基于流動換熱特性管帶式散熱器結構優化

葉 莉，馮曉莉

（1.揚州工業職業技術學院，江蘇 揚州 225009；2.揚州大學，江蘇 揚州 225009）

1 引言

散熱器作為發動機重要的附屬結構單元，是發動機散熱的重要換熱單元。散熱器將冷卻循環液從發動機缸套帶來的熱量，通過散熱管和翅片等散發傳遞到流過散熱的空氣中，實現熱量的傳遞，保證發動機工作在合理的溫度范圍內[1]。散熱器的尺寸必須滿足安裝要求，因此在有限的空間內，設計散熱效率最高的散熱器是必須面對的問題，對此進行分析具有重要的應用價值。

學者對散熱器進行了一定的研究：文獻[2]采用試驗方法對不同散熱器的布置形式對散熱效果的影響進行分析；文獻[3]采用建模仿真的方法對影響散熱器的參數進行分析，獲取影響規律，進而對結構進行優化；文獻[4]分析不同的散熱器管道結構布置對散熱效率的影響；文獻[5]采用計算流體力學方法對發動機冷卻系統的匹配特性進行分析，以獲取最優的設計組合。根據散熱器結構特點，基于散熱器CFD流場分析，獲得影響散熱面積的主要參數。采用多孔介質代替散熱器芯體對散熱器整體進行仿真，獲得冷卻管束內熱流分布情況；基于上水室入口位置對散熱器散熱的影響分析，對散熱器進出水口的相對位置進行優化；對比分析冷卻管間距對散熱器壓損和散熱能力的影響，獲得最佳翅片間距對原型散熱器進行改進設計；因此獲得最優設計，并與原設計進行參數對比。

2 管帶式散熱器結構

為了增加散熱面積，在冷卻管外布置散熱片或散熱帶增加傳熱面積，常用的散熱帶有管片式和管帶式兩種[6]，如圖1所示。

圖1 不同散熱器形式Fig.1 Different Radiator Form

前者的剛度好、耐壓高；但成本高；后者結構簡單，成本低，效果好。波紋式管帶式散熱器散熱帶的結構圖，如圖2所示。

圖2 波紋式散熱帶結構示意圖Fig.2 Schematic Diagram of Corrugated Heat Sink

圖中：FL—波高；

FP—波距；

Ft—散熱帶的厚度；

n—每排管子數；

H—芯子高度；

A1—散熱帶散熱面積，則散熱帶散熱面積為：

由圖2和式（1）可知，波高FL的數值，直接影響到T和b的取值；而波距Fp則直接影響散熱面積的大小。而參數之間是相互影響的，因此，對散熱器的優化是一個綜合平衡的最優化設計[7]。

3 管帶式散熱器流動換熱特性

3.1 仿真計算模型

對散熱器模型進行一定的簡化，簡化后的計算模型，如圖3所示。

圖3 簡化分析模型Fig.3 Simplified Analysis Model

3.2 散熱器整體管內水流模擬

冷卻回路中，冷卻液從發動機出來后，先后經過水式散熱器和液壓油冷卻器及相關冷卻管道等。其中，油冷卻器的降壓為（15～20）kPa，管道的壓損為7.8kPa，而散熱器壓力蓋的壓力因為能夠自由調節而不能確定，因此取發動機外環路允許的最大壓損34kPa（5 spi）下的流量4.55 L/s為散熱器的入口體積流量[8]。通過Solidworks建立與原型散熱器等尺寸的模型，很容易可以獲得散熱器冷卻管內水流的平均流速為1.13 m/s。

3.3 換熱單元數值模擬分析

首先對換熱單元進行流動換熱模擬。邊界條件設置：進口水管：流速1.13 m/s；溫度98℃；附加壓力0。進口空氣：流速8 m/s；溫度20℃；附加壓力0。出口水管和出口空氣：static pressure。在管內流速1.13 m/s的條件下，以外部風速8 m/s為假定風速，對散熱帶翅片的性能進行研究結果，如圖4所示。

