散热器翅片结构对流体流动及换热过程影响的数值仿真研究

摘 要随着汽车工业的发展，翘片式散热器以其极大的紧凑性、良好的换热 性能，在汽车冷却系统中得到了越来越广泛的应用。虽然散热器翘片在50年代就 已经存在，但是仅仅在过去的二十年中，人们才开始通过各种手段去了解散热器翘片 翅片的流动现象和流动特性。由于散热器翘片结构复杂，其内部流场的复杂性，这使得实验研究受到许多限制。 而采用CFD软件对其温度场和流场的数值模拟分析，可以清楚的了解散热器翘片 内部流场的压力、温度、速度等气动热力参数的分布和变化情况，优化其几何结 构参数，从而大大降低实验设计费用，缩短设计周期。国外有学者对散热器翘片内的流场和温度场进行了数值模拟，事实上，在百 叶.翅片上的传热过程中，翅片的导热和空气的对流换热是相互耦合的，而这在 以前的研究中忽略了。本文对散热器翘片进行了三维的数值模拟，在计算区域的 网格划分上采用了结构化网格和非结构化网格相结合的办法。本文研究了不同的翅片间距、散热器翘片间距、散热器翘片间距与翅片间距比值、百 叶.角度对散热器翘片传热和流动性能的影响。研究结果表明：a. 采用CFD软件对散热器翘片进行数值模拟是可行的；b. 在其它结构参数相同的情况下，较小的翅片间距可以获得较好的换热性能;c. 在其它结构参数相同的情况下，较小的散热器翘片间距可以获得较好的换热性 能，同时，流动阻力会增大；d. 分析散热器翘片间距和翅片间距的比值对气侧传热和流动性能的影响，当散热器翘片角度为27，Lp/Fp=.25 时，具有较好的综合性能；e. 分别分析讨论了变化散热器翘片角度和均匀散热器翘片角度对散热器翘片传热和流 动性能的影响。本文对散热器翘片的流动和温度场进行了比较全面的数值模拟，分析了各种 几何结构参数的影响，具有一定的学术意义和工程应用价值，为汽车冷却系统的 优化设计提供了依据。关键词：散热器翘片，层流，三维，耦合，数值模拟ABSTRACTWith the development of the automobile industry, the louver fin type radiator has been used more and more widely in the automobile cooling system because of its great compactness and good heat transfer performance. Although the louver fins have existed in the 50s, only in the past twenty years, people have begun to understand the flow and flow characteristics of the louver fins through various means.Because of the complexity of louver structure and the complexity of its internal flow field, there are many limitations in experimental research. The numerical simulation and analysis of the temperature field and flow field by CFD software can clearly understand the distribution and change of the aerodynamic parameters such as pressure, temperature and velocity in the inner flow field of the blinds, and optimize the geometric structure parameters, thus greatly reducing the cost of experimental design and shortening the design period.Some foreign scholars have simulated the flow field and temperature field in the louver fins. In fact, the heat conduction of the fin and the convection heat transfer of the air are coupled during the heat transfer on the louver fins, and this is ignored in the previous study. The three-dimensional numerical simulation of the louver fin is carried out in this paper. The