劉明月，沙 毅，王 宇

(浙江科技學(xué)院 機(jī)械與能源工程學(xué)院，杭州 310023)

機(jī)械的本質(zhì)以動為主，這就需要配置電動機(jī)、發(fā)動機(jī)等原動機(jī)。田間移動作業(yè)的收割機(jī)、噴灌機(jī)等農(nóng)業(yè)機(jī)械和部分缺乏電力的農(nóng)副產(chǎn)品加工機(jī)械大多配置發(fā)動機(jī)為原動力。發(fā)動機(jī)一般都配置冷卻系統(tǒng)，發(fā)動機(jī)在所有工況下運(yùn)轉(zhuǎn)時，水套中的冷卻液保持在適當(dāng)?shù)臏囟确秶?一般80～95 ℃)，溫度過低或過高都對發(fā)動機(jī)工作不利。它主要由散熱器、風(fēng)扇、水泵和節(jié)溫器等組成。散熱器作為發(fā)動機(jī)冷卻系統(tǒng)中最重要的部件之一，是在冷卻系統(tǒng)處于大循環(huán)狀態(tài)下，即水溫超過節(jié)溫器設(shè)置溫度70 ℃后主閥門開啟，冷卻液流經(jīng)散熱器將所攜帶的熱量散入大氣以降低溫度[1]。散熱器根據(jù)芯子結(jié)構(gòu)主要分為管帶式和管片式，根據(jù)冷卻管的平置和豎放分為橫流式和縱流式。目前國內(nèi)外大部分研究是針對管帶式散熱器的結(jié)構(gòu)優(yōu)化[2]、傳熱及阻力特性等進(jìn)行的[3-8]，并且大多數(shù)都采用數(shù)值模擬方法進(jìn)行研究，取得了一些成果，但專門針對管帶式散熱器內(nèi)部傳熱及流動特性的研究相對較少[9-11]。本文以465Q型發(fā)動機(jī)管帶縱流式散熱器為研究對象，該機(jī)型是中國早期成功引進(jìn)日本鈴木發(fā)動機(jī)技術(shù)的典范之一，主要用于小型面包車、轎車和工具車等，其整車、發(fā)動機(jī)及冷卻系統(tǒng)配置設(shè)計等均處于優(yōu)等水平。要總結(jié)465Q型發(fā)動機(jī)冷卻系統(tǒng)合理匹配的優(yōu)越性，啟發(fā)創(chuàng)新設(shè)計理念，為今后冷卻系統(tǒng)智能化改造打下基礎(chǔ)，實(shí)現(xiàn)降低油耗的目的，那就要首先進(jìn)行試驗研究，提供理論依據(jù)。本文就是在這樣的背景下對核心部件散熱器自然對流狀況下傳熱性能及內(nèi)部流動展開研究的，進(jìn)而提出了散熱器消耗功率比值和內(nèi)部流動及散熱規(guī)律，故具有一定的工程意義和參考價值。

1 管帶式散熱器結(jié)構(gòu)與計算參數(shù)

1.1 465Q型發(fā)動機(jī)散熱器結(jié)構(gòu)

以465Q型發(fā)動機(jī)散熱器作為研究對象，其主要參數(shù)見表1，幾何模型正面如圖1(a)所示，背面如圖1(b)所示，散熱管流道結(jié)構(gòu)及主要尺寸如圖1(c)所示，散熱器主要組成及幾何尺寸如圖1(d)所示。散熱器上下水室為Q235鐵質(zhì)材料，芯子為ZL102鋁合金材料。散熱管布置形式為雙排平行布置，管形為扁管，散熱管數(shù)量為68；散熱帶數(shù)量為35，厚度為0.08 mm。當(dāng)節(jié)溫器打開時，冷卻液由進(jìn)水口進(jìn)入上水室，上水室的冷卻液通過多根散熱管流入下水室，最后由出水口流出。單根散熱管過流面積A=34.069 mm2；散熱器過流面積S=68A=0.002 316 7 m2。

表1 465Q型發(fā)動機(jī)及冷卻系統(tǒng)主要參數(shù)Table 1 Main parameters of 456Q engine and cooling system

圖1 散熱器結(jié)構(gòu)Fig.1 Radiator structure 1—上水室；2—進(jìn)水口；3—側(cè)護(hù)板；4—散熱器芯；5—出水口；6—下水室；7—放水螺栓。

1.2 散熱器計算參數(shù)

