液力緩速器熱交換器水側壓降影響因素分析

王菲 毛遠志 龐超群

摘要 文章以一款液力緩速器熱交換器為研究對象，對熱交換器水側壓降的影響因素進行分析，采用CFD數值仿真技術探討了不同水管形式下熱交換器水側壓降的占比分布，獲得了熱交換器內部水側流道的壓力和速度分布云圖，通過試驗對比分析了熱交換器水管形式與水管內徑對水側壓降的影響。結果表明，相對直管形式，彎管形式下熱交換器內部水側流場平均壓力較高，且在進水口和出水口區域壓力梯度明顯。熱交換器的水側壓降主要集中在熱交換器芯子區域，直管形式和彎管形式下熱交換器芯子壓降的占比分別約為70%和60%，將熱交換器水管由直管形式更換為彎管形式之后，熱交換器總壓降增大16%左右。將彎管水管內徑由50 mm增加至55 mm，熱交換器水側壓降顯著降低。

關鍵詞 熱交換器;壓降;水管;CFD

中圖分類號 U462 文獻標識碼 A 文章編號 2096-8949（2022）12-0053-03

收稿日期：2022-04-27

作者簡介：王菲（1987—），女，碩士，工程師，研究方向：液力緩速器制動理論。

0 引言

熱交換器是工程技術中廣泛采用的冷熱流體交換熱量的設備，按操作過程對其分類，可分為間壁式、混合式及蓄熱式三大類，以間壁式熱交換器應用最為廣泛。間壁式熱交換器中冷、熱流體由壁面間隔開來而分別位于壁面兩側，溶液無混合，主要形式有套管式熱交換器、管殼式熱交換器、交叉流熱交換器、板式熱交換器以及螺旋板式熱交換器[1]。由于整車要求液力緩速器結構緊湊，換熱性能高，水阻小，使用壽命長，液力緩速器熱交換器選用板式熱交換器進行設計開發。

熱交換器作為將液力緩速器內部油液熱能傳遞給整車冷卻液的換熱裝置，其換熱能力對液力緩速器的持續制動性能有顯著影響。作為整車水路循環的一部分，熱交換器水側壓降過大會導致整車冷卻液流量下降，易發生緩速器高溫退出、制動時間短等問題[2]。

該文以一款液力緩速器熱交換器為研究對象對熱交換器水側壓降的影響因素進行分析，采用CFD數值仿真技術探討了不同水管形式下熱交換器水側壓降的占比分布，獲得了熱交換器內部水側流道的壓力和速度分布云圖。通過試驗對比分析了熱交換器水管形式與水管內徑對水側壓降的影響，為液力緩速器熱交換器的設計及匹配提供理論指導。

1 液力緩速器熱交換器結構

液力緩速器熱交換器由熱交換器芯子、進水管和出水管等組成。熱交換器芯子由水層芯片、油層芯片、換熱翅片和密封墊片等焊接組成，內部油道與水道相間逆流布置（見圖1），且相互密封隔離。

2 熱交換器數值仿真

2.1 模型假設

為簡化計算模型，進行以下假設：

（1）忽略熱交換器芯子和進出水管壁面粗糙度對水側壓降的影響。

（2）忽略熱交換器的內部換熱和外壁面散熱，水流溫度為恒溫。

（3）熱交換器芯子水側各層流道結構相同。

（4）忽略出水管上水溫傳感器安裝孔的影響。

流動介質不可壓縮，遵守質量守恒定律和動量守恒定律[3]。由于工程問題結構復雜，一般需借助計算機獲得流場的數值解[4]。目前，常用商業CFD流體仿真軟件進行計算求解。

2.2 網格劃分及邊界條件

根據熱交換器結構進行網格劃分，分為熱交換器芯子模塊、進水管模塊和出水管模塊。進水管和出水管常采用直管和彎管兩種形式，對應的網格模型見圖2。經統計，直管形式熱交換器網格數量為261萬，彎管形式熱交換器網格數量為262萬。

根據分析工況，確定入口邊界條件為速度入口邊界[5]，出口邊界選擇壓力出口邊界條件，且出口為常壓，工作介質為水。

2.3 數值仿真

由于熱交換器內部為典型的湍流流場，該文采用RANS（雷諾時均法）中的標準k-ε湍流模型對熱交換器內流場進行仿真分析，并采用SIMPLE算法進行數值離散求解[3]。