method of combining the structured grid with the unstructured grid is used in the grid division of the calculated area.The effects of the distance of the fins, the spacing of the blinds, the distance of the blinds and the spacing of the fins, and the angle of the blinds on the heat transfer and flow performance of the louver fins are studied in this paper. The results of the study show that:It is feasible for A. to simulate the louver fins using CFD software.B., when other structural parameters are the same, smaller fin spacing can achieve better heat transfer performance.C., when other structural parameters are the same, the smaller louver spacing can achieve better heat transfer performance while the flow resistance will increase.D. analyses the influence of the ratio of blinds and the ratio of fin spacing to the air side heat transfer and flow performance. When the angle of the blinds is 27, Lp/Fp=.25, it has better comprehensive performance.E. analyzed and discussed the effect of changing louver angle and uniform louver angle on heat transfer and flow performance of shutter fins.This paper makes a comprehensive numerical simulation of the flow and temperature field of the louver fins, analyses the influence of various geometric structure parameters, and has certain academic significance and engineering application value, which provides the basis for the optimization design of the automobile cooling system.Keywords: louver, laminar, coupled, numerical simulation目录摘要IABSTRACT II目 录III第1章绪论3第二章物理模型和数学模型的建立15第三章 数值计算30第四章结构参数对翘片散热器性能的影响40参考文献521绪论换热器是一种进行热交换的工艺设备，广泛应用于化工、动力、冶金、制冷、 建筑、电子、航空等工业部门。随着科学技术的飞速发展，要求换热设备紧凑、 高效并小型化，这就促使人们去研究高效换热器。特别是在航空、汽车行业中， 对换热器的体积，重量等方面要求更高。散热器翘片式换热器以其优良的传热性 能，较高的紧凑性指标，在目前的汽车行业应用最为广泛，并具有良好的前景。1.1汽车冷却系统散热器概述水散热器19是汽车冷却系中最重要的一个部件，其功用是将冷却水从发动机 内吸收的热量传给外界的空气，使冷却水温下降，保证发动机正常、可靠地运行。车上使用的散热器一般由上集水箱、散热器芯体、下集水箱、进出水口、加 水口、蒸汽排出口、散热器盖等零件组成。而目前车辆上使用的散热器，主要有 管片式和管带式两种。管片式散热器与管带式散热器主要区别是它们的芯体结构不同，管片式散热 器的芯体由主板、水管、散热片等组成，水管截面为椭圆形，表面镀有一层很薄 的锡。散热片是厚度为0.060.12的铜带。在散热片上，按水管的截面形状和尺 寸以一定的排列冲孔，再将它套串在水管上，然后在一定的温度下进行整体焊接 构成芯体。管片式散热器芯体的优点是刚性好，缺点是工艺复杂，比管带式传热 能力略低。管带式的芯体，由水管和翅片逐层迭放，然后整体焊接而成。