由于目前冷卻液種類較多，其密度、動力黏度等物理參數(shù)難以查找或確定，故本文采用普通清水為研究介質(zhì)，但兩者物理性質(zhì)存在一定的差別。散熱器過流平均速度計算式[12]為：

(1)

式(1)中：qv為散熱器體積流量；S為散熱器內(nèi)流道過流面積。

質(zhì)量流量計算式為：

qm=ρqv。

(2)

式(2)中：ρ為水密度，隨溫度變化。

雷諾數(shù)計算式為：

(3)

式(3)中：dH為扁管當(dāng)量直徑；R為水力半徑；x為過流斷面A上被水濕潤的固壁周線；μ為水的動力黏度，隨溫度變化；當(dāng)Re≤2 320時，散熱管中為層流；當(dāng)Re>2 320時，散熱管中為湍流。

散熱器內(nèi)部流動消耗功率計算式為：

P=qvΔp=qv(p1-p2)。

(4)

式(4)中：Δp為散熱器進(jìn)出口壓強(qiáng)差。

散熱器散熱量計算式[13-14]為：

Q=CpqmΔt=Cpqm(t1-t2)。

(5)

式(5)中：Cp為水定壓比熱容；Δt散熱器進(jìn)出口水溫差。

散熱器消耗功率與散熱量量綱相同，本文將其無因次比值定義為壓熱效率，計算式為：

2 散熱器傳熱及流動特性試驗

2.1 散熱器試驗臺

散熱器性能試驗臺結(jié)構(gòu)如圖2所示，試驗臺主要測量儀器精度見表2。試驗時室溫23 ℃，濕度56%，環(huán)境大氣壓1.011 6×105Pa[15]。

圖2 散熱器性能試驗臺結(jié)構(gòu)Fig.2 Radiator test metering device

表2 主要測量儀器及精度 Table 2 Main measuring meters and precision

2.2 散熱器自然對流性能試驗方案

自然對流就是將所測散熱器安裝在室內(nèi)試驗臺架上，外部無任何空氣對流干擾，即在不涉及實(shí)際車載發(fā)動機(jī)行駛迎風(fēng)和風(fēng)扇強(qiáng)制空氣對流情況下得出的結(jié)果。試驗方案具體步驟為：1)設(shè)定調(diào)節(jié)4項散熱器進(jìn)水口流量qv分別為0.7、1.2、1.7、2.2 m3/h；2)每項流量qv下，再設(shè)定調(diào)節(jié)5項散熱器進(jìn)水口水溫t1分別為70、75、80、85、90 ℃；3)每項工況下，分別讀取散熱器流量qv，進(jìn)水口和出水口的溫度t1、t2及壓強(qiáng)p1、p2；4)分別計算散熱器平均速度v、質(zhì)量流量qm、雷諾數(shù)Re、壓強(qiáng)差Δp、內(nèi)部流動消耗功率P、溫度差Δt、散熱量Q和壓熱效率η等參數(shù)。

2.3 散熱器傳熱及流動特性試驗結(jié)果

表3為散熱器性能測量與計算參數(shù)試驗結(jié)果，圖3(a)為散熱器內(nèi)部流動流量qv與壓強(qiáng)差Δp和消耗功率P的變化規(guī)律；圖3(b)為雷諾數(shù)Re與散熱量Q的變化規(guī)律；圖3(c)為雷諾數(shù)Re與壓熱效率η的變化規(guī)律。

表3 散熱器性能測量與計算參數(shù)(室溫23 ℃)Table 3 Measured and calculated parameters of radiator performance(indoor temperature 23 ℃)

表3(續(xù))

圖3 散熱器性能曲線Fig.3 Radiator performance curves

由表3和圖3可以看出：1)通過散熱器流量越大，進(jìn)出口壓強(qiáng)差愈大，流動損失功率亦愈大，呈近似直線規(guī)律遞增。在等徑管路中，由于流體與管壁及流體本身的內(nèi)部摩擦，產(chǎn)生了沿程阻力。在管道中輸送流體時常要克服沿程阻力而消耗功率。通過散熱器流量增大，管道過流面積不變，流速會增大，根據(jù)牛頓內(nèi)摩擦定律，切應(yīng)力會隨之增大，所以流動損失功率增加。2)進(jìn)口溫度越低，同雷諾數(shù)下散熱量越大，進(jìn)口溫度相同，雷諾數(shù)越大散熱量越小。3)進(jìn)口溫度越低，同雷諾數(shù)下壓熱效率越小，相對散熱量越大，進(jìn)口溫度相同，雷諾數(shù)越大壓熱效率越大，相對散熱量越小[16-17]。散熱器結(jié)構(gòu)成型，其外部與空氣對流的散熱面積是定值。理論上雷諾數(shù)越大，壓熱效率也越高，但散熱器內(nèi)部壓差也越來越大，散熱器內(nèi)部流動消耗功率不斷增大。因此，冷卻液流量不能無限增大，壓差損失功率不容忽視。

