工程车辆散热器的传热特性分析与结构优化

钱学成, 刘佳鑫,2，李建功*，程 亮，张宝斌

(1.华北理工大学机械工程学院,唐山 063210；2.华中科技大学能源与动力工程学院, 武汉 430074)

随着社会的飞速发展,工程车辆的工作条件变得更加严苛,它不仅要适应各种恶劣的工况,而且为了保证车辆能够平稳工作,它还要有足够的散热能力来消除大功率柴油机带来的过热问题。因此,工程车辆散热器散热性能的改善显得尤为重要。

目前,散热器散热性能的改善主要集中在翅片、涡发生器和热管等的研究。其中，翅片的研究主要是为了增加散热器的换热面积和改善内部空气流动状态从而增加散热量；涡发生器主要是对散热器内部的空气进行扰流,使局部热交换进行的更加充分；热管的研究主要是降低散热器内部的空气阻力和增强局部热交换。针对不同的改善机理,许多学者对散热器性能的优化做了多方面的研究。

张敏等[1]为了提高板翅式散热器的传热性能,采用遗传算法对锯齿翅片的结构参数进行了多目标优化,在摩擦因子小幅上升的情况下,其综合评价因子显著提升。Habibian等[2]通过数值计算的方法对百叶窗翅片的传热性能进行了研究,仿真结果显示百叶窗与空气接触后会在百叶窗附近形成涡流,涡流的出现使得散热器局部的热交换更加充分,散热性能显著提升。马秀勤等[3]采用模拟仿真的方法对百叶窗散热器翅片的4个主要结构参数进行分析,得出百叶窗角度对散热器性能影响最大, 而百叶窗间距对散热器性能影响最小,并在此基础上对翅片进行优化,优化的翅片结构能够显著提高空气侧传热。Song等[4]采用数值模拟的方法研究了两种弯曲三角翼型涡发生器对散热器传热性能的影响,相比于普通平面三角翼型涡发生器,新型涡发生器产生的涡流显著,更有助于散热。Mohammad等[5]通过对带有突点的纵向涡发生器进行数值模拟,研究了平行板翅式换热器的强化传热问题,结果表明,凸点涡发生器可以同时产生多个相互作用的涡流,以低压降为代价强化对流换热。

散热器中热管形状的改变可导致散热器内部压力损失的变化或局部热交换的改善,近年来,一些研究者通过优化热管来提升散热器性能进行了一系列的研究。冯少聪等[6]为提高某工程车辆散热器的散热性能,在保证换热面积的前提下,选用美国国家航空咨询委员会(national advisory committee for aeronautics,NACA)翼型热管代替原始扁平管,由于翼型的低阻特性导致压力损失大幅下降,散热器的综合性能得到改善。赵津等[7]采用一种收腰型散热管代替原始扁平管,通过数值分析得知,收腰型散热管能显著改变空气绕流时的流动状态,形成涡流,增强局部传热效果,有利于提高其综合性能。刘亚东等[8]通过在散热器扁平管尾部安装锯齿形涡发生器,使得气流在热管尾部形成马蹄涡,从而改善了扁平管尾部的热交换,使散热器的性能显著提升。

综上所述,改变散热器内部的空气流动状态,改善散热器的局部热交换,能够有效提升散热器性能。本文结合中国某工程车辆,采用计算流体力学(computational fluid dynamics, CFD)对其所使用的散热器单元进行分析,在热管外壁引入导流结构作为新特征,对比改进前后散热器单元体空气侧性能,分析导流结构各参数对换热系数与压力损失的影响,结合正交试验与信噪比优化导流结构,旨在为车用散热器的优化提供一种新的经验认知。

1 控制方程和数值计算

1.1 控制方程

控制方程分别为动量守恒方程、能量守恒方程和质量守恒方程。

动量守恒方程为

(1)

式(1)中:ρ为密度；U为速度矢量；η为流体动力黏度；p为压强；t为时间；u、v和ω分别为U在x、y和z方向上的分量；

其中λ为导热系数。

能量守恒方程为

(2)

式(2)中:T为流体温度；h为换热系数；Cp为流体定压比热容；ST为黏性耗散项。

质量守恒方程为

(3)

根据生产商提供的数据建立散热器模型,散热器结构如图1所示,其具体参数详见文献[9]。

图1 管片式散热器Fig.1 Tube-and-fin radiator

1.2 数值计算

选取散热器单元体进行数值计算,对整个计算区域采用结构性与非结构性网格混合划分,为确保仿真的准确性,在各热管的管壁面和翅片表面设置边界层,部分网格如图2所示。

图2 部分网格示意图Fig.2 Configuration of a partial computational mesh

应用Fluent15.0,采用3D,Pressure Based求解器,在20 000次迭代中,能量方程的残差小于1×10-7时,认为收敛,应用隐式方程求解,进行稳态计算。其他参数条件设置详见文献[10],为确保空气流动的稳定性,根据参考文献[11],扩展了单元体的入口块和出口块,分别为水力直径的1.5倍和5倍,具体的边界参数如图3所示。同时对单元体网格进行无关性检验,最终确定网格数量在800万左右。