管带式 散热器的优缺点与管带式散热器相反。管带式散热器从60年代开始大量生产，至 今已经得到广泛的应用，我国很多型号的轿车都是采用的管带式散热器。散热器翘片式换热器从上世纪五十年代就已经存在，在近二十年中更是得到了 快速的发展和日益广泛的应用。从材料、结构，到设计和生产等方面都有了长足 的进步。在结构上，现在用的更多的是管带式，而以前用的翅片管较多一些。以前用的材料一般是以铜合金为主，而现在一般用铝作为主要材料，既降低了制 造成本，又减轻了重量，强化了传热性能。到目前，铝散热器已基本取代铜散热器广泛应用于汽车发动机冷却系统中。 国内生产铝散热器的厂家除哈尔滨交通器材股份有限公司外，还有一汽散热器集 团、青岛大洋散热器厂、石家庄汽车散热器厂等。重庆地区的超力高科技公司也 生产铝散热器，但规模不大，主要为长安集团提供汽车散热器配件等。散热器的 铝合金化是汽车轻量化的一个重要技术方向，在这项工作中，关键的技术是高频 焊多层复合铝合金薄壁管材及制造技术，在散热器系统轻量化中有着重要作用。目前，高频焊接技术以其高质、高效、低成本的技术特点，在热交换器行业中占 有越来越重要的地位。水散热器是汽车冷却系统中最重要的组成部分之一，其性能的好坏直接影响 到整个系统的性能。水散热器的研究一直是汽车冷却系统领域比较热门的研究课 题。目前国内外散热器研究总的趋势为：传热机理与强化传热的研究；使用计算 机模拟技术及人工智能技术改进设计方法；基于系统目标对换热器进行优化设计。2物理模型和数学模型2.1 物理模型表2.1所示为模型的基本结构参数，本模型的尺寸与试验测试元件的参数是一 致的。表2.1模型的基本结构参数Table2.1 The basic structure data of model参数名称翅片间距翅片式间 距翅片式角 度( )翅片厚度扁管厚度翅片高度参数尺寸 (mm)1.21.7270.10.357.8TlIh如图2.1所示为某汽车冷却系统用翅片式式翅片换热器芯体结构示意图。制冷 工质从扁管内流过，通过管壁和翅片的导热过程将热量传递到翅片表面。冷却空 气流经翅片式翅片间流道，通过与扁管及翅片表面间的对流换热将热量带走。为 简化起见，假定每个翅片间流道是均匀的，且扁管间距相同，如此只需对一个翅 片单元内的对流换热进行研究，且只取扁管间单元的一半为计算区域，中剖面为 对称面，单元模型的上下两个面为周期性边界。简化后的翅片耦合传热单元模型 如图2.2所示，计算区域分为固体区域和流体区域，固体区域即图2.2所示的翅片和扁管壁面，流体区域是一 个计算单元内的空气区域。扁管水 侧侧假定为对流换热边界(第三类 边界条件)，空气以均匀速度和温度 进入流道入口，并与管壁和翅片表 面交换热量。实验测试的换热器迎 面风速度为27m/s范围。以翅片 间距1.2mm为特征尺寸计算翅片 间流道内气流的最大Reynolds数 不超过1000，因此，翅片式翅片散 热器内的流动为层流。图2.2翅片式翅片换热器耦合传热单元模型 Fig.2.2 Coupled heat transfer geometry model of louvered fins exchanger很显然，这是一个固体壁内的导热与空气对流之间相互耦合的复杂多维对流 传热问题。2.2控制方程2.3 初边值条件基本的控制方程给出后，为了获得定解，还需要给出初始条件和边界条件。1) 初始条件在瞬态问题(非稳态问题)中，除了要给定边界条件外，还需要给出流动区域内 各计算点的所有流动变量的初值，即初始条件。而本模型是一个稳态问题，稳态 问题不需要初始条件。初始化时，采用其默认值就行了。2) 边值条件如图2.3所示，该模型建立了多个边界条件，其中上下表面为周期性边界条件， 一个对称气体面及对称固体面，一个进口及一个出口，一个冷却壁面，该面可定义为第一类边界条件，即给定边界温度，也可以定义为第三类边界条件，即给出 冷却水的温度和水侧的对流换热系数。其余壁面未加说明的均为绝热壁面，入口 根据情况，可定义为速度进口，也可定义为压力入口，以与实验数据进行比较， 以验证该模型的准确性。图2.3边界条件的定义 Figure2.3 The define of boundary condition图2.3所示为所建立模型的边界条件示意图，左面为空气入口方向，右面为空 气出口方向。周期性边界条件用于所计算的物理几何模型和所期待的流动的解具有周期性重复的情况。要使用 周期性边界条件，必须在GAMBIT中生成网格时就提前对对称边界的网格划分作 相应的设置。在这里，上下表面的温度、速度与压力皆相同；1. 对称边界条件用于物理外形以及所期望的流动的解具有镜像对称特征的情 况，也可用来描述粘性流动中的零滑移壁面。在对称边界上，不需要定义任何边 界条件，但必须定义对称边界的位置。对称面，包含对称固体面(symmetry soilid) 和对称液体面(symmetry fluid)，采用对称面，使网格数目减少了一半，减少了计算 时间，节省了计算机资源；3数值计算3.1 流场计算方法基于守恒定律对计算区域内流动、传热、传质以及湍流运输等过程所建立的 相应控制方程，具有封闭性、非线性、联立耦合性和形式相同性，决定了在一般 情况下都不可能用解析法求解。