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        基于CFD 的管片式換熱器空氣側(cè)散熱片結(jié)構(gòu)的參數(shù)優(yōu)化?

        2020-12-23 11:50:02陳家浩

        陳家浩 鄧 斌

        (西南交通大學(xué)先進(jìn)驅(qū)動(dòng)節(jié)能技術(shù)教育部工程研究中心 成都 610031)

        1 引言

        無論在工程機(jī)械或日常生活中,管片式換熱器都已經(jīng)成為研究的重點(diǎn),尤其對(duì)于工程機(jī)械,換熱器的換熱性能直接影響到整車能否正常運(yùn)轉(zhuǎn)[1],當(dāng)換熱量不足時(shí),便會(huì)引起發(fā)動(dòng)機(jī)內(nèi)部活塞、活塞環(huán)和缸套發(fā)生咬傷,發(fā)動(dòng)機(jī)便會(huì)過熱,導(dǎo)致充氣系數(shù)下降,燃燒異常,發(fā)動(dòng)機(jī)性能下降[2],因此提高換熱器的換熱性能至關(guān)重要。

        換熱器的翅片種類主要包括平直形、鋸齒形、波紋形、百葉窗等,并且平直翅片具有低壓降的特點(diǎn)[3],考慮到工程機(jī)械的工況比較復(fù)雜,為降低采用復(fù)雜翅片帶來的流道阻塞所帶來的不良影響[4],因此,水箱散熱選用的換熱器的空氣側(cè)翅片主要為平板翅片(如圖1 所示),由于水箱的熱阻主要集中在空氣側(cè),因此強(qiáng)化空氣側(cè)的傳熱為本文研究的重點(diǎn)[5]。董啟軍[6]研究了平直翅片的性能和幾何參數(shù)對(duì)性能的影響。由于傳統(tǒng)的換熱器設(shè)計(jì)和試驗(yàn)既耗時(shí)同時(shí)成本也高,相較于試驗(yàn)研究,CFD 技術(shù)對(duì)壓裂車換熱器的研究具有明顯的優(yōu)勢(shì),不僅可以快速模擬流道內(nèi)部復(fù)雜結(jié)構(gòu)的液體流動(dòng)和傳熱特性[1],同時(shí)還可以大幅度節(jié)約研制費(fèi)用并縮短研發(fā)周期。

        圖1 管片式換熱器

        2 三維幾何模型的建立

        換熱器由冷卻水管和散熱片組成,整體模型較為復(fù)雜,但散熱芯體內(nèi)部的散熱片和水管的排列具有周期性和對(duì)稱性,為加快計(jì)算時(shí)間,對(duì)模型進(jìn)行了簡(jiǎn)化處理,簡(jiǎn)化后的管片式換熱器的結(jié)構(gòu)參數(shù)如圖2所示,其調(diào)整結(jié)構(gòu)參數(shù)見表1。

        圖2 管片式換熱器簡(jiǎn)化模型

        3 數(shù)學(xué)模型

        3.1 控制方程

        假設(shè)在換熱器中冷卻空氣的流動(dòng)為不可壓縮定常流動(dòng),可知流道內(nèi)空氣的流動(dòng)及換熱的控制微分方程如下[7~10]:

        連續(xù)性方程:

        表1 管片式換熱器散熱片參數(shù)

        動(dòng)量方程:

        式中:ρ 為流體密度;ui為流體速度;p 為流體在微元體上的壓力;k 為換熱系數(shù);μ 為動(dòng)力粘度;T為溫度;Cp為定壓比熱。

        由于模型內(nèi)部空氣為湍流,因此采用standardk-ε 模型[11]

        ρ 為空氣密度;μ 為黏性系數(shù);μi為湍流黏性系數(shù);k 為湍流動(dòng)能;ε 為湍流能量耗散率;Gk為紊流動(dòng)能產(chǎn)生率;σk,σε為湍動(dòng)能k 和湍動(dòng)耗散率ε 對(duì)應(yīng)的Prandt1 數(shù),σk=1.0,σε=1.3;Cu,C1ε,C2ε為模型常數(shù),Cu=0.09,C1ε=1.44,C2ε=1.92。

        3.2 邊界條件設(shè)置

        將簡(jiǎn)化后的模型導(dǎo)入Workbench,為減小入口湍流和出口回流的現(xiàn)象,對(duì)入口和出口均做了延伸處理[12],根據(jù)Wang[13]的研究,采用周期性邊界流體模型進(jìn)行計(jì)算,建立了圖3 的流體計(jì)算區(qū)域。由于計(jì)算域較為復(fù)雜,因此采用混合網(wǎng)格進(jìn)行劃分,并且在翅片近壁處采用避免函數(shù)法進(jìn)行了處理,總網(wǎng)格數(shù)為11 萬,節(jié)點(diǎn)為4.7 萬。流體計(jì)算區(qū)域、散熱片和水流道的網(wǎng)格劃分如圖4 所示。經(jīng)網(wǎng)格無關(guān)性驗(yàn)證,網(wǎng)格數(shù)符合計(jì)算精度要求。

        圖3 流體計(jì)算區(qū)域和邊界條件

        圖4 計(jì)算區(qū)域的網(wǎng)格劃分

        3.3 數(shù)值求解

        基于有限體積法的控制方程離散,采用一階迎風(fēng)格式,為解決壓力場(chǎng)檢測(cè)問題,運(yùn)用SIMPLE算法求解[14],通過數(shù)值計(jì)算的數(shù)據(jù),通過計(jì)算得到翅片摩擦因子f和傳熱因子j,同時(shí)還可得出平均努塞爾數(shù)----Nu。

