汽車散熱器空氣繞流與傳熱性能試驗研究

胡雅文,沙 毅,倪君輝,唐 濤

(1.浙江科技學(xué)院 機(jī)械與能源工程學(xué)院,杭州 310023;2.臺州學(xué)院 智能制造學(xué)院,浙江 臺州 318000;3.大陸泰密克汽車系統(tǒng)(上海)有限公司,上海 201807)

汽車散熱器是車輛冷卻系統(tǒng)中的關(guān)鍵性構(gòu)件,其作用是以大循環(huán)散熱的方式使發(fā)動機(jī)氣缸水套中的冷卻液保持在適當(dāng)溫度范圍(80～95 ℃)[1]。散熱器的散熱效果是由外部空氣繞流和內(nèi)部管道液流換熱共同運(yùn)行所決定的[2]。隨著汽車排量的增加,針對汽車散熱器的研究也越加深入。童正明等[3]研究了散熱管排數(shù)對熱優(yōu)化的影響,結(jié)果表明增加散熱管排數(shù)對散熱器散熱優(yōu)化效果不明顯,在此基礎(chǔ)上仍需對散熱器的結(jié)構(gòu)設(shè)計進(jìn)行優(yōu)化。潘岸等[4]對散熱器翅片的對流換熱過程進(jìn)行了模擬和分析,結(jié)果表明增大百葉窗開窗角度可以提高散熱效率。這些研究者通常以數(shù)值模擬的方式對管帶式散熱器進(jìn)行研究,得出了散熱器結(jié)構(gòu)對散熱性能及流動換熱的關(guān)系特性[5]。散熱器標(biāo)準(zhǔn)試驗可以獲得整機(jī)性能總體物理參數(shù)[6],但缺乏對散熱器內(nèi)外流場中局部具體的流動細(xì)節(jié)的分析。為此,本研究搭建了汽車散熱器冷卻系統(tǒng)試驗臺[7],測取465Q型發(fā)動機(jī)的管帶式散熱器外部空氣流動及內(nèi)部熱流場的大量數(shù)據(jù),綜合分析散熱器空氣流動及內(nèi)部換熱特性,歸納擬合出風(fēng)扇氣流量-轉(zhuǎn)速(qv-n)、軸功率-轉(zhuǎn)速(Pa-n)和散熱器散熱量-氣流量(Q-qv)等相關(guān)經(jīng)驗公式。

1 管帶式散熱器結(jié)構(gòu)及試驗臺

1.1 管帶式散熱器結(jié)構(gòu)參數(shù)

目前國內(nèi)有較多車型裝載465Q型發(fā)動機(jī),因此對其管帶式散熱器的性能進(jìn)行試驗研究具有現(xiàn)實意義。465Q型發(fā)動機(jī)及其冷卻系統(tǒng)的主要參數(shù)見表1,幾何模型正面與背面、散熱管流道結(jié)構(gòu)及主要尺寸和散熱器主要組成及幾何尺寸分別如圖1(a)、(b)、(c)和(d)所示。散熱器芯尺度寬×高×厚為420 mm×240 mm×35 mm。散熱器上、下水室為鐵材質(zhì),芯子為鋁材質(zhì)。散熱管布置形式為雙排平行布置,管形為扁管,散熱管數(shù)為68根;散熱帶數(shù)為35條,厚度為0.8 mm。當(dāng)節(jié)溫器打開時,冷卻液由進(jìn)水口進(jìn)入上水室,通過散熱管流入下水室,最后由出水口流出。單根散熱管過液流面積A=34.069 mm2;過液流總面積S=68A=0.002 316 7 (m2);散熱器過氣表面積M=0.100 8 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 465Q engine and cooling system

圖1 散熱器結(jié)構(gòu)Fig.1 Radiator structure

1.2 散熱器性能試驗臺與測量儀表

借鑒文獻(xiàn)[8-9]搭建了散熱器性能試驗臺,其結(jié)構(gòu)和外形分別如圖2(a)、(b)所示;試驗臺主要測量儀器及精度見表2。試驗時室溫23 ℃,濕度56%,環(huán)境大氣壓1.011 6×105Pa。以清水為冷卻試驗液,電爐加熱溫控供水。