圖4 局部仿真結果Fig.4 Local Simulation Result

從圖4（a）溫度分布圖可以看出外部冷空氣掠過冷卻管散熱帶翅片強制對流換熱后溫度升高。冷卻空氣出口面溫度監測顯示：最高溫度38.517℃，最低溫度31.058℃，平均溫度35.383℃。從圖4（b）壓力分布圖可以看出外部冷卻空氣掠過散熱器翅片后，由于冷卻管和翅片的存在使空氣經過時產生流動阻力，并且隨著管排數的增加壓力有規律的降低。從截面圖也可以看出由于翅片間距合理，壓降較小。從圖5（c）速度分布圖可以看出外部流場的運動軌跡和速度分布。進氣口導風罩壁面對邊緣管束的進風速度影響較大；中間管數兩側管束間隙的出口速度為進口速度的2倍左右。速度監測面顯示：冷卻空氣的最大流速可達20.211 m/s。

從圖5翅片上溫度分布情況可以看出，迎風面第一排翅片上溫度差異較大，冷卻空氣對翅片的換熱效果較好，隨著管排數的增加，翅片溫度分布逐漸均勻，第三排時翅片與冷卻空氣的換熱已達到極限，因此翅片排數在設計時一般不超過4排。通過共軛傳熱流動換熱耦合計算得到外部空氣流速8 m/s所對應的4排翅片換熱系數為：0.003276 W/（mm2.℃）。用相同的方法，取中冷器局部單元為研究對象。邊界條件設置：增壓空氣進口：壓力208kPa；溫度187℃。冷卻空氣進口：流速1.13 m/s；溫度98℃；附加壓力0。出口水管和出口空氣：static pressure。

圖5 翅片溫度分布圖Fig.5 Fin Temperature Distribution

4 管帶式散熱器結構優化

4.1 上水室入水口位置的優化分析

散熱器內部流體的熱量分布不均與每根冷卻管的進口處的湍流程度有密不可分的關系。湍流強度大，流體相互擠壓，導致體進入冷卻管的流速不均。取長度200 mm 的一排冷卻管（40列），在散熱器入口體積流量4.55 L/s條件下，研究上水室入口位置對冷卻管進口速度的影響情況，如圖6所示。

圖6 上水室流體流動軌跡圖Fig.6 Flow Chart of Fluid Flow in the Upper Water Chamber

從圖6 流體流動軌跡圖可看出，流體從入水管進入上水室后，改變流動方向后渦旋前進分別流向上水室的左右兩端，與近端面之間的腔體內流體湍流程度較大，與遠端面之間的腔體內流體湍流程度較小。取距冷卻管入水口平面2 mm處的平面為研究平面，以該平面上冷卻管中心線長度為橫坐標，近端面交點為原點，遠端面交點為終點，研究該中心線上流體的速度及壓力分布情況，如圖7所示。

圖7 冷卻管排中心線方向沿程參數變化Fig.7 Variation in the Direction Along the Centerline

圖中，每個曲線的尖點為該冷卻管段的入口參數，而冷卻管間隙的速度和壓力均于近壁面處梯度陡增。0.38 m相對應的位置是入水口中心點位置，可看出入水口正下方的冷卻管入口速度和壓力趨于整體平均值，并沒有因為流體改變方向產生太大影響。圖7的曲線參數均沿橫坐標波動變化，這是因為流體在上水室中渦旋前進，流體之間不斷地相互擠壓造成的，除去流體渦旋造成氣積和壁面沖擊腐蝕的影響，就冷卻管入口流速而言并沒有太大的影響。

4.2 散熱器進出水口相對位置的優化分析

造成圖8流體熱量分布不均的現象還有一個重要的原因就是散熱器進出水口相對位置。目前進出水口相對位置有三種搭配方式：右上右下（或左上左下）、左上右下（或右上左下）和中上中下。現對右上右下、左上右下和中上中下三種模式仿真建模分析，流體流動過程中的瞬態截圖，如圖8所示。

從圖8（a）可以看出，散熱器進水口右上位置，出水口右下位置，熱流體分布偏右側；圖8（b），散熱器進水口左上位置，出水口右下位置，芯體部分熱流體分布偏左側；圖8（c），散熱器進水口位于上水室中間，出水口位于下水室中間，芯體部分熱流體沿軸向對稱。根據最小熱阻理論，流體會選擇阻力最小的路徑，因此8（b）中流體會先垂直通過冷卻管，然后在下水室內混合從出水口流出。

