汽車散熱器傳熱特性的風洞實驗研究

童正明， 侯 鵬， 梁淑君， 陳 丹

（上海理工大學 能源與動力工程學院，上海 200093）

汽車散熱器是汽車發(fā)動機冷卻系統(tǒng)中最重要的部件之一，它的傳熱性能直接影響發(fā)動機的動力性能和安全可靠性，甚至影響著發(fā)動機裝置的經(jīng)濟性和節(jié)能性.因此，隨著汽車工業(yè)的發(fā)展，對汽車散熱器性能的研究得到重視［1－2］.由于汽車散熱器的結(jié)構(gòu)形式對其自身的換熱效果和熱阻都有很大影響，國內(nèi)外很多學者作了相關(guān)的研究和模擬，但很少有通過風洞實驗獲取大量數(shù)據(jù)，進而擬合曲線圖進行優(yōu)化分析的，本文在汽車散熱器優(yōu)化設(shè)計方面提出了以上新思路.

1 風洞實驗

1.1 實驗設(shè)備

實驗是在山東泰安鼎鑫冷卻器有限公司的傳熱風洞實驗臺上進行的.傳熱風洞實驗臺主要有5個系統(tǒng)：常溫空氣系統(tǒng)、水循環(huán)系統(tǒng)、油循環(huán)系統(tǒng)、高溫高壓空氣系統(tǒng)和數(shù)據(jù)采集處理系統(tǒng).

根據(jù)實際需要，主要應(yīng)用此實驗臺的常溫空氣系統(tǒng)和水循環(huán)系統(tǒng).

a.常溫空氣系統(tǒng).

常溫空氣系統(tǒng)［3－5］由以下幾部分構(gòu)成：風洞、風機、進風量調(diào)節(jié)裝置以及測量空氣溫度、流量和壓力用的儀器儀表等，如圖1所示.其中，風洞主體是由收縮段、入口段、穩(wěn)定段及實驗段等組成.在風洞入口處安裝整流柵格，以減少風洞進風口的入口段效應(yīng).為了提高溫度測量的精確度，采用等面積法多點測量.

圖1 常溫空氣系統(tǒng)Fig.1 Normal temperature air system

常溫常壓空氣系統(tǒng)在實驗過程中的要求：空氣流量為40～600m3／min（0.8～12.0kg／s）；空氣流量的測量精度范圍不超過1.0%；空氣入口環(huán)境大氣壓力為－80～＋80kPa；測量精度范圍不超過1.0%；空氣入口環(huán)境相對濕度為100%；測量精度范圍不超過1.0%；壓力均直接測量，測量誤差不超過0.5%.

b.水循環(huán)系統(tǒng).

水循環(huán)系統(tǒng)是本實驗汽車散熱器的熱源.水循環(huán)系統(tǒng)由以下幾部分構(gòu)成：水箱、水泵、加熱裝置、水溫調(diào)節(jié)裝置、水流量調(diào)節(jié)裝置以及測量水溫、流量和壓力用的儀器儀表等，如圖2所示.

圖2 水循環(huán)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)圖Fig.2 Structure diagram of water circulation system

水循環(huán)系統(tǒng)在實驗過程中的要求：系統(tǒng)流量為40～450L／min（0.67～7.50kg／s）；系統(tǒng)的控溫范圍不超過95 ℃，控溫精度不超過0.5%；流量的測量精度不超過0.5%；系統(tǒng)壓差直接測量，測量誤差不超過0.5%；壓力均直接測量，測量誤差不超過0.5%；系統(tǒng)加熱功率為300kW.

實驗對象為商用車管帶式散熱器，圖3為散熱器及其散熱帶實物.實驗中所用散熱器芯子材料為鋁制，芯子高698 mm，芯子寬640 mm，芯子厚49mm；散熱器水管數(shù)為68 根，散熱帶數(shù)為69，散熱帶波高9mm，散熱帶厚度0.08mm，散熱帶開窗角度為28°，散熱帶波距為3.5，3.2，3.0，2.8mm；散熱器水管排數(shù)為1，散熱器水管長度725 mm，散熱器水管壁厚0.36mm，散熱器水管外側(cè)寬2mm.

圖3 散熱器及其散熱帶實物Fig.3 Material object of radiator and radiating strip

1.2 實驗方案及數(shù)據(jù)

現(xiàn)介紹實驗方案.

a.在風洞實驗中，首先將散熱器的進水流量、進水溫度設(shè)規(guī)定值.在同一個實驗點重復采集數(shù)據(jù)3 次以上，各項參數(shù)取平均值作為此實驗點的結(jié)果［6－7］.

b.均勻選取4個進風速度：4，6，8，10m／s.

c.改變散熱器的進水流量，分別為4，6kg／s，且工作環(huán)境的大氣壓力為105Pa，溫度為室溫25 ℃，濕度為29.13%.

d.散熱器進水溫度的允許偏差不超過1 ℃.

實驗采集了不同進水流量時不同風速下各個散熱器的實驗數(shù)據(jù).散熱帶波距為3.5，3.2，3.0，2.8mm的散熱器的各項實驗數(shù)據(jù)如表1～4所示.

表1 散熱器實驗數(shù)據(jù)A（散熱帶波距為3.5mm）Tab.1 Experimental data of radiator A（the wave length of heat strip is 3.5mm）

表2 散熱器實驗數(shù)據(jù)B（散熱帶波距為3.2mm）Tab.2 Experimental data of radiator B（the wave length of heat strip is 3.2mm）

表3 散熱器實驗數(shù)據(jù)C（散熱帶波距為3.0mm）Tab.3 Experimental data of radiator C（the wave length of heat strip is 3.0mm）

表4 散熱器實驗數(shù)據(jù)D（散熱帶波距為2.8mm）Tab.4 Experimental data of radiator D（the wave length of heat strip is 2.8mm）

根據(jù)實驗數(shù)據(jù)可以看出，在進水流量一定的情況下，出水溫度和出風溫度都隨著進風速度的增加而減少，而換熱量與風阻都隨著進風速度的增加而增加.對于不同的進水流量情況，大流量的出水溫度、出風溫度和換熱量都比小流量的大.