1—壓力表(2只);2—散熱器;3—皮托管(4根);4—風(fēng)扇;5—散熱器罩;6—熱線風(fēng)速儀;7—轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速儀;8—數(shù)字式微壓計(4只);9—變頻器;10—風(fēng)扇電動機(jī);11—轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)矩顯示儀;12—微壓計(2只);13—渦輪流量計;14—熱電偶溫度計;15—加熱器;16—閥門;17—管道;18—冷卻水泵;19—電動機(jī)。

圖2 散熱器性能試驗臺結(jié)構(gòu)與外形Fig.2 Structure and contour of radiator performance test stand

表2 主要測量儀器及精度Table 2 Main measuring instruments and accuracy

2 散熱器外部空氣繞流流動測量

變轉(zhuǎn)速外部空氣繞流流場測量在散熱器性能試驗臺上完成。借鑒5孔球形探針對泵無葉腔流場的測點布置方案[10],我們提出了本研究的測點布置方案。圖3為氣流場測點布置方案,具體如下:1)散熱器正面布置A1～A15測點以測取15個靜壓強(qiáng)p1;2)散熱器背面(距離風(fēng)扇進(jìn)風(fēng)邊10 mm)布置B1～B15測點以測取15個靜壓強(qiáng)p2;3)護(hù)風(fēng)圈出口布置C1～C8測點以測取8個靜壓強(qiáng)p3和總壓強(qiáng)p′3,其中C1、C2、C3和C4為固定式皮托管測點,壓強(qiáng)值由數(shù)字式微壓計讀取,其余為移動式探針測口,壓強(qiáng)值由傾斜式微壓計測量。為校定皮托管和探針測速精度,在半徑R=71 mm的C2測點同時布置了一個熱線風(fēng)速儀。

圖3 氣流場測點分布Fig.3 Distribution of measuring points in airflow field

主要試驗數(shù)據(jù)處理步驟如下:1)由變頻器調(diào)8檔風(fēng)扇轉(zhuǎn)速n,依次為753.2、1 096.3、1 500.8、1 901.4、2 301.7、2 699.7、3 100.4、3 501.1 r/min。2)測量散熱器正面15個測點靜壓強(qiáng)p1和散熱器背面15個測點靜壓強(qiáng)p2,計算出正面和背面壓強(qiáng)差(Δp=p1-p2)。散熱器正面測點A1～A15壓強(qiáng)p1分布曲線如圖4所示,散熱器背面測點B1～B15壓強(qiáng)p2分布曲線如圖5所示,散熱器正面與背面壓強(qiáng)差Δp分布曲線如圖6所示。3)根據(jù)伯努利方程和連續(xù)性方程[11]可計算速度值。由靜壓強(qiáng)p1用伯努利方程可計算出散熱器正面A1～A15測點速度值,由連續(xù)性方程可知正面速度值等于背面B1～B15測點速度值,散熱器正面A1～A15(背面B1～B15)速度v分布曲線如圖7所示。4)測量護(hù)風(fēng)圈出口8個測點靜壓強(qiáng)p3和總壓強(qiáng)p′3。計算出皮托管和探針測點C1～C8軸向速度vi值,散熱器護(hù)風(fēng)圈出口C1～C8壓強(qiáng)p3分布曲線如圖8所示,散熱器護(hù)風(fēng)圈出口軸向氣流速度vi測量計算值見表3,散熱器護(hù)風(fēng)圈軸向氣流速度vi分布如圖9所示。5)用扭矩儀測量8檔風(fēng)速下輸入軸功率Pa和轉(zhuǎn)速n。6)氣流流量[12-14]可以通過擬合公式的積分可得,通過分析流量與其他參數(shù)的關(guān)系,以半徑為自變量,將皮托管4個測點風(fēng)速值擬合成方程式viy=f(r),將護(hù)風(fēng)圈探針4測點風(fēng)速值擬合成方程式viw=f(r),分別在風(fēng)扇葉片和護(hù)風(fēng)圈范圍內(nèi)積分即可得各種轉(zhuǎn)速下氣流流量:

