散熱管型對汽車散熱器傳熱性能的影響研究

李太科，黃 瑛

（貴州大學機械工程學院，貴州 貴陽 550025）

1 引言

散熱器作為汽車發動機最重要的零部件之一被廣泛應用于汽車行業，由于汽車散熱器的工作環境惡劣以及各類高科技產品在汽車上的應用，對汽車散熱器傳熱性能提出了更高的要求［1］。提高散熱器的傳熱性能通常有兩種最有效的途徑：（1）改進散熱片設計；（2）改進散熱管設計。散熱管的結構形狀對散熱器的換熱性能有著顯著影響，通過改變散熱管的管型結構，可減小管的當量直徑，提高管內換熱效率，提高管內流通面積，降低阻力，從而使得汽車散熱器的換熱性能得以提升。

散熱管研究方面，文獻［2］運用CFD對汽車散熱器幾何結構對散熱系能影響進行了定性分析，對圓管和橢圓管的管型進行了比較分析，從溫度場分布顯示，橢圓管的換熱性能都要比圓管好。文獻［3］對橢圓管和圓管的流動與傳熱規律做了三維數值研究，結果表明兩者在當量直徑、翅片厚度、表面積相同的情況下，表面換熱系數相差不大，但相同翅片間距下，圓管的流動阻力高于橢圓管。文獻［4-6］以水為工質，對圓管和三種不同規格的扁管做了傳熱和流阻實驗，試驗結果表明，同等換熱條件下，扁管的管內換熱系數大于圓管，說明扁管具有更好的強化傳熱效果，但同時壓降也大于圓管，換熱系數和壓降隨扁管的壓扁程度的增大而增大，表明在選擇扁管的壓扁程度應該同時考慮其換熱系數和壓降所帶來的影響。文獻［7］研究了管型的截面形狀對換熱性能的影響，研究結果表明，橢圓管的換熱性能優于普通的圓管，且隨著橢圓管圓度的降低其換熱器的熱力學性能越好。文獻［8］通過改變散熱管的截面形狀提出收腰型散熱管，利用FLUENT軟件對扁管和收腰管的傳熱特性和阻力特性進行了仿真模擬，結果表明，所提出的收腰管型與扁管相比具有更高的換熱系數。

通過實驗法對散熱器的散熱性能進行優化研究會花費大量人力、物力和財力，且完成周期長、成本高。此外，大多數研究者對散熱管管型的傳熱性能研究分析只針對散熱管的單一側，并且所研究的管型種類單一，對新型收腰管的研究也較少。

因此采用數值模擬對汽車散熱器的散熱性能進行研究，考慮到數值模擬的準確性，首先建立散熱管管內和管外的數值計算模型，對網格數量和質量進行無關性檢驗。然后對圓管、橢圓管、扁管和收腰管4種散熱管型進行仿真，從溫度場、速度場、性能參數等比較分析，研究散熱管型對管內和管外的流體流動及傳熱特性影響。最后通過綜合評價因子比較不同散熱管型的綜合傳熱性能，其結果對設計出更好的散熱管具有參考意義。

2 數值建模

2.1 幾何模型的建立

根據汽車散熱器常用的散熱管型，控制冷卻液入口的橫截面積一致，對四種不同散熱管管內、管外以及散熱管進行了三維數值建模。4種不同散熱管的模型單元尺寸，如表1所示。4種不同散熱管型橫截面示意圖，如圖1所示。

圖1 管型截面示意圖Fig.1 Schematic Diagram of Pipe Section

表1 散熱管仿真模擬幾何尺寸Tab.1 Simulation Geometry of Heat Sink

2.2 管內外計算模型及邊界條件

在不考慮散熱器翅片復雜結構情況下，以水作為冷卻液，定性分析散熱管管內和管外的流動換熱情況，假設水和空氣為不可壓縮流體，物性參數為constant，流動為定常流動，忽略重力的影響。管內和管外數值計算區域（以收腰管為例），如圖2所示。