圖8 進出口相對位置對比分析Fig.8 Comparative Analysis of Relative Position of Import and Export

4.3 冷卻管管間距的優化分析

4.3.1 管排數對阻力影響

散熱器換熱單元為研究對象，取空氣通道過翅片間隙的冷卻空氣的速度、溫度和壓力的仿真數據，以翅片間隙通道長度為橫坐標，速度、溫度和壓力各項參數為縱坐標，研究管排數變化對各參數的影響，如圖9所示。沿翅片間隙隨著流程的增加，流體的速度、溫度和阻力均接近線性變化。因此在確定管排數阻力的時候，可參考上述曲線進行估算。

圖9 翅片間隙沿程參數變化Fig.9 Variations in the Parameter of the Fin Gap

4.3.2 管列間距對散熱器性能的影響

（1）壓力隨管間距的變化

如圖10所示，由圖可知，當通過的空氣流速相同時，隨著管道間距的減小，壓降逐漸增加，主要由于隨著管列間距的減小，管隙間流體的流動對應的雷諾數不同，空氣側的流動情況也不同。

圖10 變翅片間隙壓力對比Fig.10 Comparison of Variable Fin Gap Pressure

（2）溫度隨管間距的變化

變翅片間隙溫度對比，如圖11所示。對比可知，溫度的變化與壓力的變化呈現相同的趨勢，主要由于間距減小，熱量交換過程中的壓降和紊流程度不同，適當減小翅片的間距可以增大紊流程度、提高散熱能力。

圖11 變翅片間隙溫度對比Fig.11 Comparison of Variable Fin Gap Temperature

（3）散熱器性能隨翅片間距的變化

綜合以上分析可知，翅片間距減小，在同一空氣流量下，流體的雷諾數各不相同，所以換熱系數也隨之改變。現將不同間距下的換熱系數和壓降，如圖12所示。

圖12 不同翅片間距換熱系數和壓降特性曲線Fig.12 Effect of Different Fin Spacing

由圖12可以看出，在翅片間距（7～3）mm的范圍內，隨著翅片間距的減小氣側傳熱系數逐漸增大，壓力損失越來越大。也就是說在冷卻空氣流速一定的情況下，隨著翅片間距的減小，散熱器的壓損越大，傳熱系數越高。

根據散熱器制造廠商提供的數據顯示，散熱器的總阻力最大限制為（500～800）kPa。所以，對于雙側波紋散熱帶的管帶式散熱器，可以提高原型散熱器芯體的密度，在加工工藝允許的情況下選擇較小的翅片間距。若將散熱器的翅片間距優化為3mm，則與原型散熱器對比，如表1所示。

表1 優化前后參數對比Tab.1 Comparison of Parameter Before and After Optimization

從表中可以看出若將原型散熱器的翅片間距改為3 mm后，氣側的總散熱面積為29.10 m2＞26.54 m2，滿足設計要求；阻力雖然升高至279.73kPa但小于300kPa，不超過風扇背壓，滿足要求。從質量上看，整個散熱器質量減少38.21 kg，若按照現市場上黃銅的價格42元/kg計算，可節省成本1604.82 元。

5 結論

基于散熱器流動換熱特性，對管帶式散熱器進行結構優化，結果可知：

（1）管帶式散熱器的結構分析可知，波高FL與芯體厚度T和散熱管厚度b密切有關；波距Fp直接影響散熱帶的表面散熱面積大小；

（2）根據最小熱阻理論，流體會選擇阻力最小的路徑，散熱器進出水口左上右下的布置中流體會先垂直通過冷卻管，然后在下水室內混合從出水口流出，設計最優；

（3）對于雙側波紋散熱帶的管帶式散熱器，可以提高原型散熱器芯體的密度，在加工工藝允許的情況下選擇較小的翅片間距。若將散熱器的翅片間距優化為3 mm，氣側的總散熱面積、阻力均滿足要求，而整個散熱器質量減少38.21 kg，可節省成本1604.82 元。