在進水溫度75℃下，分別考察進水流量為9 m3/h、12 m3/h、15 m3/h時熱交換器水側的壓力和速度流場分布情況。下文以進水流量15 m3/h為例，通過提取圖3所示截面熱交換器內部壓力和速度分布云圖，進行詳細分析。

圖4為進水流量15 m3/h時，選取截面上的壓力分布云圖。由圖4（a）和圖4（b）可以看出，入水口處（右側）壓力最高，在出水口（左側）附近存在最低壓力，兩種水管形式下熱交換器內部均存在一定程度的壓力損失。

直管形式下入水口和出水口壓力分布相對較為均勻，流場最高壓力為7.54 kPa，最低壓力為2.75 kPa。彎管形式下入水口和出水口處壓力梯度明顯，流場最高壓力為8.64 kPa，最低壓力為3.38 kPa。同時，彎管形式下熱交換器內部流場平均壓力較直管形式下內部流場平均壓力大，在設計時應予以考慮。

圖5為進水流量15 m3/h時，選取截面上的速度分布云圖。由圖5（a）和圖5（b）可以看出，直管形式和彎管形式下內部流道的速度流場較為一致。直管形式下進水口（右側）和出水口（左側）速度分布較為均勻。由圖5（b）可以看出，彎管形式下進水口位置最小流速約為0.4 m/s，說明該位置有氣泡存在，主要是流體在彎管處產生渦旋現象所致。

表1為不同水流量下熱交換器水側壓降的數值統計結果。可以看出，熱交換器的水側壓降主要集中在熱交換器芯子區域，直管形式下熱交換器芯子壓降的占比約為70%，彎管形式下熱交換器芯子壓降的占比約為60%。將熱交換器水管由直管形式改為彎管形式之后，熱交換器總壓降增大16%左右。

3 試驗對比

3.1 水管形式對水側壓降的影響

圖6為不同水管形式的熱交換器實物圖。直管形式的水管接頭采用不銹鋼管材焊接連接，彎管形式的水管接頭設計為鑄鋼材質，通過卡箍進行連接安裝，可實現360°旋轉。

表2為不同進水流量下，介質為水時，水管形式對熱交換器水側壓降影響的試驗結果。當熱交換器水管采用彎管形式時，相比直管，熱交換器總壓降增幅約為17%～23%，與數值仿真結果相近。

3.2 水管內徑對水側壓降的影響

除水管形式之外，水管內徑也對熱交換器水側壓降有較大影響。圖7試驗對比了介質為50%乙二醇+50%純水時，不同進水流量下彎管水管內徑對熱交換器水阻的影響。由圖可以看出，將水管內徑由50 mm增加至55 mm，熱交換器水側壓降顯著降低。

4 總結

該文以一款液力緩速器熱交換器為研究對象，對熱交換器水側壓降的影響因素進行分析，采用CFD數值仿真技術探討了不同水管形式下熱交換器水側壓降的占比分布，獲得了熱交換器內部水側流道的壓力和速度分布云圖。通過試驗對比分析了熱交換器水管形式與水管內徑對水側壓降的影響，獲得以下結論：

（1）相對直管形式，彎管形式下熱交換器內部水側流場平均壓力較高，且在進水口和出水口區域壓力梯度明顯。同時，由于彎管結構易產生渦旋現象，在進水口位置易產生氣泡。

（2）相同進水流量下，直管形式與彎管形式熱交換器內部水側流道的速度流場較為一致。

（3）熱交換器的水側壓降主要集中在熱交換器芯子區域，直管形式下熱交換器芯子壓降占比約為70%，彎管形式下熱交換器芯子壓降占比約為60%。

（4）將熱交換器水管由直管形式更換為彎管形式后，熱交換器總壓降增大16%左右。

（5）將彎管水管內徑由50 mm增加至55 mm，熱交換器水側壓降顯著降低。

參考文獻

[1]楊世銘， 陶文銓. 傳熱學（第四版）[M]. 北京：高等教育出版社， 2006.

[2]孫博， 李環. 整車散熱系統對液力緩速器持續制動性能的影響[J]. 公路與汽運， 2014（3）： 24-25.

[3]陶文銓. 數值傳熱學（第2版）[M]. 西安：西安交通大學出版社， 2001.

[4]王福軍. 計算流體動力學分析—CFD軟件原理與應用[M]. 北京：清華大學出版社， 2004.

[5]張慶嶺， 李莉. 板式叉-逆-叉流新風換氣機換熱性能仿真[J]. 建筑熱能通風空調， 2013（6）： 82-85.