圖2 管內外流動數值計算模型Fig.2 Numerical Calculation Model of Flow Inside and Outside the Tube

具體邊界條件設定如下：

入口邊界條件：管內和管外入口均設定為速度入口邊界條件，管內水的溫度設為353K，管外空氣的溫度設為293K，每次模擬只改變水流和風的入口速度，水流入口速度為（1～3）m/s五個工況點，空氣入口風速為（2～12）m/s六個工況點；

出口邊界條件：出口條件均設定為壓力出口邊界條件，為一個標準大氣壓；

固體壁面邊界條件：管內壁設定為耦合面，其余面設定為壁面邊界條件。

2.3 控制方程和網格無關性檢驗

2.3.1 控制方程

模型的計算區域分別為管內水和管外空氣的流體區域以及散熱管的固體區域，計算中采用到三個基本控制方程，分別為質量守恒方程、動量守恒方程和能量守恒方程［9］。

質量守恒方程：

動量守恒方程：

能量守恒方程：

式中：ρ—密度；t—時間；u、v、w—速度矢量u在x、y、z方向上的矢量；μ—動力粘度；p—流體微元體上的壓力；S、uS、vSw—動量守恒方程的廣義源項；Cp—比熱容；T—溫度；k—流體的傳熱系數；ST—流體的內熱源。

2.3.2 網格質量和無關性檢驗

流體仿真計算中網格質量直接影響結果的可靠性和準確性，查閱大量對流體研究的文獻發現，缺少對網格無關性檢驗的詳細數據說明。以收腰管管內的數值模擬為例，觀察不同網格數量對管內流體性能參數的影響。

網格主要采用六面體網格，在網格劃分的過程中，對局部的網格進行加密，所有的仿真模型網格數量均大于一百萬，網格的質量評價因子Skewness＜0.58，如圖3（a）所示。

圖3 網格質量及網格無關性檢驗Fig.3 Grid Quality and Grid Independence Verification

網格獨立性檢驗將網格數從20000加密至1900000，發現網格加密達到一定程度后，繼續增加網格的數量，仿真結果幾乎無變化，驗證了網格的無關性，如圖3（b）所示。其中，將網格數量逐漸增加到500000甚至更高時，水側出口溫度的變化趨勢趨于穩定，保持在301K左右；進出口壓降和換熱系數隨著網格的加密數值有較小幅度的增加，直到網格數達到400000 時就保持在28Pa和84W/m2·K左右，所變化范圍在允許的誤差范圍內；努賽爾數變化趨勢明顯，隨著網格數的增加，呈下降趨勢，也是在網格達到一定密度后保持穩定，努塞爾數的值穩定在25左右。

3 仿真結果分析及驗證

3.1 散熱管型對管內流動換熱的影響

通過對不同管型管內流動換熱的數值模擬，得到的4種管型在不同水流速度下管內進出口溫差、壓降、換熱系數及綜合評價因子的變化情況，如圖4所示。

圖4 水流速度為（1～3）m/s時管內流動換熱Fig.4 Flow and Heat Transfer in the Tube when the Water Flow Velocity is（1～3）m/s

不同管型的進出口溫差隨水流速度的增加呈下降趨勢，同一水流速度情況下，由于收腰管在4種管型中當量直徑最小，對管內流體造成了較強的擾動作用，使得冷卻液在低速流動過程中與管壁區域的換熱更加充分，進而導致收腰管的進出口溫差始終高于圓管、橢圓管和扁管，從而說明4種管型中收腰管的換熱效能最好，如圖4（a）所示。

壓降是評價汽車散熱器綜合換熱能力的重要因素，水流速度在（1～3）m/s時4種管型進出口壓降的變化情況，如圖4（b）所示。結果顯示，不同管型的管內進出口壓降隨著水流速度的增加而增大，且增幅越來越大。收腰管具有獨特的結構內凹形狀，使得管內流體的流動阻力增加，進而導致收腰管管內進出口壓降高于其他三種管型。