因此，建立好物理模型后，要通过各种方法将其 偏微分方程离散求解，即将描写流动过程的偏微分方程转化成各个节点上的代数 方程组，再根据初始和边界条件，用合理的数值方法在计算机上进行数值求解。FLUENT中采用了控制容积有限元方法(CVFEM)，在该方法中采用类似于控 制容积方法来离散方程，因而可以保证数值计算结果的守恒性，同时采用了非结 构化网格上的多重网格方法来求解代数方程。所谓多重网格方法就是为了克服固定网格的缺点而发展起来的迭代解法。采 用此法先在较细的网格上进行迭代，然后再在较粗的网格上进行迭代。如此逐步 使网格变得越来越粗，到最后一层粗网格时，节点数已不多，可以直接求解，然 后再由粗网格依次返回到各级细网格上进行计算，如此反复，最后在最细的网格 上获得所求的解。采用多重网格时，由于各种频率分量的误差可以得到比较均匀 的衰减，因而加快了迭代收敛的速度。对于气侧的空气流动，我们关注每一个空间位置上流体的瞬时速度，进而观 察整个计算区域内流体运动情况，因此采取了欧拉法；对气体的性质做出了以下假设：i. 气体是不可压缩流(incompressible);ii. 常物性(constant properities)；iii. 层流(laminar);iv. 稳态(steady state)v. 入口空气流动为均匀分布。3.2 网格划分数值模拟首先要对计算区域进行离散化，即网格划分。计算网格有结构化网格和非结构化网格之分。结构化网格是指网格节点依其 序号存在着空间位置的对应关系，因此，节点序号也是其在计算空间的逻辑坐标。 结构化网格又有正交和非正交之分，正交网格是指各簇网格线之间两两垂直，这 种网格的划分最为困难，对物理域的形状要求很高，当然应用也最受限制。由于 受到空间位置之间相关性的约束，结构化网格的形状也必须规整，一般为四边形(或 六面体)。非结构化网格则是指各网格点的序号与其空间位置之间没有任何对应关 系，节点序号仅仅是存储时的编号而已。这类网格的形状也很任意，在二维的情 况下可以是三角形、四边形或二者都有，对三维的情况可以是六面体、四面体、 金字塔形、三棱柱形或这些形式的组合。因此，非结构化网格可以应用于各种复 杂结构，这是其最大的优点。目前，采用非结构化网格的CFD程序很受欢迎，而 采用结构化网格的程序也大力加强其通用性，比如采用分块结构化网格。但从另 一方面来看，非结构化网格系统虽然网格生成简单，但在程序设计及其方程离散 化方面却比在结构化网格系统中麻烦得多，而且采用结构化网格求解的精度要比 在非结构化网格下高。因此，在目前的技术水平下，采用分块结构化网格的有限 容积法，在程序的灵活性、通用性和计算的精确性、鲁棒性方面能达到最好的折 中。另外网格质量对计算精度和稳定性有很大的影响。网格质量包括：节点分布， 光滑性，以及偏斜的角度(skewness)。单元的形状(包括单元的偏斜和比率)明显的 影响了数值解的精度。单元的歪斜可以定义为该单元和具有同等体积的等边单元 外形之间的差别。单元的偏斜太大会降低解的精度和稳定性。Fluent的前处理工具 gambit用等角斜度(EquiAngle Skew)来描述网格质量，定义如下：其中nnax和mn分别是多边形网格的最大角和最小角，是与网格边数相同的 等边图形的角度。一般地，小于0.75时可以接受的。划分网格时，采用非均匀网格，压力、速度和温度的梯度比较大的区域网格 稍密，梯度较小的地方网格稍稀疏，这样节省了运算量，而对计算的精度影响不大。图3.1和图3.2所示分别为流体区域和固体区域的网格，流体区域和固体区域 采用的都是非结构化的三棱柱网格，固体区域由于翅片厚度较薄，选用的网格较 小，为0.1，流体区域是0.2。图3.3所示是靠近翅片翅片式表面的边界层的划分， 这里的压力、速度、温度的梯度都比较大，划分了较密的边界层。如图3.4所示， 边界层处的网格选用的是规则的六面体网格。图3.5所示是网格的局部加密处，考 虑到计算机资源的限制，在划分网格的时候，靠近扁管壁面的网格逐渐加密，而 靠近对称面处的网格就显得稀疏得多了。划分下来，网格的总数目在230，000个 左右。通过采用不同的网格数目检验了网格无关性。测试表明所划分的网格单元数 足以消除网格密度的影响。 3.3 FLUENT计算过程网格划分完成后，选用FLUET6.2进行求解计算。本课题计算了多种工况，根 据实验工况设置相应的边界条件。采用FLUENT进行计算时，要对材料进行设置，固体材料是铝，根据厂家所 提供的资料，它的导热系数改为173 W/m2.c，其它采用默认值。而对于空气的物性参数，根据实验工况测出的进出口温度，取其平均值，采 用线性插值法查表算出其物性参数值。由于本课题主要考查的是气侧的传热和流动性能。为了验证模型的准确性和 精度，根据实验工况设置了相应的边界条件。每个模型计算了 9个工况点，每个 工况计算约1000次左右，残差值达到稳定，即可视为收敛。