散热器是汽车发动机冷却系统中必不可少的一部分.其作用是将发动机水套内冷却液所携带的多余热量经过二次热交换,使高温零件的热量在外界强制气流的作用下被空气带走^[1].若汽车发动机温度过高则会导致活塞卡死、零件破裂损坏、积碳、功率降低等问题,影响发动机的经济性甚至发生爆炸;若冷却过度则会导致燃料和功率消耗增加,硫化物与水蒸气凝结为亚硫酸溶液腐蚀零件等问题,故散热器性能的好坏直接影响着发动机性能^[2].随着对汽车散热器尺寸的要求越来越高,其结构有待更进一步的优化和完善,散热器各个参数对其性能的影响都具有研究的意义与价值.因此,本文对管带式汽车散热器进行模拟计算及试验,并且对两者结果进行比较,验证数值模拟的正确性.在此模型基础上对管带式散热器进、出水口位置对散热器换热特性和流动特性的影响进行分析,从而得到两者之间的关系,以便为今后换热器优化提供方向参考. 1 数值模拟 1.1 物理模型的建立

本文研究对象为商用车管带式散热器.散热器芯子长、宽、高分别为638 mm、50 mm和700 mm.散热器由68根水管和69排散热带单排排列组成.水管外侧宽为2 mm,壁厚为0.35 mm.散热带波高为8 mm,波距为3.5 mm,厚度为0.08 mm,开窗角度为27°.水管与散热带均为铝制,相邻依次排列,结构如图 1所示,其中:G为水管外侧宽度;H为散热带波高;W为散热带宽度;B为散热带波距.

图 1

Fig. 1

图 1 管带式散热器结构 Fig. 1 Structure of the ribbon-tubular radiator

根据商用车管带式散热器的实际情况进行一定的假设以简化运算量,即:①流体为定常流动;②散热器两侧流动过程无相变;③空气的密度、黏度和导热系数等物理参数仅与温度相关;④忽略散热器与大气间的热辐射;⑤散热带假设为多孔介质且无化学反应存在.

为保证模拟过程在计算机的计算能力范围内,对散热器模型进行一定简化^[3],以满足其工程实用性,即:①管带式散热器中带百叶窗翅片的波浪形散热带结构简化为多孔介质的长方体,其具体参数参考了相关文献^{[4, 5]} 并通过相关计算得到;②散热器水管壁简化成相应厚度的双侧壁面以减少固体网格数量. 1.3 计算方法与边界条件

经过简化后,利用GAMBIT软件进行几何建模等前处理,获得的计算模型如图 2所示,后侧部分为空气流域.散热器芯子部分和空气流域结构采用Map法划分生成六面体结构化网格,散热器水室部分则采用Cooper法划分.将网格密度逐步增加直至计算结果不再变化,此密度值即被设定为模型的网格密度.利用FLUENT软件进行求解,采用有限体积法将非线性偏微分方程转变为网格单元上的线性代数方程,然后通过求解线性方程组得出流场的解.采用基于压力的求解器进行控制方程的求解,SIMPLE法耦合压力-速度,采用RNG κ-ε模型进行模拟^{[6, 7]}.

图 2

Fig. 2

图 2 散热器模型 Fig. 2 The numerical model of the radiator

散热器进风口和进水口采用速度入口边界条件,速度方向与入口平面垂直.散热器出水口和出风口采用压力出口边界条件.壁面采用热力学边界条件,空气通道外壁和水室外壁设定为绝热,水管壁简化为双侧壁面,在计算中选择耦合正反侧面. 2 数值模拟结果及分析 2.1 进、出水口位置的影响

改变已建立的散热器模型的进、出水口位置,变动情况如表 1所示,其中,A~F分别表示相对应的散热器结构,X_i和X_o分别为进水口及出水口中心与散热器垂直中心轴的距离.