图3 边界条件Fig.3 Boundary conditions

仿真结果与文献[12]中的试验数据对比如图4所示。由于受到仪器精度和制造误差的影响,使得仿真结果与试验数据存在差异,但在整体上压力损失与换热系数吻合程度较好,最大差异在5%以内,证明了仿真的准确性。

图4 仿真结果与试验数据Fig.4 Simulation results and experimental data

2 改进散热器的性能分析

2.1 改进模型

工程车辆散热器的工作环境一般都比较恶劣,在改善散热的问题上,一方面需要考虑增大换热量的同时尽可能减小压力损失的增加；另一方面则需要考虑沙尘等因素对散热器进风口及流道的堵塞问题。本文研究的导流结构散热器相比波纹翅片、锯齿翅片和涡发生器等,有效地解决了这类问题。导流结构在增加换热性能的同时,其流动性能较好,对空气的阻力影响不大；导流结构自身的设计特点和安装位置,导致其不容易沉积杂物,有效地降低了散热器的制造与管理成本并增加了散热器的使用寿命；除此之外,导流结构的安装位置与传统涡发生器不同,它是固定在热管外壁而并非翅片上,这便使得导流结构与其他相对于翅片进行改善的研究(如百叶窗翅片等)相结合,为进一步提升散热器的散热性能提供了新的方向与认知。

导流结构由1/4圆和直角三角形构成,具体结构如图5所示。其中,r=1.0 mm为导流结构的半径,长直角边x=2r,h=3.0 mm为导流结构的长度,结构前缘与热管前缘的距离为0.0 mm。

图5 导流结构参数Fig.5 Parameters of diversion structure

根据图5中导流结构的相关参数,在散热器单元体的不同热管外壁处安装导流结构作为新的仿真模型,使用综合评价因子作为性能评价指标[13],得到各模型的仿真结果如表1所示。

表1 各方案的综合评价因子Table 1 Comprehensive evaluation factors of each scheme

由表1可知,导流结构安装在热管1、热管2的外壁时,其散热性能要高于其他方案,原因是热散热器入口处空气流速较快,热管1、热管2外壁处增加的导流结构改善了散热器的热交换,使散热器的散热性能较好。因此将在热管1、热管2外壁处安装导流结构作为改进模型,其具体结构如图6所示。

图6 改进散热器单元体模型Fig.6 Unit model of improved radiator element

2.2 改进散热器单元体仿真结果

选取空气入口速度为6 m/s,对原始散热器单元体和图6所示改进散热器单元体进行数值计算,改进前后单元体的温度与速度对比云图如图7所示。图7(a)为原始与改进散热器单元体的温度对比云图,由于空气与翅片之间的热交换,当空气流入单元体时,改进前后的散热器单元体内都会出现一个温度梯度,随着流程的增加,空气温度逐渐上升的趋势,但是改进模型由于导流结构的加入使得热管1、热管2外壁处的低温区域变小,而热管附近温度较高区域变大,热管附近温度较高区域的增加使得热管周围热交换进行的更加充分,高速的气流可以从该区域带走更多的热量,换热效果更好。

图7 改进前后单元体仿真结果Fig.7 Improved simulation results of front and rear unit

图7(b)为改进前后散热器单元体的速度对比图,在原始与改进模型中,由于在热管交替处空气流道急剧变化,所以散热器内的空气流速在此区域内变化较明显,空气速度都有不同程度的提升。热管外壁处导流结构的加入使得空气流道变窄,导致空气流经此区域时速度大幅提升,由于结构对空气的引导和阻挡作用,导致空气在结构尾部也就是热管壁附近的流速较低,较低的空气流速对该区域的热交换起到了积极的作用,而流道中间的高速气流可以从该区域带走更多的热量,散热器性能得到改善。

图8 改进前后综合评价因子比较Fig.8 Comparison of comprehensive evaluation factor before and after improvement

如图8所示为改进前后散热器单元体的综合评价因子对比图,在2～12 m/s的入口速度范围内,随着空气流速的增加,二者均呈现出下降的趋势,但在各入口风速下,改进模型的综合评价因子始终高于原始模型。当入口风速为2 m/s时,改进前后单元体模型的综合评价因子差异最明显,二者相差12.09%,入口风速为12 m/s时,二者相差最小,为6.73%。这是由于导流结构的加入不仅拓展了散热器与空气的接触面积,而且加快了散热器内部的空气流速,因此热交换进行的更加充分。由于导流结构自身的设计特点对空气的阻力较小,当空气流速较低时,散热器内热交换进行的充分,导流结构对空气流速的提升效果明显,然而当空气流速较高时,导流结构的阻力增大导致压力损失上升,并且对散热器内部空气流速的提升也不明显,这就导致了随着空气流速的增加,改进模型与原始模型的综合评价因子差异越来越小。