表3 散熱器護(hù)風(fēng)圈出口軸向氣流速度測量數(shù)據(jù)Table 3 Measurement data of axial airflow velocity on wind duct outlet

圖4 散熱器正面測點A1～A15壓強(qiáng)p1分布曲線Fig.4 Front pressure p1 distribution curveof radiator at A1—A15

圖5 散熱器背面測點B1～B15壓強(qiáng)p2分布曲線Fig.5 Back pressure p2 distribution curveof radiator at B1—B15

圖6 散熱器正面與背面壓強(qiáng)差Δp分布曲線Fig.6 Front and back pressure difference Δpdistribution curve of radiator

圖7 散熱器正面A1～A15(背面B1～B15)速度v分布曲線Fig.7 Front velocity v distribution curve ofradiator at A1—A15 (back B1—B15)

圖8 散熱器護(hù)風(fēng)圈出口C1～C8壓強(qiáng)p3分布曲線Fig.8 Pressure p3 distribution curve of windduct outlet at C1—C8

圖9 散熱器護(hù)風(fēng)圈軸向氣流速度vi分布曲線Fig.9 Axial velocity vi distribution curveof wind duct outlet

(1)

表4 風(fēng)扇轉(zhuǎn)速變化性能測量與計算參數(shù)Table 4 Measurement and calculation parameters of fan varable speed performance

3 散熱器內(nèi)部液流傳熱性能及熱像測量

散熱器內(nèi)部液流傳熱試驗是將散熱器接通循環(huán)水泵,由電爐輸送熱水后與外部氣流試驗同步,同時完成8檔轉(zhuǎn)速下散熱特性參數(shù)的測量和計算。試驗步驟為:1)在散熱器進(jìn)口流量q′v為0.7～2.2 m3/h范圍內(nèi)設(shè)定4種流量,本研究設(shè)額定流量q′v=1.8 m3/h;2)每種流量下,從進(jìn)口溫度t1為70～90 ℃范圍再調(diào)節(jié)5種水溫,本研究設(shè)t1=85 ℃;3)每種工況下,分別由渦輪流量計讀取流量q′v,熱電偶溫度計讀取進(jìn)口和出口溫度t1和t2,壓力表讀取進(jìn)口和出口壓強(qiáng)p′1和p′2;4)每種工況下,用熱像儀對散熱器正面進(jìn)行熱成像拍攝并進(jìn)行技術(shù)分析,計算出散熱器外表面平均溫度tsa,自然對流(n=0)和8種轉(zhuǎn)速下散熱器熱成像如圖10所示,隨著轉(zhuǎn)速提高,散熱器外表面平均溫度降低;5)分別計算散熱器內(nèi)液流流動和散熱特性各物理參數(shù)。

圖10 散熱器熱成像圖Fig.10 Radiator thermography

液流平均雷諾數(shù)[15]

(2)

式(2)中:密度ρ=970 kg/m3(85 ℃水);液流平均速度vw=q′v/S=0.216(m/s);扁管當(dāng)量直徑dH=5.34 mm;動力黏度μ=0.337×10-3(Pa·s)(85 ℃水)。散熱器外部氣流和內(nèi)部液流總消耗功率

P=Pa+Pw。

(3)

式(3)中:液流消耗功率Pw=Δp′q′v=2(W);液流壓差Δp′=p′1-p′2=4(kPa),測定p′1=80 kPa,p′2=76 kPa。

散熱器散熱量[16]:

Q=CpqmΔt。

(4)

式(4)中:比熱容Cp=4 181 J/(kg·℃)(85 ℃水);質(zhì)量流量qm=ρq′v=0.485(kg/s);水溫度差Δt=t1-t2。

散熱器測量與計算參數(shù)見表5,轉(zhuǎn)速n與水溫差Δt、散熱量Q、總耗功率P和散熱器外表面平均溫度tsa這些參數(shù)通過軟件origin繪出多軸圖,觀察其曲線變化,如圖11所示。