4種散熱管的管內換熱系數隨水流速度的增大而增大，流速相同下，收腰管的換熱系數最大，如圖4（c）所示。數值模擬計算結果顯示，收腰管的最大管內換熱系數分別為圓管、橢圓管和扁管的1.86倍、1.52倍和1.3倍，進而說明散熱管的管型對散熱器的換熱性能有很大影響，收腰管的收腰結構強化了傳熱，在四種管型中強化換熱效果最好。

從前文分析中可以發現，收腰管的進出口溫差以及管內換熱系數都高于其他管型，這有利于提高散熱器的換熱能力，但同時壓降也高于其他管型，這將浪費發動機的較大功率，對汽車散熱器的綜合換熱性能不利，為了評價散熱管型的綜合換熱性能，利用綜合評價因子比較不同管型對管內流體強化傳熱的影響。其綜合評價因子的計算式子如下。

式中：Nu、0ξ0—圓管內流體平均努塞爾數和流道的平均阻力系數；N、uζ—橢圓管、扁管和收腰管的管內流體平均努塞爾數和流道的平均阻力系數。

平均阻力系數的計算公式為：

式中：ΔP—管內的進出口壓降，Pa；de—各個管型的當量直徑，mm；L—通道長度，mm。

由綜合評價因子計算式可知，倘若η>1，該管型就比圓管的綜合換熱性能好，倘若η<1，則該管型就比圓管的綜合換熱性能差。橢圓管、扁管和收腰管的綜合評價因子均大于1，如圖4（d）所示。說明這3種管型的綜合換熱性能都好于圓管，其中可以看出收腰管的綜合換熱效果明顯好于其他管型。

3.2 散熱管型對管外流動換熱的影響

3.2.1 散熱管型對溫度場的影響

從散熱管型對管內的流動換熱分析可知，收腰管的結構對于強化傳熱具有很好的效果，但是散熱器在工作過程中，流動換熱主要集中在空氣側，因此，對散熱管型管外的流動換熱研究是必不可少的。

在對管外的仿真模擬中，同一等值面上的溫度云圖，如圖5所示。可以發現，收腰管的尾跡線高溫部分較于其他管型較長，說明空氣能更多的帶走收腰型散熱管管外的熱量，主要原因在于收腰管的內凹結構，加強了對來流空氣的擾動，使得管壁外周的溫度上升區域明顯大于其他管型。仿真計算結果得出，當進口空氣溫度為293k 時，空氣流場出口的平均表面溫度收腰管為304.38k，圓管、橢圓管和扁管分別為299.63k、300.74k和303.26k。收腰管的出口風溫在4種管型中最高，原因是在散熱管橫截面相等下，收腰管的外沿周長大于圓管、橢圓管和扁管，相同工況下，收腰管管外的散熱面積最大，帶走的熱量最多，圓管的周長最小，帶走的熱量最少。

圖5 等值面上不同散熱管管外的溫度云圖Fig.5 Temperature Nephogram of Outside the Tube of Different Cooling Tubes on Isosurface

3.2.2 散熱管型對速度場的影響

風速為2m/s時，同一等值面上不同散熱管管外的速度矢量圖，如圖6所示。可以看出，當空氣流經散熱管，因為受到散熱管阻擋作用，速度明顯增大，散熱管使得空氣的流動區域被減小，在入口處附近空氣流速均有明顯的增大，由于管型結構的不同對來流空氣的阻礙作用不同。

圖6 等值面上不同散熱管管外的速度矢量圖Fig.6 Velocity Vector Diagram of Outside the Tube of Different Cooling Tubes on Isosurface

收腰管由于管壁內凹，改變了空氣原本的平行流動狀態，使其流動方向發生改變，并使空氣流速降低，出現了局部的紊流區域，從而空氣在管壁周圍駐留的時間更長，強化了散熱管管外的換熱能力，從而換熱效果在4種散熱管型中最佳。