进行数据的后处理，这里主要计算的两个参数：一个是气侧压降；另一个是 气侧的换热系数。其定义如下：气侧压降：Ap = pm - pout(3.2)式中，Pm和Pout分别是空气进出口压力；Pa3.4 计算结果分析3.4.1 实验及实验数据的处理为了验证数值计算结果的精度及模型的正确性，对该散热器进行了相应的实 验，测试了其相应的数据。这里对实验装置和过程进行一下简单地介绍。图3.6为实验系统简图。在水路循环管路中，水流量由玻璃转子流量计5测量, 该流量计在实验前经过称重法标定。散热器水侧的进、出口温度分别由三对 0.2mm铜康铜热电偶插入散热器的上、下水室中测量。在风洞入口处装有均流格 栅6，以使布风均匀。空气流量由热球风速仪7测量。散热器前、后空气平均温 度采用0.2mm铜康铜热电偶测量，压降由倾斜式微压计9测量。测试过程中，保 持入口空气温度为35C左右，入口水温在85C左右，水侧流量基本不变，保持在 18L/Min，变化进口空气的温度，范围在26.96mS相应的入口空气流量在268 932m/h。当工况达到稳定后，测出了空气的出口温度，水的出口温度以及空气的 进出口压力，这里测的是表压。实验前，对实验装置系统进行了热平衡测试，水侧 量热与风侧量热的相对偏差低于5%。表3.1所示为实验所测试出的数据，包括进出口水温、进出口风温、水流量、 空气流量以及进出口空气压力。处理实验数据，得出所需要的实验结，算出了算 术平均传热温差，换热量，压降以及基于扁管基表面积的对流换热系数。表3.1实验数据及结果 Table3.1 Experiment data and results试件结构芯体有效换热面积L310xW120xD20，迎风面积0.0372m2; 2x20扁管12根，扁管基表面积 0.1488m2；翅厚0.1mm，翅高7.8mm，翅片密度840片/m，翅片面积0.9749m2，翅化比7.552(不考虑肋效率)。入口风 量(m3/h)进口风 速(m/s)入口风温 (。）出口风 温(C)热水流量 (L/min)入口水温 (C)出口水温 (C)算术平 均传热 温差(C)换热量(kW)风阻(Pa)基于扁管 基表面积 的对流换 热系数 (W/m2C)2682.00357318.78582.329.653.32640.3753.873372.5235.0171.918.7685.0181.829.954.05954.4910.794023.0035.0170.718.784.9681.130.1754.69170.41044.764703.5135.0469.418.7684.9980.630.5755.284881161.435343.9935.0468.118.7484.9580.130.9555.764104.81251.386024.5035.0367.118.7385.0679.731.3156.305123.21353.106695.0035.0165.718.4884.9779.531.886.659142.41403.747365.5034.9765.118.2985.0679.232.0956.946162.21454.448005.9735.0864.318.2585.0178.932.2657.322184.11525.098676.4734.9663.518.2384.9378.632.5357.711206.31592.789326.9635.0262.618.1185.0278.432.98.0132281636.80这里需要求出水侧的换热系数、换热面积及翅化效率，就可以由此求得气侧 的基于扁管基表面积的换热系数。扁管结构如图3.7所示：3.4.2 数值模拟计算结果1 流场分析针对本模型计算了九个工况，由于入口边界条件设定的是速度入口，而出口 边界设定的是压力出口。出口边界条件不变，改变了入口边界条件，迎面风速从 2m/s到7m/s。并对其流场进行了分析。图3.8，3.9，3.10，3.11所示的是对称面上局部的速度矢量图。图3.8，3.9所 示是迎面风速分别是2m/s、7m/s时进口翅片式处的空气速度矢量图，如图所示， 不管空气速度的高低，除了极少数流体从翅片式之间流过外，大部分流体都从百 叶.中间穿过。从流动效率来看，具有较高的流动效率，这对传热是有利的。流 体沿着翅片式方向流动，由于粘性的作用，在翅片式壁面附近速度较低，在. .中间具有较高的流速。图3.10，3.11所示为翅片中部导向翅片式附近的流动状 况，空气流动从这里变向，如图所示，大部分流体从翅片式顶部通过，其余部分 从翅片式下部通过，在中间翅片式上部，空气具有较高的流速，而在下部速度较 低。