熱交換進行的更加充分。由于導流結構自身的設計特點對空氣的阻力較小,當空氣流速較低時,散熱器內熱交換進行的充分,導流結構對空氣流速的提升效果明顯,然而當空氣流速較高時,導流結構的阻力增大導致壓力損失上升,并且對散熱器內部空氣流速的提升也不明顯,這就導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 導流結構參數對散熱性能的影響

選擇導流結構參數中的長度、半徑和位置作為水平參數: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,位置為導流結構前緣與熱管前緣的距離；以圖6改進模型的各參數為依據,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,分析各參數對散熱器性能的影響。

3.1 導流結構半徑對散熱器性能的影響

如圖9(a)所示為導流結構半徑對散熱器單元體壓力損失的影響,入口風速為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在入口風速為12 m/s時相差6.10%。這是由于導流結構半徑的變化對散熱器內空氣流動通道的影響較大,隨著導流結構半徑的增加,空氣流道變窄,壓力損失上升,但同時擴展了傳熱面,在結構尾部的緩流區域變大,這導致了隨著導流結構半徑的增加,散熱器的壓力損失與換熱系數逐漸增大。

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

3.2 導流結構長度對散熱器性能的影響

圖10(a)為導流結構長度對壓力損失的影響,在2～12 m/s的速度范圍內,導流結構長度為3.0 mm時散熱器的壓力損失最大,長度為0.5 mm時最小,在入口風速為12 m/s時,二者相差5.84%；圖10(b)中,最高換熱系數相對于最低換熱系數,在入口風速為2 m/s和12 m/s時分別高出了2.78%和6.97%。伴隨著導流結構長度的增加,使得散熱器內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,而且導流結構尾部的緩流區域增加,這便使得散熱器內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 導流結構位置對散熱器性能的影響

如圖11(a)所示,導流結構的安裝位置對散熱器壓力損失的影響差異不大,總體看來導流結構在位置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,入口風速為12 m/s時,二者相差2.56%。隨著導流結構安裝位置與空氣入口距離的增加,空氣速度降低,導流裝置對散熱器內速度的提升效果減弱,這導致了散熱器的壓力損失與換熱系數逐漸降低。

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果。根據導流結構各參數對散熱器性能的影響,選用L9(34)正交試驗表[14],對導流結構的半徑、長度和位置3個參數進行分析,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中導流結構的各組合在相同的條件下進行數值計算,得到不同入口風速下各組合的綜合評價因子如圖12所示,為了優化導流結構,從而獲取一組散熱性能最優的導流結構組合,根據文獻[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流結構的最優組合為半徑為0.5 mm,長度為3.0 mm,位置為5.8 mm。將最優組合建模并進行數值計算,得到各風速下的綜合評價因子如圖12所示,最優組合相比其他組合改善效果更為明顯。在入口風速為12 m/s時,最優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,可以得出導流結構參數對散熱器性能的影響依次為半徑最大,長度次之,位置最小。該研究為導流結構在散熱器中的應用提供了經驗。

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,對其單元體進行數值仿真和試驗驗證；建立導流結構散熱器作為改進模型,并對比改進前后散熱器的性能；分析導流結構各參數對散熱器性能的影響；結合正交試驗與信噪比分析對導流結構進行優化,得到以下結論。

(1)對比仿真結果與試驗數據,二者最大偏差在5%以內,驗證了仿真的準確性。

(2)在入口風速為12 m/s時,導流結構散熱器的綜合評價因子高出原始散熱器約6.75%。

(3)導流結構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小；導流結構的半徑和長度對換熱系數的影響較大,而位置對換熱系數的影響較小。

(4)利用正交試驗法與信噪比分析相結合,得知當導流結構的半徑為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,為導流結構的最優組合,該研究不僅可應用于車輛散熱器, 也可為其他類型散熱器提供參考。