1.3 實驗數(shù)據(jù)處理

換熱量是設(shè)計管帶式散熱器的硬性指標，如果換熱量達不到工況要求，會降低發(fā)動機機械強度和剛度，致使發(fā)動機加速損壞.

a.水側(cè)放熱量Qw計算.

式中，qm，w為水 側(cè) 的 質(zhì) 量 流 量；cp，w為 水 的 比 定 壓 熱容；tw1為水側(cè)的進口溫度；tw2為水側(cè)的出口溫度.

b.空氣側(cè)吸熱量Qa計算.

式中，qm，a為空氣側(cè)的質(zhì)量流量；cp，a空氣的比定壓熱容；ta1為空氣側(cè)的進口溫度；ta2為空氣側(cè)的出口溫度.

c.傳熱系數(shù)計算.

傳熱系數(shù)K 是評價散熱器換熱性能的綜合指標，它表示在單位時間內(nèi)，冷卻介質(zhì)之間相差1 ℃，單位換熱面積所散逸的熱量.根據(jù)實驗數(shù)據(jù)，管帶式散熱器的換熱系數(shù)

式中，Q 是散熱器換熱量，為放熱量或者吸熱量；A為散熱器總換熱面積；Δtm為對數(shù)平均溫差.

d.熱平衡計算.

當水側(cè)放熱量大于空氣側(cè)吸熱量時，散熱器的實驗熱平衡式為

當空氣側(cè)吸熱量大于水側(cè)放熱量時，散熱器的實驗熱平衡式為

式中，δ為散熱率.

1.4 實驗結(jié)果分析

為了更直觀地觀察散熱器的散熱量、風阻與散熱帶波距的關(guān)系，根據(jù)以上實驗數(shù)據(jù)擬合出相關(guān)的圖，如圖4和圖5所示.在相同工況下，管帶式散熱器的散熱量和風阻都與散熱帶波距成反比.對于固定的芯子結(jié)構(gòu)尺寸，當散熱帶波距減小時，散熱器的散熱面積會隨之增大，所以，散熱量隨著散熱帶波距的減小也會增大；而散熱帶波距減小，對空氣的阻力就相應(yīng)增加，因而散熱器的風阻也增大.波距為2.8 mm的散熱器的換熱面積比波距為3.5mm的增加了6.428m2，在進水流量為6kg／s、進風速度為10m／s的工況，散熱量可增加15.56kW.但是，波距為2.8mm的散熱器的風阻比波距為3.5mm 的卻要增加30%以上，而風阻的增加就可能使冷卻系統(tǒng)中的風扇功率無法達到使用要求，以致整車的冷卻能力反而下降.

圖4 散熱量與波距的關(guān)系曲線Fig.4 Relation curve of the heat dissipation and wave length

圖5 散熱器風阻與波距的關(guān)系曲線Fig.5 Relation curve of the radiator drag and wave length

2 實驗對比分析

2.1 進出口位置的影響

對進出口位置不同的實驗對象進行研究，發(fā)現(xiàn)散熱器進出水口的位置對管帶式散熱器的換熱性能有一定的影響.在固定的出水口位置下，進水口位置越靠近散熱器垂直中心軸，換熱性能越好.相反，在固定的進水口位置下，出水口位置越遠離散熱器垂直中心軸，換熱性能越好.因此，在實際設(shè)計中，需要對進出水口位置進行綜合性的全局優(yōu)化，才能更好地提高散熱器的換熱性能.

2.2 雙排水管散熱器與單排水管散熱器的性能對比

為了在優(yōu)化上考慮更多因素，對雙排水管散熱器與單排水管散熱器的性能進行了對比實驗.根據(jù)實驗數(shù)據(jù)可知，雙排水管散熱器的散熱面積是單排水管散熱器的兩倍.但是，在相同工況下，雙排水管散熱器的散熱量比單排水管散熱器的僅增加了4.24%～15.11%，而風阻卻增加了接近1倍.雙排水管散熱器的造價要遠遠高于單排水管散熱器的，所以，通過增加水管數(shù)量來提高換熱效果是不合理的.

3 結(jié)束語

首先，在風洞試驗中，通過控制進風速度和進水流量采集了大量的實驗數(shù)據(jù)，擬合出曲線圖，直觀地得到了管帶式散熱器的散熱量和風阻均與散熱帶波距成反比，在優(yōu)化過程中要考慮一個最佳點的問題，在盡可能提高散熱量的同時保持較低的風阻.

其次，在不改變實驗工況和實驗條件的前提下，對不同的進出口位置進行對比，對單排水管與雙排水管進行對比.從實驗結(jié)果可知，進出口位置對換熱性能有一定影響，在進行優(yōu)化設(shè)計時要綜合考慮相關(guān)因素；雙排水管散熱器的散熱量比單排水管散熱器的僅增加了4.24%～15.11%，而風阻卻增加了接近1倍，雙排水管散熱器在造價上要遠高于單排水管散熱器的，所以，在設(shè)計時不建議使用雙排水管來提高性能.

綜合以上各方面因素，在對汽車散熱器進行優(yōu)化設(shè)計時要予以綜合考慮，從經(jīng)濟、實用和結(jié)構(gòu)科學性的角度，根據(jù)實驗結(jié)果擬合出最優(yōu)方案，設(shè)計出符合生產(chǎn)要求的汽車散熱器.

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