图3.8迎面风速Ufr=2m!s时对称面上入口附近的速度矢量图 Figure3.8 The velocity vectors of air near the entrance on the symmetry plane when Ufr=2m/s图3.10迎面风速ufr=2mls时对称面上入口附近的速度矢量图 Figure3.10 The velocity vectors of air near the mid-lourver on the symmetry plane when U/r=2m/s图3.11迎面风速ufr=7m/s时对称面上中间翅片式附近的速度矢量图 Figure3.11 The velocity vectors of air near the mid-lourver in the symmetry plane when ufr=7m/s图3.12清晰地显示了空气穿过整个翅片式的流动过程，空气从入口翅片式进 入，沿着翅片式流动，在翅片式中部变向，最后从出口翅片式流出，总共流经了 十一个翅片式翅片。图3.13是进口风速为2m/s时对称面上的速度等值线图。图3.13迎面风速Ufr=2m/s时对称面上的速度等值线图 Figure3.13 The velocity contours of air in the symmetry plane when Ufr=2m/s图3.14，3.15所示的是迎面风速为2，7m/s时对称面上局部的压力等值线图， 由图中可以看到，在前半部分的压降略小于后半部分的压降。图3.14迎面风速ufr=2m/s时对称面上的压力等值线图 Figure3.14 The pressure contours of air in the symmetry plane when Ufr=2m/s 306.22183158.83626-4.9254732图3.15迎面风速ufr=7m/s时对称面上的压力等值线图 Figure3.15 The pressure contours of air in the symmetry plane when Ufr=7m/s2)温度场分析图3.16所示为为迎面风速为5m/s时对称面上的温度等值线图，入口温度在 310K左右，出口温度即空气的最高温度在352K左右。图中标出了空气在中间百 叶.的温度，在340K左右。在前半部分的温度提高了约29度，后半部分的温度 提高了 12度左右，显然，换热主要发生在翅片式翅片的前半部分，这是由于在百 叶.翅片的前面部分温压较大的原因。图3.17所示为迎面风速为5m/s时，固体区域的温度分布图。如图所示，左面 为空气进口方向，右面为空气出口方向，下面温度较高的区域是冷却水管壁面。 该图清晰地显示了固体区域的温度分布情况。图3.17迎面风速ur=5m/s时固体区域(翅片式翅片和扁管壁)的温度云图 Figure3.17 The temperature contours of solid field(louver fins and tube wall) when Uf=5mJs图3.18所示为为迎面风速分别为2，4，5，7m/s时对称面的温度分布云图，温度范围是301K358K。左为空气进口方向，右为出口方向，可以较清楚地看出 在对称面上的温度分布情况。当迎面风速较小时，空气流量小，空气出口处具有 较高的温度。图3.18迎面风速Ufr=2m/s，4m/s，5m/s，7m/s时对称面上的温度分布图 Figure3.18 The temperature distributing of symmetry plane for the air frontal velocity Uf=2, 4, 5, 7m/s.3.4.3采用经验公式进行计算为了验证模型的正确性，本文除了进行实验研究、数值模拟外，并根据第一 章所介绍的经验公式，传热采用Webb26提供的经验公式，压降采用Yu-Juei Chang22提供的经验公式，运用MATLAB编程计算了翅片式换热器气侧在 实验工况下的流动和传热性能。3.4.4 数值模拟结果与实验数据及经验数据的的比较为了验证本文所建立的模型的合理性和正确性，现对数值模拟、经验公式计 算及实验测试等三种方法所得的结果进行了比较，如图3.19，3.20所示。从图3.19和图3.20可以看出，采用CFD技术进行数值模拟计算所得的换热 系数与流动阻力与实验所测的数据基本吻合，而按经验公式计算的结果与实验数 值相比，偏差较大，尤其是换热系数，其最大偏差达21%。换热系数的数值模拟 计算结果的平均偏差在7/。左右，只有在2m/s时，其偏差最大，达到16%，其余 均在10%以内。空气流动阻力的数值模拟计算其平均偏差在4%左右，在进口风速 较大时，如7m/s时，偏差最大，达到7%，其余各点吻合得很好，而按经验公式 计算的结果偏差较大。而在以前的文献中4()41，未考虑翅片导热与对流换热是耦 合的二维或三维模型，其误差都在20%以上，相比之下，模型得到了进一步的完0.002.004.006.008.00迎面风速(m/s)图3.19散热器气侧换热系数数值模拟计算、经验公式计算与实验值进行比较 Figur3.19 Air side heat transfer coefficient vs. air frontal velocity0. 