表5 散熱器測量與計算參數(shù)Table 5 Radiator measurement and calculation parameters

圖11 散熱器散熱性能曲線Fig.11 Radiator heat dissipation performance curve

4 試驗結(jié)果綜合分析

通過綜合分析本研究得出下列研究結(jié)果:1)散熱器正面、背面及護(hù)風(fēng)圈內(nèi)氣壓均為負(fù)壓(真空度),有利于空氣對流換熱;轉(zhuǎn)速n變化,真空度在超出葉片覆蓋范圍外急劇下降。散熱器正面與背面軸向速度相同,額定轉(zhuǎn)速n=3 000 r/min工況下,散熱器表面氣流最大速度vmax≈5 m/s,且數(shù)值起伏不大。由于散熱片等排擠效應(yīng),散熱器中氣流速度會提高。2)散熱管內(nèi)部液流屬于并聯(lián)管路,在流動阻力相同的條件下,散熱器進(jìn)出液管口管徑的不同造成管流流量或流速不同,雷諾數(shù)亦不同。內(nèi)部液流偏離散熱器進(jìn)出液管口的距離越大,其內(nèi)液流雷諾數(shù)或流速越小。本文平均雷諾數(shù)Re為3 320,大于2 070,可以推斷大部分散熱管呈湍流過渡狀態(tài)。3)由圖10所示可知,氣流速度和液流速度分布的不均勻性導(dǎo)致散熱器外表面溫度分布不均勻,因而距離散熱器出水口最遠(yuǎn)的正面右上角的液流速度較慢,雖然和右下角一樣居于空氣壓差幾乎為0的強(qiáng)制對流死角區(qū),但下部水流能在下水室與經(jīng)過散熱的水流發(fā)生熱交換而使溫度降低,而右上角仍保留一小片高溫區(qū)。該處液流熱膨脹率最大,在散熱器結(jié)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計時,可考慮與膨脹水箱接口相關(guān)聯(lián)來降低右上角高溫區(qū)的溫度。4)隨著轉(zhuǎn)速n的增大,散熱器外表面平均溫度tsa以下凹拋物線近似均勻下降,說明有最小極限值。5)通過對試驗和計算數(shù)據(jù)進(jìn)行數(shù)值分析,分別擬合出氣流量、風(fēng)扇軸功率與轉(zhuǎn)速、散熱器散熱量與氣流量經(jīng)驗公式

qv=2.153 55×10-4n-0.122 09;

(5)

Pa=1.409 99×10-9n3+2.127 9×10-7n2+0.001 84n-0.047 29;

(6)

(7)

5 結(jié) 論

本研究搭建了汽車散熱器冷卻系統(tǒng)試驗臺,測取465Q型發(fā)動機(jī)管帶式散熱器外部空氣流動及內(nèi)部液流場的大量數(shù)據(jù),通過分析試驗數(shù)據(jù)可得:

2)散熱器具有極限散熱量,風(fēng)扇轉(zhuǎn)速提高,氣流量增大,氣流平均速度提高,理論上散熱量超過極大值不再增大反而會減小,故散熱器表面溫度始終有個最小值。散熱器內(nèi)部液流流動設(shè)計以層流向湍流過渡狀態(tài)為優(yōu)。散熱器氣流場的不均勻性和液流流動的不均勻性耦合成散熱場的不均勻及散熱器外表面溫度分布的不均勻,故散熱器設(shè)計以降低不均勻性為主。

3)本研究最大散熱量匹配為發(fā)動機(jī)額定功率的31.8%,散熱管內(nèi)部液流流動損失僅占發(fā)動機(jī)額定功率的0.005%,風(fēng)扇額定消耗功率占發(fā)動機(jī)額定功率的0.12%,散熱器氣流表面平均速度與散熱量近似滿足1.7次方換算關(guān)系。