表 1(Table 1)

表 1 散热器进、出水口位置 Tab. 1 Position of the radiator water inlet and outlet 结 构 Xi/mm Xo/mm 结 构 Xi/mm Xo/mm A型 87.5 291 D型 250.0 291.0 B型 0 291 E型 87.5 87.5 C型 0 0 F型 0 87.5

表 1 散热器进、出水口位置 Tab. 1 Position of the radiator water inlet and outlet

模拟计算得到A~F型散热器在不同工况下的进、出水口温差,结果如表 2所示.在工程应用中,评价汽车散热器换热性能的主要指标为其散热能力.在相同工况下,汽车散热器进、出水口温差越大,则其散热能力越好.由表 2可知,在相同工况下,D型散热器进、出水口温差最小;而B型散热器进、出水口温差最大,换热效果最理想.

表 2(Table 2)

表 2 不同结构的散热器进、出水口温差的模拟值 Tab. 2 Numerical results for water temperature difference for radiators with different water inlet and outlet 进风速度/ (m·s-1) 进水流量/ (kg·s-1) 进、出水口温差的模拟值/℃ A型 B型 C型 D型 E型 F型 4 4 7.01 7.03 6.73 6.64 6.73 6.74 6 4 9.30 9.42 9.02 8.85 9.02 9.02 8 4 10.86 11.07 10.60 10.36 10.59 10.61 10 4 12.02 12.30 11.78 11.49 11.76 11.79 4 6 4.99 4.97 4.77 4.70 4.76 4.76 6 6 6.72 6.74 6.49 6.37 6.48 6.49 8 6 7.99 8.07 7.76 7.59 7.76 7.76 10 6 9.02 9.16 8.82 8.61 8.81 8.82

表 2 不同结构的散热器进、出水口温差的模拟值 Tab. 2 Numerical results for water temperature difference for radiators with different water inlet and outlet

汽车散热器的进、出水口位置的改变引起了散热器水管流道中水流量分布的变化,一定程度上影响散热器的散热性能.本文仅对进水流量为4 kg·s^-1时各种结构散热器的水管流量分配进行模拟.为了更直观地体现各散热器水管流道中水流量分布的变化,引入流量分配均匀系数^[8]作为表征汽车散热器流动性能的参数.流量分配均匀系数越小则表示流量分配越均匀,其计算式为

计算得到进水流量为4 kg·s^-1时各种结构散热器的流量分配均匀性系数,结果如表 3所示.其中,D型散热器的流量分配均匀性系数最高,即分配最不均匀;而B型散热器的流量分配均匀性系数最低,即分配最为均匀.

表 3(Table 3)

表 3 流量分配均匀性系数 Tab. 3 The uniformity coefficient of flow distribution 结 构 A型 B型 C型 D型 E型 F型 CG 1.38 1.12 1.16 2.64 1.39 1.27

表 3 流量分配均匀性系数 Tab. 3 The uniformity coefficient of flow distribution

从表 3可知,进、出水口位置会对散热器流量分配均匀性以及换热性能产生一定的影响.在出水口位置固定时,进水口位置越靠近散热器垂直中心轴,则流量分配越均匀,换热性能越好.反之,在进水口位置固定时,出水口位置越远离散热器垂直中心轴,则流量分配越均匀,换热性能越好.在进水口或出水口固定时,散热器的换热性能与流量分配均匀性成正比,可作为表征换热性能的指标,但在进、出水口位置皆不确定时,流量分配均匀性则不能作为表征换热性能的指标,只能作为参考. 2.2 水管排数的影响

对A型散热器结构进行一定的改变,在原有单排水管基础上增加一排水管进行模拟,并将两者模拟值进行比较,如表 4所示.