002.004.006.008.00迎面风速(m/s)图3.20散热器气侧流动阻力数值模拟计算、经验公式计算与实验值进行比较 Figure3.20 Air side pressure drop vs. air frontal velocity分析数值模拟计算偏差产生的原因，一方面所参照的实验数据本身所带来的误差；另一主要原因是由于对模型的简化所带来的。而经验公式，其适用范围具有局限性，在某些范围内与实验数据吻合良好，其它区域偏差就比较大。4结构参数对翅片式翅片散热器性能的影响为了进一步分析翅片式翅片的各个结构几何参数对散热器传热和流动性能的 影响，以下的计算从翅片式的三个结构参数着手，翅片式间距4，翅片间距Fp, 翅片式角度0，如图4.1所示，Fp *是相邻翅片式之间的流道宽度，Fd是翅片流动 方向的长度。参考试验元件的结构参数，如表4.1所示，翅片间距分别取1.2mm， 1.4mm, 1.6mm,翅片式间距分别取1.5mm,1.7mm,1.9mm翅片式角度分别取25 ,27 ,29 ，总共建立了 27个模型分析了翅片间距、翅片式间距、翅片式翅片间距与 翅片间距比值、翅片式角度等几何参数对散热器性能的影响并进行了分析比较。表4.1模型的基本结构参数Table4.1 The basic structure data of model参数尺寸翅片间距 (mm)翅片式间距 (mm)翅片式角度 ()翅片厚度(mm)模型11.2，1.4，1.61.5，1.7，1.925， 27， 290.14.1翅片间距Fp的影响图4.2，图4.3所示分别为翅片间距为1.2mm和1.6mm，迎面风速为5m/s时对称面上的局部速度矢量图。翅片间距为1.6mm时，翅片间距增大，从上下翅片 间流动的空气量增多，根据流动效率的定义32，流动效率即是穿过翅片式的有效 流动量和总流量的比值，流动效率略有降低。这与Webb26定义的流动效率的计算 结果是一致的。图4.2迎面风速ufr=5mls时对称面上的局部速度矢量图图4.3迎面风速Ufr=5mls时对称面上的局部速度矢量图图4.4和图4.5所示分别为翅片间距为1.2mm,1.6mm时，对称面上的压力等值 线分布图。在同样的迎面风速情况下，翅片间距为1.2mm时的压降是翅片间距为 1.6mm时的1.5倍左右，这是由于Fp=1.2mm时，相邻两块翅片间的空隙较小， 流体几乎都是从翅片式间穿过，流速增大，导致摩擦阻力损失增大。而Fp=1.6mm， 较多的流体从翅片轴向方向穿过，即为管流，而没有从翅片式间穿过。图4.6和图4.7所示分别为翅片间距为1.2mm,1.6mm时对称面上的温度等值线 图，进口温度相同，而出口温度相差近8，Fp=1.2mm时的换热效果明显好于 Fp = 1.6mm时的换热。这是由于巧=1.2mm时绝大部分流体沿着翅片式方向流动， 相邻翅片式之间的流速较大，在气流的冲击下，在翅片式表面产生的热边界层明 显比Fp=1.6mm时的薄，在其表面具有较大的温度梯度，具有较好的换热效果。图4.6迎面风速Ufr=5m/s时对称面上的温度等值线图图4.7迎面风速Ufr=5m/s时对称面上的温度等值线图图4.8所示为Zp=1.5mm，0 =25时不同翅片间距时的压降性能比较，图4.9 是Lp=1.7mm，0 =27时不同翅片间距时的压降性能比较，图4.10是Zp=1.9mm， 0=29时不同翅片间距情况下的压降性能比较，从三个图上都可以看出，每条压 降曲线都是随着迎面风速的增大，压降增大。对比同一 Lp，0时的曲线，随着翅 片间距的增大，压降减小。图4.8中，Fp为1.2mm和1.4mm的变化差距较大，而 在图4.9和4.10中，当Fp为1.2mm，1.4mm时变化很小，而Fp为1.6mm时，随 着流速的增大，压降的减小非常明显。图4.11为Lp =1.5mm，0=25时不同翅片间距时的换热性能比较，图4.12是Lp =1.7mm，0 =27时不同翅片间距时的换热性能比较，图4.13是Lp =1.9mm， 0=29时不同翅片间距情况下的换热性能比较，从三个图上都可以看出，每条换 热系数都是随着迎面风速的增大，对比同一 Lp，0时的曲线，随着翅片间距的增 大，换热系数减小。图4.11中，Fp为1.2mm、1.4mm和1.6mm的变化差距较大， 而在图4.12和4.13中，当Fp为1.2，1.4时换热系数变化很小，特别是图4.13中， 两条曲线基本重合，而Fp为1.6时，随着流速的增大，换热系数的减小非常明显。 图4.11中，在迎面风速为7m/s时，翅片间距为1.2mm比翅片间距为1.6mm时增 大了约30%。式中，k0是无量纲量，h0和Ap。分别是试验元件气侧基于扁管基表面积的换热 系数(W/(m2 k)和气侧的压降(Pa)。k0越高，说明综合换热性能越好。由图4.14可以看出，在其它参数不变的情况下，较大的翅片间距具有较好的 综合性能。翅片间距为1.2mm，1.4mm情况下综合性能系数比较接近。综合以上对不同翅片间距下，气侧流动阻力和换热性能的分析比较，随着翅 片间距的增大，散热器气侧的压降基本都呈减小的趋势，相应地，基于扁管基表 面积的换热系数也减小，但减小的幅度不一样，而且减小的幅度和其它几何因素 也是密切相关的。