3.2.3 管型對管外流動特性的影響

由于圓管的管型結構對來流空氣的阻礙較為強烈，使其散熱管管外的壓降遠遠高于其他管型，壓降越高，散熱器的換熱性能越低，如圖7（a）所示。另外，可以發現，收腰管由于奇異的管型結構壓降高于橢圓管和扁管，但是當風速為（2～6）m/s時相差不大。

努塞爾數可直接表征換熱面換熱能力的高低［10］，4種散熱管的努塞爾數都隨進口風速的增加呈上升趨勢，增長幅度逐漸減小，如圖7（b）所示。其中，收腰管的努塞爾數較于其他管型在同等風速下最高。計算結果表明，當風速為2m/s時，收腰管的努塞爾數高出圓管、橢圓管、扁管分別為30.6%、28.5%、20.7%。原因是收腰型散熱管由于其特殊的收腰結構，加強了對與其流場的擾動，并且收腰管的散熱面積比圓管、橢圓管和扁管的都要大，進而導致了收腰管的努塞爾數在4種管型中最高，從而表明收腰管的表面換熱效果為4種管型中最佳。

橢圓管、扁管和收腰管的強化傳熱綜合評價因子都大于1，如圖7（c）所示。表明其傳熱性能都高于圓管，其中收腰型散熱管的綜合評價因子最高，說明其換熱效果最好，原因是在同等通流截面積下，收腰管當量直徑在四種管型中最小，濕周長最長，空氣側散熱的表面積最大，對管外空氣的擾動程度高。從而表明，在同等工況下，改變散熱管的橫截面形狀，對提高其綜合換熱性能是可行的。

3.3 仿真結果驗證

由于同時對多種管型以及同時針對管內外的研究較少，因而對仿真結果的驗證采取對多篇參考文獻的仿真結果進行對比驗證的方式，從而說明仿真結果的真實性和可靠性。管內方面：圓管和橢圓管管內進出口溫差的仿真結果與文獻［2］中結果較為吻合，進出口溫差在3K左右，驗證了仿真結果的真實性和可靠性，同時也更加說明了橢圓管的強化傳熱效果要好于普通圓管。管內扁管的換熱系數平均為圓管的1.28倍，仿真結果在文獻［4］中結果的變化范圍內，并且管內扁管與圓管的壓降與該文獻中仿真結果較為吻合，驗證了仿真模擬的真實性和可靠性。扁管和圓管管內的仿真結果同時與文獻［6］中結果較為吻合，在管內進出口溫差、換熱系數、壓降等方面變化趨勢均一致，從而驗證了仿真結果的可靠性。在管外方面：仿真結果從速度場、溫度場、換熱系數、壓降以及綜合評價因子方面的仿真結果顯示，與文獻［8］中呈現結果一致，說明收腰管與扁管比較綜合換熱能力更好，同時也驗證了數值模擬的準確性。

綜上所述，本次仿真模擬的結果具有真實性和可靠性，并且參照相關參考文獻可得出一與仿真結果一致的結論為，散熱管型的強化換熱能力：收腰管>扁管>橢圓管>圓管。

4 結論

根據管型結構是影響汽車散熱器換熱系能的因素，對比分析圓管、橢圓管、扁管和收腰管四種不同管型在相同工況下管內和管外的流動換熱性能，并運用綜合評價因子對其評價。結果表明：

（1）在散熱管的管內和管外，收腰管相較于圓管、橢圓管和扁管的換熱性能都有較大的提升。

（2）收腰管的異型結構使得冷卻液來流流向發生較大改變，在換熱性能提高的同時，也帶來了壓降的上升。

（3）收腰管的管內管外綜合評價因子在四種管型中均為最高，綜合換熱性能優于其他三種管型。

（4）改變散熱管的管型結構，對于散熱器的綜合傳熱性能都由較大的提高，驗證了收腰管結構設計對強化傳熱的有效性和可行性。