表 4(Table 4)

表 4 不同水管排数的散热器模拟值 Tab. 4 Numerical results for radiators with different tube row numbers 进风速度/ (m·s-1) 进水流量/ (kg·s-1) 水管进、出水口温差/℃ 水管风阻/Pa 单排 双排 单排 双排 4 4 7.01 7.64 152.26 302.39 6 4 9.30 10.54 282.12 559.29 8 4 10.86 12.63 434.28 859.95 10 4 12.02 14.24 619.44 1 225.53 4 6 4.99 5.35 152.80 303.46 6 6 6.72 7.52 280.70 556.50 8 6 7.99 9.22 433.42 858.25 10 6 9.02 10.66 624.54 1 235.60

表 4 不同水管排数的散热器模拟值 Tab. 4 Numerical results for radiators with different tube row numbers

从表 4可看出,虽然双排水管的散热器较单排水管而言,换热面积增加了一倍,然而两者进、出水口温差变化却远远没有那么多,却导致风阻增加了将近一倍.双排水管汽车散热器耗材较单排成本翻倍,然而换热性能却未见显著提高.故综合考虑,通过增加水管排数增加散热器换热效率的做法并不适合. 3 试验研究 3.1 试验系统

本文采用的传热风洞试验系统如图 3所示.该试验系统由常温、常压空气系统及水循环系统组成.前者为风洞主体,从进风口到试验段皆为正方形,尾段呈圆 形;后者在试验中作为热源模拟汽车散热器的实际工况.通过变频器调节水泵的水流量,通过电加热器加热水,并通过调功器调节电加热器控制水温.风速由计算机处理差压变送器转换的总、静压差模拟量得到，水流量由涡轮流量计测量,温度则由热电偶数字温度计测得.

图 3

Fig. 3

图 3 风洞试验系统 Fig. 3 Schematic of the wind tunnel experimental setup

在大气压力为101 281 Pa、室温为25.5 ℃、湿度为29.13%下进行了散热器风洞试验,当系统各参数稳定后采集试验数据.测量了进水流量分别为4、6 kg·s^-1时不同风速下A型散热器的进、出水口温差及风阻,并和模拟值进行了对比, 结果如表 5所示.

表 5(Table 5)

表 5 试验与模拟值对比 Tab. 5 Comparison between experimental and numerical data 进风速度/ (m·s-1) 进水流量/ (kg·s-1) 进、出水口温差 风 阻 试验值/℃ 模拟值/℃ 相对误差/% 试验值/Pa 模拟值/Pa 相对误差/% 4 4 6.74 7.01 3.85 149.23 152.26 2.03 6 4 8.92 9.30 4.09 274.45 282.12 2.79 8 4 10.71 10.86 1.38 421.47 434.28 3.04 10 4 11.99 12.02 0.25 583.70 619.44 6.12 4 6 4.78 4.99 4.21 152.86 152.80 0.04 6 6 6.36 6.72 5.36 278.06 280.70 0.95 8 6 7.74 7.99 3.13 427.36 433.42 1.42 10 6 8.63 9.02 4.32 594.88 624.54 4.99

表 5 试验与模拟值对比 Tab. 5 Comparison between experimental and numerical data

将试验值和模拟值进行对比,可得:

(1) 对于进、出水口温差而言,模拟值和试验值的相对误差在10%以内,如:在进风速度为6 m·s^-1、进水流量为6 kg·s^-1时,试验值为6.36 ℃,模拟值为 6.75 ℃,两者的相对误差为5.36%.

(2) 对于风阻而言,模拟值和试验值的相对误差在10%以内,如:在进风速度为10 m·s^-1、进水流量为4 kg·s^-1时,试验值为583.70 Pa,模拟值为619.44 Pa,两者的相对误差为6.12%. 4 结 论

(1) 采用风洞试验台,对不同工况下的汽车散热器进行了换热及流动特性的试验研究,并将试验值和模拟值进行了对比,进、出水口温差及风阻的相对误差均在10%以内,说明数值计算模型选取正确,边界条件设置合理,模拟结果可靠.

(2) 在进水口或出水口固定时,散热器的换热性能与流量分配均匀性成正比,可作为表征换热性能的指标,但在进、出水口位置皆不确定时,流量分配均匀性则不能作为表征换热性能的指标,只能作为参考.

(3) 采用多排水管提高换热的方法换热性能未见显著提高,却会导致风阻及成本成倍增加,故并不适合.