翅片管换热器
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并联结构换热器模块中冷却空气流量的分配点击：2000 日期：[ 2014-04-26 22:21:14 ] |
| 并联结构换热器模块中冷却空气流量的分配 1.张毅 1.俞小莉 1.陆国栋 2.夏立峰 （１浙江大学机械与能源工程学院，杭州 ３１００２７； ２浙江银轮机械股份有限公司，天台 ３１７２００） ［摘要］为提高车辆换热器模块的匹配设计能力，针对冷却风在并联结构换热器模块中的流量分配进行数值模拟和试验研究。在计算中把复杂的翅片结构简化为多孔介质模型，并采用ＲＮＧｋε湍流模型进行模拟。通过换热器模块的风洞试验对数值计算结果进行验证。结果表明由于各换热器的阻力特性不同，流量的分配与设计时的理想状态存在较大的差异，阻力小的换热器中风速高，相对流量变大。 关键词：并联结构换热器模块，流量分配，多孔介质模型，数值模拟 １ 前言 由于车辆动力性、环保性和舒适性等方面的要求，使得车辆上的换热器越来越多，如水散热器、中冷器、ＥＧＲ冷却器、空调冷凝器和蒸发器以及多种油冷器等。通常把各种散热器按照串联、并联或者混联方式组合起来布置在冷却空气流道中，由于流动阻力较大，常常不能达到足够的冷却强度。 换热器的研究与设计，传统上基于相似理论，通过试验获取翅片单元的传热和阻力性能，如ｊ、ｆ因子，并在此基础上通过计算机进行数值计算，从而进行换热器的设计和校核［１－５］。实践表明，这种方法对单个散热器的设计是有效的，但对于多散热器联合布置时的模块化匹配设计的指导作用并不理想，而且由于该方法是基于试验和经验的集总参数模型，难以反映空气在换热器间的流动细节。 Ｔａｙｌｏｒ和Ｃｈｕ［６］通过试验研究发现，在换热器及其安装布置等条件确定后，散热量主要与冷却气流的流量有关，流动的均匀性对性能的影响不大，但是当时车辆上的换热器较少，其布置方式简单，对通过多换热器并联布置时的流量分配没有讨论。Ｗｉｌｌｉａｍｓ［７］提出了换热器的流量与性能的关系。这些研究主要针对单个散热器，且主要研究了流量与性能的关系，没有对影响流量的因素进行深入探讨。从文献［８－１０］可见，近年来国外比较重视散热系统的模块化，比如考虑散热器合并，把多个散热器并联布置，以减少前排散热器对后排散热器的影响，但从文献中难以看出系统匹配设计的原则和具体过程。国内的散热器公司在设计中往往仅注意单个散热器的设计，对多换热器匹配设计的经验欠缺，使得系统集成后出现各种各样的问题。针对这种现状，浙江大学在整车散热器组优化匹配设计问题上进行了初步的理论与试验研究［１１－１４］。由于影响散热器模块性能的因素众多，文中主要就冷却空气在两并联布置的散热器之间的分配问题，通过数值模拟和试验研究进行初步探讨。 ２ 物理模型 ２.１ 控制方程 在初始计算时不考虑传热，只考虑流动，由于通过换热器的压力变化在５００Ｐａ以内，与大气压力相比很小，空气的密度变化可以忽略，假设空气为不可压缩气体；在风洞试验和实车上，通过散热器的空气流动为强迫对流运动，可以忽略重力的影响；由于冷却空气侧的翅片结构目前尚不能完全按照实际模型进行计算，必须对冷却风道结构作适当简化，把风道简化为多孔介质芯体，也就是在动量方程中添加一个源项Ｓｕｊ，即在芯体部分施加一个分布阻力。描述气体流动的连续性方程和动量方程如下： 式中ｕｉ、ｕｊ为方向ｉ、ｊ上的流体速度；ｐ为流体静压力；τｊｉ为流体的应力张量，见式（３）；Ｓｕｊ为多孔介质中定义的动量源项，见式（４）。 式中μ为流体黏度；δｉｊ为克罗内克算子，当ｉ＝ｊ时，δｉｊ＝１，否则δｉｊ＝０；α为渗透性，描述多孔介质中流体从方向ｊ到方向ｉ的通过性；Ｃ为惯性阻力系数，可以看成沿着流动方向每一单位长度的损失系数；ρ为流体密度。文中采用ＲＮＧｋε双方程湍流模型模拟湍流流动。 ２.２ 物理模型 以某散热器模块中处于第一排并联布置的液压油冷器（ＨＯＣ）和中冷器（ＣＡＣ）为例进行计算。由于研究的是冷却空气的分配问题，可以忽略油道和中冷器中的热空气流道。由于翅片结构复杂，现阶段还难以完全模拟实际的换热器，因此，把液压油冷器的空气侧和中冷器的冷却空气侧简化为多孔介质，分别施加不同的分布阻力。为建模方便，忽略了气道中圆弧过渡以及尖角等结构，把气道简化为长方体，其中中冷器冷却空气侧有４５条散热带，液压油冷却器空气侧有１８条散热带。两换热器的气道简化模型如图１所示，具体尺寸见表１。 采用六面体结构化网格离散物理模型见图２。为保证计算结果与网格无关，在初步计算中，对网格进行加密。计算结果表明，所采用的网格能够获得网格无关解，网格总数为１０４５万左右。 ２.３ 物性参数及边界条件 按照试验测试时的大气情况确定计算时的物性参数。