王菲 毛遠志 龐超群

摘要 文章以一款液力緩速器熱交換器為研究對象，對熱交換器水側(cè)壓降的影響因素進行分析，采用CFD數(shù)值仿真技術(shù)探討了不同水管形式下熱交換器水側(cè)壓降的占比分布，獲得了熱交換器內(nèi)部水側(cè)流道的壓力和速度分布云圖，通過試驗對比分析了熱交換器水管形式與水管內(nèi)徑對水側(cè)壓降的影響。結(jié)果表明，相對直管形式，彎管形式下熱交換器內(nèi)部水側(cè)流場平均壓力較高，且在進水口和出水口區(qū)域壓力梯度明顯。熱交換器的水側(cè)壓降主要集中在熱交換器芯子區(qū)域，直管形式和彎管形式下熱交換器芯子壓降的占比分別約為70%和60%，將熱交換器水管由直管形式更換為彎管形式之后，熱交換器總壓降增大16%左右。將彎管水管內(nèi)徑由50 mm增加至55 mm，熱交換器水側(cè)壓降顯著降低。

關鍵詞 熱交換器;壓降;水管;CFD

中圖分類號 U462 文獻標識碼 A 文章編號 2096-8949（2022）12-0053-03

收稿日期：2022-04-27

作者簡介：王菲（1987—），女，碩士，工程師，研究方向：液力緩速器制動理論。

0 引言

熱交換器是工程技術(shù)中廣泛采用的冷熱流體交換熱量的設備，按操作過程對其分類，可分為間壁式、混合式及蓄熱式三大類，以間壁式熱交換器應用最為廣泛。間壁式熱交換器中冷、熱流體由壁面間隔開來而分別位于壁面兩側(cè)，溶液無混合，主要形式有套管式熱交換器、管殼式熱交換器、交叉流熱交換器、板式熱交換器以及螺旋板式熱交換器[1]。由于整車要求液力緩速器結(jié)構(gòu)緊湊，換熱性能高，水阻小，使用壽命長，液力緩速器熱交換器選用板式熱交換器進行設計開發(fā)。

熱交換器作為將液力緩速器內(nèi)部油液熱能傳遞給整車冷卻液的換熱裝置，其換熱能力對液力緩速器的持續(xù)制動性能有顯著影響。作為整車水路循環(huán)的一部分，熱交換器水側(cè)壓降過大會導致整車冷卻液流量下降，易發(fā)生緩速器高溫退出、制動時間短等問題[2]。

該文以一款液力緩速器熱交換器為研究對象對熱交換器水側(cè)壓降的影響因素進行分析，采用CFD數(shù)值仿真技術(shù)探討了不同水管形式下熱交換器水側(cè)壓降的占比分布，獲得了熱交換器內(nèi)部水側(cè)流道的壓力和速度分布云圖。通過試驗對比分析了熱交換器水管形式與水管內(nèi)徑對水側(cè)壓降的影響，為液力緩速器熱交換器的設計及匹配提供理論指導。

1 液力緩速器熱交換器結(jié)構(gòu)

液力緩速器熱交換器由熱交換器芯子、進水管和出水管等組成。熱交換器芯子由水層芯片、油層芯片、換熱翅片和密封墊片等焊接組成，內(nèi)部油道與水道相間逆流布置（見圖1），且相互密封隔離。

2 熱交換器數(shù)值仿真

2.1 模型假設

為簡化計算模型，進行以下假設：

（1）忽略熱交換器芯子和進出水管壁面粗糙度對水側(cè)壓降的影響。

（2）忽略熱交換器的內(nèi)部換熱和外壁面散熱，水流溫度為恒溫。

（3）熱交換器芯子水側(cè)各層流道結(jié)構(gòu)相同。

（4）忽略出水管上水溫傳感器安裝孔的影響。

流動介質(zhì)不可壓縮，遵守質(zhì)量守恒定律和動量守恒定律[3]。由于工程問題結(jié)構(gòu)復雜，一般需借助計算機獲得流場的數(shù)值解[4]。目前，常用商業(yè)CFD流體仿真軟件進行計算求解。

2.2 網(wǎng)格劃分及邊界條件

根據(jù)熱交換器結(jié)構(gòu)進行網(wǎng)格劃分，分為熱交換器芯子模塊、進水管模塊和出水管模塊。進水管和出水管常采用直管和彎管兩種形式，對應的網(wǎng)格模型見圖2。經(jīng)統(tǒng)計，直管形式熱交換器網(wǎng)格數(shù)量為261萬，彎管形式熱交換器網(wǎng)格數(shù)量為262萬。

根據(jù)分析工況，確定入口邊界條件為速度入口邊界[5]，出口邊界選擇壓力出口邊界條件，且出口為常壓，工作介質(zhì)為水。

2.3 數(shù)值仿真

由于熱交換器內(nèi)部為典型的湍流流場，該文采用RANS（雷諾時均法）中的標準k-ε湍流模型對熱交換器內(nèi)流場進行仿真分析，并采用SIMPLE算法進行數(shù)值離散求解[3]。