        傳熱因子j:

        式中:Cp為定壓比熱;Pr 為普朗特?cái)?shù);μ 為動(dòng)力粘度;h 為換熱系數(shù);u 為空氣入口速度;ρ 為空氣密度。

        摩擦因子f :

        式中:De為水力直徑;Δp 為空氣側(cè)壓降;L 為空氣掠過的翅片長(zhǎng)度。

        4 仿真結(jié)果及結(jié)果處理

        4.1 仿真結(jié)果圖像

        運(yùn)用fluent 對(duì)空氣側(cè)的計(jì)算結(jié)果進(jìn)行處理,管片式換熱器的仿真結(jié)果云圖如圖5所示。

        圖5 仿真結(jié)果云圖

        由圖5(a)可以看出當(dāng)空氣掠過管道時(shí),氣流速度發(fā)生了明顯下降,但在其他位置時(shí),速度變化范圍較小,在靠近中央部分有明顯的湍流現(xiàn)象;由圖5(b)可知,空氣流經(jīng)水管壁后,溫度明顯上升;圖5(c)中在空氣入口處和水流道接觸地方壓力發(fā)生了驟降,并且壓力沿空氣流動(dòng)方向逐漸下降。

        4.2 結(jié)果分析

        根據(jù)單一變量原則,采用控制變量法和正交試驗(yàn)設(shè)計(jì)的基本思想[15],對(duì)不同結(jié)構(gòu)尺寸的散熱片進(jìn)行了仿真分析。并將得到的數(shù)據(jù)運(yùn)用Matlab 進(jìn)行進(jìn)一步的整合,利用插值原理得到平滑的擬合曲線結(jié)果如圖6所示。

        圖6 0.2mm和0.3mm散熱片厚度下不同節(jié)距翅片的j因子和f因子隨雷諾數(shù)Re的變化

        由圖6(a)可以看出,當(dāng)散熱片厚度為0.2mm時(shí),不同節(jié)距的散熱片的j 因子均隨著雷諾數(shù)的增大而減小,當(dāng)節(jié)距為2.2mm 時(shí),j 因子均為最大,節(jié)距為2.5mm時(shí),j 因子則均為最?。挥蓤D6(b)可知,散熱片厚度在0.3mm 時(shí),不同節(jié)距的散熱片的j 因子同樣隨著雷諾數(shù)的增大而減小,但和0.2mm厚度的散熱片相反,當(dāng)散熱片節(jié)距為2.5mm 時(shí),j 因子最大,節(jié)距在2.0mm~2.3mm 時(shí),j 因子最?。挥蓤D6(c)可以看出,當(dāng)散熱片厚度為0.2mm 時(shí),多種節(jié)距的散熱片的f 因子隨著雷諾數(shù)的增大其下降速率幾乎一致,節(jié)距為2.2mm 時(shí)f 因子最大,節(jié)距為2.5mm 時(shí)f 因子最??;由圖6(d)可知,當(dāng)散熱片厚度為0.3mm時(shí),節(jié)距為2.0mm~2.3mm的散熱片的f因子隨雷諾數(shù)的增大下降速率較為緩慢,節(jié)距為2.5mm的散熱片的f 因子的下降速率明顯較大,但整體而言2.5mm 節(jié)距的散熱片的f 因子遠(yuǎn)高于2.0mm~2.3mm節(jié)距的散熱片的f 因子。

        綜合可得,在散熱片厚度為0.2mm 和0.3mm時(shí),隨著雷諾數(shù)的逐漸增加,多種節(jié)距散熱片的j因子和f 因子均逐漸減小。為進(jìn)一步得到最優(yōu)翅片,結(jié)合圖6(a),(b),(c),(d)中曲線的變化,采用強(qiáng)化傳熱性能的評(píng)價(jià)準(zhǔn)則常用的j f13作為判定標(biāo)準(zhǔn)[16],并觀察j f13相對(duì)于散熱片節(jié)距的變化。

        采用Matlab對(duì)進(jìn)行曲線的繪制,如圖7所示。

        圖7 j f1 3 隨散熱片節(jié)距的變化

        由圖7 可得,當(dāng)散熱片厚度為0.2mm 時(shí),傳熱特性明顯優(yōu)于0.3mm 厚度的散熱片,j f13隨著散熱片節(jié)距的增加,其值先增大后減小,最大值位于2.25mm 附近,用Matlab 對(duì)曲線進(jìn)行四次多項(xiàng)式差值求解得到式(10),分別對(duì)在2.21mm~2.27mm 之間數(shù)據(jù)代入式(10),結(jié)果見表2。

        由表2 明顯可以看出在節(jié)距為2.22 時(shí),j f13取得最大值,散熱片綜合性能最好。

        表2 不同散熱片節(jié)距的j f1 3 數(shù)值

        5 結(jié)語

        通過對(duì)空氣側(cè)翅片的模擬仿真分析,得到了散熱片的傳熱特性和壓降隨雷諾數(shù)的變化趨勢(shì),并且采用CFD 數(shù)值模擬方法大大減少了管片式換熱器的試驗(yàn)成本,縮短了生產(chǎn)周期,同時(shí)對(duì)以后的管片式換熱器的設(shè)計(jì)提供了理論依據(jù)。

        通過Matlab 對(duì)曲線的擬合,得到了j f13判定標(biāo)準(zhǔn)的四次多項(xiàng)式,根據(jù)函數(shù)思想得出了散熱片厚度為0.2mm,節(jié)距為2.22mm 時(shí),散熱片綜合性能最佳。

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