这与Webb26试验测试和采用经验公式分析的结果是一致的，就 是当其它结构参数不变的情况下，随着翅片间距的增大，其流动阻力呈明显减小 的趋势，而流动效率较低，换热系数也会减小，但减小的幅度并不完全相同。4.2 翅片式间距Lp的影响这里为了考查翅片式间距对换热器传热和流动阻力特性的影响，从所建立的 模型中取出九个模型的计算结果进行了比较，分析了随着翅片式间距的变化，其 性能特性的变化趋势。图4.15，图4.16所示分别为翅片式间距为1.5mm和1.9mm时，迎面风速为 5m/s时对称面上的局部速度矢量图。翅片式间距为1.9mm时，翅片式之间的间距增大，翅片式之间的流道宽度增大，翅片之间的距离相对减小，空气从翅片式间 流动的比例增大，显然，根据流动效率的定义32，流动效率即为有效流动(翅片式 方向流动)流体和总流量的比值，流动效率增大。图4.15迎面风速Uf=5m/s时对称面上的局部速度矢量图图4.16迎面风速Ufr=5mls时对称面上的局部速度矢量图图4.17和图4.18所示分别为翅片式间距为1.5mm,1.9mm时对称面上的压力等 值线分布图。在同样的迎面风速情况下，翅片式间距为1.9mm时的压降比翅片间 距为1.5时略有增大，这是由于4=1.9mm时，翅片间的空隙较小，流体几乎都 是从翅片式间穿过，摩擦阻力增大的原因，而相邻翅片式之间的距离增大，压力 减小，其总体压降略为增大。图4.21为Fp=1.2mm，0 =25时不同翅片式间距的情况下的压降性能比较， 图4.22是Fp=1.4mm，0=27时不同翅片式间距时的压降性能比较，图4.23是Fp=1.6mm，0 =29时不同翅片式间距情况下的压降性能比较。从三个图上都可 以看出，每条压降性能曲线都是随着迎面风速的增大而增大，对比同一 Fp，0时 的曲线，随着翅片式间距的增大，压降值略有增大。可以看出，在以上模拟的情 况，翅片式翅片间距对压降性能的影响并不明显，随着翅片间距的增大，差别变 得略为明显。这是因为一方面翅片式间距增大，相邻翅片式之间的流动宽度增大， 翅片式之间空气流动的阻力略有减小，而另一方面，翅片式间距增大，在相同的 翅片数目下，翅片流动方向的长度增大，并且上下翅片之间的相对距离减小，增 大了流动的阻力，导致总的压降增大。 是FP=1.4mm，0 =27时不同翅片间距时的换热性能比较，图4.26是FP=1.6mm， 0=29时不同翅片间距情况下的换热性能比较。从三个图上都可以看出，每条换 热性能曲线都是随着迎面风速的增大而呈增大的趋势。对比同一 Fp，0时的曲线， 在图4.24、4.25中，在所计算的范围内，随着翅片式间距的增大，换热系数略有 减小，但变化并不明显，特别是图4.25的情况三条特性曲线几乎重合。图4.23中， 翅片式间距为1.5和1.7mm时变化并不明显，而在翅片式间距为1.9mm时，换热 系数减小极为明显，较小了 10%左右。综合以上对不同翅片式间距下，气侧流动阻力和换热性能的分析比较，随着 翅片式间距的增大，散热器气侧的压降会减小，相应的基于扁管基表面积的换热 系数也会减小，但减小的幅度并不一样，并且与其它几何因素密切相关，并不是 相互独立的。而在其它结构参数不变的情况下，综合性能比值随着翅片式间距的 增大而减小。4.3 翅片式间距和翅片间距比值(Lp/Fp)的影响前面两部分分别分析了在其它几何因素相同的情况下，翅片间距，翅片式间 距对传热和流动性能的影响，但这些因素并不是相互独立的，例如同样是比较不 同翅片间距的性能，但翅片式角度不一样，其比较得到的结果可能大相径庭。在 对散热器传热和流动性能的分析和比较时，翅片式间距和翅片间距的比值通常也 是一个重要的参数。由于翅片式间距、翅片间距以及翅片式角度这些因素对换热 器的传热和压降性能的影响并不是相互独立的，而是相互影响的，因此，分析(Lp/Fp) 对换热器传热和流动性能的影响是很有必要的。图4.28所示是迎面风速分别为2，4，7m/s时不同比值(Lp/Fp)时的压降性能比 较(0=27 )。如图所示，在风速为2m/s时，压降随比值的变化很小，当比值为 1.25时，存在一个极值点，这个值比Lp/Fp=1.6时的压降略小。分析其原因，当 翅片间距和翅片式角度为一定值时，其翅片式间距的最大值应小于FP / sin 0，翅片间距的比值最大也不超过(1/sin0 )2，正如我们所预测的，在同一 迎面风速下，随着其比值的增大，其压降增长越大。对于汽车散热器而言，过大 的压降没有任何实际意义了。图4.29所示是迎面风速分别为2m/s、4m/s、7m/s时 不同比值(Lp/Fp)时的换热性能比较(0=27 )。如图所示，显然，在比值为1.25， 在几种风速情况下都具有最大的换热系数，也就是具有最好的换热性能，而在该 点以前，在同一迎面风速下，换热系数随着比值的增大而增大，该点以后，换热 系数随着应迎面风速的增大而减小。并且当迎面风速越大时，翅片式间距与翅片 间距比值(Lp/Fp)对压降和换热性能的影响越大。图4.30所示是迎面风速分别为2