试验环境温度３０℃，大气压力约为０１ＭＰａ忽略湿度对大气物性的影响，冷却空气的动力黏度为１８６×１０－５ｋｇ／（ｍ·ｓ），密度为１１６５ｋｇ／ｍ３。 由表1可知，翘片的高度以及换热器的厚度不同，而且中冷器的翘片尾平直翘片，液压油冷凝空气侧翅片为错位翅片，使得两种换热器冷却空气侧的阻力性能不相同。通过对翅片的计算获得多孔介质模型参数，如表２所示。 进口边界条件和试验时的工况一致，出口为压力出口，壁面为无滑移标准壁面边界条件。收敛条件为各参量的残差小于１０－３。 ３ 计算值与试验结果的对比与分析 ３１ 数值求解和试验结果对比 利用ＣＦＤ软件Ｆｌｕｅｎｔ求解稳态的连续性方程和动量方程，湍流模型为ＲＮＧｋε方程模型，采用有限容积法离散控制方程，控制容积界面物理量应用二阶迎风格式获得，流体的压力速度修正采用ＳＩＭＰＬＥＣ算法。计算所得的散热器压降数据和流量分配结果见表３。 为验证计算的可靠性，对散热器模块进行风洞试验。调整风机的电机转速，使通过散热器模块的风量达到试验方案的要求，利用测压元件得到散热器模块冷却空气侧的压降，试验结果见表３。 由表３可知，压降的计算值和测试值符合较好，最大偏差为－８５％。导致偏差较大的原因是在计算表２中的参数时，对翅片结构进行了一定简化，以及由于制造的原因使得翅片与理想结构有一定偏差，而且在计算过程中必然引入计算误差。另外，由于在试验的冷却风流量范围内，气体流动的Ｒｅ数在４００～３０００以内，都采用ＲＮＧｋε湍流模型进行计算也可能造成误差，要想降低计算偏差，需要对模型的选择做进一步的研究，比如对过渡流模型进行研究。尽管存在一定偏差，但对于工程计算来说，基本符合要求。结果说明计算模型中的参数较为可靠，模型较为准确，ＣＦＤ可以作为散热器模块匹配设计的重要工具。 由于冷却空气流量直接影响散热器的性能，流量分配的偏差可能导致换热器的匹配存在问题。由表３可知，在试验的风速范围内，通过计算得到的通过ＨＯＣ的冷却空气流量所占比率一直变化，但都小于２３％。目前，在模块设计时往往没有仔细考虑流量的分配问题，通常按一定假设进行粗略估计。例如，按正面积之比分配，则通过ＨＯＣ的气流量占总流量的２８３％；按散热器通孔率之比分配，则通过ＨＯＣ的气流量占３２％；按冷却空气通过两换热器后的平均温升相等计算，则通过ＨＯＣ的流量占３７９％。这些假设流量分配值比计算值高５％～１５％左右，有可能使并联结构式换热器中一个散热过多，一个散热不足。在所研究的模块中，尽管ＨＯＣ的流量比假设值小，但换热量仍然满足设计要求，说明ＨＯＣ的设计余量较大，可进一步进行优化设计。 ３２ 原因分析 为了了解不同阻力性能换热器的流量分配的细节，对质量流量为４４ｋｇ／ｓ的计算结果进行分析。顺冷却风流动方向在Ｚ＝４００ｍｍ处取一截面，得到截面上的速度矢量图（图３）。由图３可知，在换热器冷却空气进口上游区域，部分空气向ＣＡＣ方向流动，使得ＣＡＣ气道中空气的流速比ＨＯＣ气道中的流速高，导致流过ＨＯＣ的冷却空气流量所占比率变小。其主要原因是由于在相同风速下ＣＡＣ的空气阻力比ＨＯＣ的小。 ＣＡＣ下游的冷却空气流速也明显比ＨＯＣ的流速高，这又对处于下游的换热器造成重要影响，这在换热器模块设计中也是值得重视的。 由表３的数据可知，随着流量的增大，流过ＨＯＣ的冷却空气所占比率逐渐增大，说明ＨＯＣ和ＣＡＣ的气侧阻力性能随风量的变化规律不协调，使得在工作范围内，流量的分配并不是一成不变的。由于试验和计算的散热器的数量还不足以得出流量分配与阻力等影响因素的经验关系式，因此需要对散热器模块在工作的流量范围内的流量分配问题做进一步的研究。 通过以上的分析可以初步得出，在设计并联结构的换热器模块时，为减少流量分配对性能的影响，在保证换热器满足车辆在各种工况冷却需求的前提下，应该尽量保证每个散热器的阻力性能基本一致，比如选择相同的翅片，保证散热器的厚度一致等，以减少设计的复杂程度。 ４ 结论 针对影响因素复杂的并联结构换热器流量分配问题，把具有复杂翅片换热器的空气侧简化为多孔介质，并分别施加不同的分布阻力，通过ＣＦＤ软件进行计算，其结果与风洞试验结果的误差在８５％以内。结果表明，利用ＣＦＤ工具进行并联结构式换热器模块的优化设计是可行的，它可以提高对散热器模块内空气流动细节的认识，有利于减少试制和试验次数，缩短匹配设计周期和降低成本。 并联结构式换热器冷却空气侧的阻力性能不同，使得冷却空气在不同换热器之间的分配关系比较复杂。目前的研究表明，阻力较小的换热器中空气流速较高，总体趋势是使换热器两侧的压差ΔＰ基本一致，但仍需更深入的试验研究和验证。 |
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