3 导流结构参数对散热性能的影响

选择导流结构参数中的长度、半径和位置作为水平参数:半径r选取为0.5、1.0、3.0 mm，长度h选取为0.5、1.5、3.0 mm，位置p选取为0.0、2.9、5.8 mm。其中,位置为导流结构前缘与热管前缘的距离；以图6改进模型的各参数为依据,采用单一变量法建立各散热器单元体模型,并在相同的条件下进行仿真,分析各参数对散热器性能的影响。

3.1 导流结构半径对散热器性能的影响

如图9(a)所示为导流结构半径对散热器单元体压力损失的影响,入口风速为12 m/s时,最大与最小压力损失相差约24.39%；图9(b)中,最大与最小传热系数在入口风速为12 m/s时相差6.10%。这是由于导流结构半径的变化对散热器内空气流动通道的影响较大,随着导流结构半径的增加,空气流道变窄,压力损失上升,但同时扩展了传热面,在结构尾部的缓流区域变大,这导致了随着导流结构半径的增加,散热器的压力损失与换热系数逐渐增大。

图9 半径对散热器性能的影响Fig.9 Effect of radius on radiator performance

3.2 导流结构长度对散热器性能的影响

图10(a)为导流结构长度对压力损失的影响,在2～12 m/s的速度范围内,导流结构长度为3.0 mm时散热器的压力损失最大,长度为0.5 mm时最小,在入口风速为12 m/s时,二者相差5.84%；图10(b)中,最高换热系数相对于最低换热系数,在入口风速为2 m/s和12 m/s时分别高出了2.78%和6.97%。伴随着导流结构长度的增加,使得散热器内部的流动通道逐渐变窄,压力损失随之上升,与此同时,散热器的换热面积增加,而且导流结构尾部的缓流区域增加,这便使得散热器内部的热交换进行的更加充分,使散热器的性能得到改善。

图10 长度对散热器性能的影响Fig.10 Effect of length on radiator performance

3.3 导流结构位置对散热器性能的影响

如图11(a)所示,导流结构的安装位置对散热器压力损失的影响差异不大,总体看来导流结构在位置p=5.8 mm时压力损失最小,p=0 mm时压力损失最大,入口风速为12 m/s时,二者相差4.44%；如图11(b)所示,在3个位置中,p=0 mm时的换热效果最好,p=5.8 mm时效果最差,入口风速为12 m/s时,二者相差2.56%。随着导流结构安装位置与空气入口距离的增加,空气速度降低,导流装置对散热器内速度的提升效果减弱,这导致了散热器的压力损失与换热系数逐渐降低。

图11 位置对散热器性能的影响Fig.11 Effect of position on radiator performance

4 正交试验

正交试验法是采用少数且具有代表性的试验来代替整体试验,可以在极大地降低工作量的前提下获得较为理想的结果。根据导流结构各参数对散热器性能的影响,选用L9(34)正交试验表[14],对导流结构的半径、长度和位置3个参数进行分析,其中安装位置为装置前缘到热管前缘的距离,具体各组合如表2所示。

表2 正交试验表及信噪比Table 2 Orthogonal test and signal-to-noise ratio

对表2中导流结构的各组合在相同的条件下进行数值计算,得到不同入口风速下各组合的综合评价因子如图12所示,为了优化导流结构,从而获取一组散热性能最优的导流结构组合,根据文献[15]对正交试验各组合的综合评价因子进行计算,得到不同水平因素的信噪比如图13所示。通过信噪比分析得到导流结构的最优组合为半径为0.5 mm,长度为3.0 mm,位置为5.8 mm。将最优组合建模并进行数值计算,得到各风速下的综合评价因子如图12所示,最优组合相比其他组合改善效果更为明显。在入口风速为12 m/s时,最优组合的综合评价因子高出原始改进模型约1.62%,高出正交试验中最小的约4.81%。通过对比各种因素信噪比的偏差,可以得出导流结构参数对散热器性能的影响依次为半径最大,长度次之,位置最小。该研究为导流结构在散热器中的应用提供了经验。

图12 正交试验各组合综合评价因子Fig.12 Comprehensive evaluation factors of the orthogonal test

图13 各水平下信噪比变化趋势Fig.13 Trend of signal-to-noise ratio under different levels

5 结论

以中国某型号工程车辆用管片式散热器为研究对象,对其单元体进行数值仿真和试验验证；建立导流结构散热器作为改进模型,并对比改进前后散热器的性能；分析导流结构各参数对散热器性能的影响；结合正交试验与信噪比分析对导流结构进行优化,得到以下结论。

(1)对比仿真结果与试验数据,二者最大偏差在5%以内,验证了仿真的准确性。

(2)在入口风速为12 m/s时,导流结构散热器的综合评价因子高出原始散热器约6.75%。

(3)导流结构的半径对散热器压力损失的影响较大,而长度和位置对压力损失的影响较小；导流结构的半径和长度对换热系数的影响较大,而位置对换热系数的影响较小。

(4)利用正交试验法与信噪比分析相结合,得知当导流结构的半径为0.5 mm、长度为3.0 mm、位置为5.8 mm时散热器散热性能最好,为导流结构的最优组合,该研究不仅可应用于车辆散热器, 也可为其他类型散热器提供参考。