散熱器進(jìn)出口內(nèi)徑和面積分別為：di=0.024 m，do=0.028 m，Ai=0.000 452 4 m2，Ao=0.000 615 8 m2；表4為計算參數(shù)。由此可以看出，進(jìn)出口水流雷諾數(shù)均已達(dá)到劇烈湍流的狀態(tài)，這有利于水的混合攪拌。

表4 散熱器進(jìn)出口計算參數(shù)Table 4 Calculated parameters of radiator inlet and outlet

3 散熱器自然對流特性分析

3.1 散熱器性能分析

由表3性能測量與計算參數(shù)經(jīng)過數(shù)值分析可以擬合出散熱器進(jìn)出水口壓強(qiáng)差Δp和內(nèi)部流動損失功率P經(jīng)驗計算公式：

Δp=2qv-0.4，

(6)

(7)

式(6)～(7)中：qv為通過散熱器體積流量，m3/h。

由式(6)～(7)可以看出，散熱器進(jìn)、出水口壓強(qiáng)差Δp與流量呈直線性遞增關(guān)系；流動損失功率P與流量呈拋物線性遞增關(guān)系；當(dāng)流量qv=0時，兩者均應(yīng)該為0，這是由數(shù)值分析經(jīng)驗公式擬合誤差造成的。

擬合出散熱量Q經(jīng)驗約束方程式：

Q=5.073 45-0.045 8t1-4.791 15×10-8Re。

(8)

式(8)中：散熱器t1為進(jìn)水口溫度，℃；Re為散熱器內(nèi)部流動雷諾數(shù)。

由式(8)可以看出，散熱器散熱量Q與進(jìn)水口溫度t1和雷諾數(shù)Re均為直線性遞減關(guān)系。同時擬合出散熱器壓熱效率η經(jīng)驗計算公式：

η=3.151 91×10-8Re2+0.003 29t1-0.314 01。

(9)

由式(9)可以看出，壓熱效率η與進(jìn)水口溫度t1呈直線性遞增關(guān)系，與雷諾數(shù)Re為拋物線性遞增關(guān)系。

3.2 散熱器性能誤差分析

表5 散熱器性能實(shí)測與計算數(shù)據(jù)對比及誤差Table 5 Comparison and error of measured data and calculated data of radiator performance

對比分析可以發(fā)現(xiàn)本文擬合經(jīng)驗公式計算數(shù)據(jù)與實(shí)測數(shù)據(jù)相對誤差最小是0，最大是0.748，說明兩者誤差較小，經(jīng)驗公式逼真度較大。

4 結(jié) 論

通過對管帶縱流式散熱器的傳熱特性及內(nèi)部流動試驗研究后得出以下結(jié)論：

1)管帶縱流式散熱器流量越小，雷諾數(shù)亦越小，同溫下散熱量越大，散熱效果越好，層流散熱效果好于湍流。同流量下，進(jìn)水口溫度越高，散熱量越小散熱效果越差。散熱器內(nèi)部流動不均勻，外部溫度分布不均勻，散熱量也不均勻。

2)正常運(yùn)轉(zhuǎn)下，散熱器內(nèi)部流動的最大消耗功率為2.444 W，發(fā)動機(jī)的額定功率為38.5 kW，經(jīng)過計算得出，散熱器內(nèi)部流動的消耗功率只占發(fā)動機(jī)額定功率的0.006 5%，由于冷卻液黏性大于水，其消耗功率會略大于水介質(zhì)。

3)散熱器的進(jìn)水口和出水口均處于完全湍流流動狀態(tài)。

4)單靠散熱器自然對流換熱一般難以達(dá)到發(fā)動機(jī)散熱要求，故配置風(fēng)扇加強(qiáng)散熱是必要的。

本文經(jīng)過大量的試驗分別繪制出雷諾數(shù)和散熱量、壓熱效率的關(guān)系曲線，并擬合出相關(guān)經(jīng)驗公式，可為今后該型及其他發(fā)動機(jī)冷卻系統(tǒng)的智能化提供參考。