在進水溫度75℃下，分別考察進水流量為9 m3/h、12 m3/h、15 m3/h時熱交換器水側(cè)的壓力和速度流場分布情況。下文以進水流量15 m3/h為例，通過提取圖3所示截面熱交換器內(nèi)部壓力和速度分布云圖，進行詳細分析。

圖4為進水流量15 m3/h時，選取截面上的壓力分布云圖。由圖4（a）和圖4（b）可以看出，入水口處（右側(cè)）壓力最高，在出水口（左側(cè)）附近存在最低壓力，兩種水管形式下熱交換器內(nèi)部均存在一定程度的壓力損失。

直管形式下入水口和出水口壓力分布相對較為均勻，流場最高壓力為7.54 kPa，最低壓力為2.75 kPa。彎管形式下入水口和出水口處壓力梯度明顯，流場最高壓力為8.64 kPa，最低壓力為3.38 kPa。同時，彎管形式下熱交換器內(nèi)部流場平均壓力較直管形式下內(nèi)部流場平均壓力大，在設計時應予以考慮。

圖5為進水流量15 m3/h時，選取截面上的速度分布云圖。由圖5（a）和圖5（b）可以看出，直管形式和彎管形式下內(nèi)部流道的速度流場較為一致。直管形式下進水口（右側(cè)）和出水口（左側(cè)）速度分布較為均勻。由圖5（b）可以看出，彎管形式下進水口位置最小流速約為0.4 m/s，說明該位置有氣泡存在，主要是流體在彎管處產(chǎn)生渦旋現(xiàn)象所致。

表1為不同水流量下熱交換器水側(cè)壓降的數(shù)值統(tǒng)計結(jié)果?？梢钥闯?，熱交換器的水側(cè)壓降主要集中在熱交換器芯子區(qū)域，直管形式下熱交換器芯子壓降的占比約為70%，彎管形式下熱交換器芯子壓降的占比約為60%。將熱交換器水管由直管形式改為彎管形式之后，熱交換器總壓降增大16%左右。

3 試驗對比

3.1 水管形式對水側(cè)壓降的影響

圖6為不同水管形式的熱交換器實物圖。直管形式的水管接頭采用不銹鋼管材焊接連接，彎管形式的水管接頭設計為鑄鋼材質(zhì)，通過卡箍進行連接安裝，可實現(xiàn)360°旋轉(zhuǎn)。

表2為不同進水流量下，介質(zhì)為水時，水管形式對熱交換器水側(cè)壓降影響的試驗結(jié)果。當熱交換器水管采用彎管形式時，相比直管，熱交換器總壓降增幅約為17%～23%，與數(shù)值仿真結(jié)果相近。

3.2 水管內(nèi)徑對水側(cè)壓降的影響

除水管形式之外，水管內(nèi)徑也對熱交換器水側(cè)壓降有較大影響。圖7試驗對比了介質(zhì)為50%乙二醇+50%純水時，不同進水流量下彎管水管內(nèi)徑對熱交換器水阻的影響。由圖可以看出，將水管內(nèi)徑由50 mm增加至55 mm，熱交換器水側(cè)壓降顯著降低。

4 總結(jié)

該文以一款液力緩速器熱交換器為研究對象，對熱交換器水側(cè)壓降的影響因素進行分析，采用CFD數(shù)值仿真技術(shù)探討了不同水管形式下熱交換器水側(cè)壓降的占比分布，獲得了熱交換器內(nèi)部水側(cè)流道的壓力和速度分布云圖。通過試驗對比分析了熱交換器水管形式與水管內(nèi)徑對水側(cè)壓降的影響，獲得以下結(jié)論：

（1）相對直管形式，彎管形式下熱交換器內(nèi)部水側(cè)流場平均壓力較高，且在進水口和出水口區(qū)域壓力梯度明顯。同時，由于彎管結(jié)構(gòu)易產(chǎn)生渦旋現(xiàn)象，在進水口位置易產(chǎn)生氣泡。

（2）相同進水流量下，直管形式與彎管形式熱交換器內(nèi)部水側(cè)流道的速度流場較為一致。

（3）熱交換器的水側(cè)壓降主要集中在熱交換器芯子區(qū)域，直管形式下熱交換器芯子壓降占比約為70%，彎管形式下熱交換器芯子壓降占比約為60%。

（4）將熱交換器水管由直管形式更換為彎管形式后，熱交換器總壓降增大16%左右。

（5）將彎管水管內(nèi)徑由50 mm增加至55 mm，熱交換器水側(cè)壓降顯著降低。

參考文獻

[1]楊世銘， 陶文銓. 傳熱學（第四版）[M]. 北京：高等教育出版社， 2006.

[2]孫博， 李環(huán). 整車散熱系統(tǒng)對液力緩速器持續(xù)制動性能的影響[J]. 公路與汽運， 2014（3）： 24-25.

[3]陶文銓. 數(shù)值傳熱學（第2版）[M]. 西安：西安交通大學出版社， 2001.

[4]王福軍. 計算流體動力學分析—CFD軟件原理與應用[M]. 北京：清華大學出版社， 2004.

[5]張慶嶺， 李莉. 板式叉-逆-叉流新風換氣機換熱性能仿真[J]. 建筑熱能通風空調(diào)， 2013（6）： 82-85.