新型管芯式散热器热工性能试验研究

出公式计算出换热面两侧的对流换热系数α1 、α 2 的数值后,代入总的传热方程式(4)算出一
组传热系数，即为计算得出的K值，记作Kj,把这一组计算所得的传热系数与对应试验点的传
热系数K值进行比较，可用下面的公式作为优化计算的目标函数：
∑ ( ) minF( X ) =
n
⎢ ⎢
K
ji
X
−
Ki
⎥ ⎥
( ) i=1 ⎢⎣ K ji X ⎥⎦
三 实验结果的处理与理论分析
由试验中的各工况下测得的水与空气的温度、动压和阻力等原始数据，根据计算公式， 就可得到各个试验点的水流量、水的散热量、水阻、空气的质量风速、吸热量、传热系数和 风阻等性能参数，由这些参数可整理成相应的准则方程。
通过传热特性试验计算出的散热器的传热系数之后，，本文在试验数据的处理中，采用 了最优化方法，整理出二排管、三排管、四排管的对流换热系数等准则方程。此方法通过计 算机来实现，事先必须把传热特性数据计算数学化，主要的步骤如下：
三排、四排管的传热系数，但四排管的传热系数并不比三排管的高，而且管排数的增 加将明显导致空气阻力的增加，因而三、四排管之间的散热效果的差别才不明显，说 明此种散热器的最佳管排数为三排管。
参考文献
[1] Webb R L. Prediction of Heat Transfer and Friction for the Louver Fin Geometry [J] .J of Heat Transfer. 1992,114～893
[4] Cowell T A ,Heikai M R, Achdichia A. Flow and Heat Transfer in Compact Louvered Fin

Surfaces, in: Aerospace Heat Exchanger Technology 1993.Elsevier Science Publishers B. V. 1993,549～560 [5] Achaichia A. Cowell T A .Heat Transfer and pressure Drop Characteristics of Flat Tube and Louvered plate Fin surfaces .Experimectal Thermal and Fluid Science 1988,(1): 147～157 [6] 杨家骐, 《汽车散热器》, 第一版, 人民交通出版社, 1982。 [7] 杨连生，《内燃机设计》， 第一版， 中国农业机械出版社. 1981。 [8] 姚仲鹏， 《车辆冷却传热》， 第一版， 北京理工大学出版社， 2001。

新型管芯式散热器热工性能试验研究
席明智，李迎春，关颖，盖永田
（内蒙古工业大学 能源与动力学院 呼和浩特 010062）
(lyc322422@)
摘 要:汽车散热器是汽车的重要部件，它是水冷式内燃机冷却系统中不可缺少的组成部
分，它的正常工作对发动机（内燃机）的动力性、经济性和可靠性至关重要。本文通过试验 的方法对新型管芯式散热器进行了研究，根据国家标准建立了一套汽车散热器热力性能试验 系统；运用该系统对管芯式散热器进行了较为系统的试验研究，获得了它的三种水管排数下 的传热与阻力特性的试验数据；运用最优化方法通过计算机编制程序，对数据进行处理和计 算，从而得到了管芯式散热器的三种管排数的空气侧与水侧的对流换热准则方程式。
计的要求，因此上述准则式对此种散热器是可信的。
四结论
a. 空气流量和水的流量对散热器的传热及阻力特性均有较大的影响，当空气流量增加时， 散热器的传热系数有明显的提高；
b. 当水流量（流速）增加时，散热器的传热系数也有明显的增大；
c. 散热器的水管排数对其传热系数有影响，试验结果表明，二排管的传热系数明显低于
e2
r2
Nu1 = 0.29Re10.66Pr10.33(μ1/μw1)0.14
Nu2
=
R P 0.99 0.61 0.4
e2
r2
对二、三、四排管分别进行了 25 个工况的试验，上述参数是依据这 25 个工况点的试验
数据进行最优化程序计算得出的，为了说明上述参数的正确性，由三种管排数下的传热系数
的 计 算 值 Kj 、 试 验 值 K 以 及 二 者 的 相 对 误 差 ， 此 公 式 中 的 传 热 系 数 K 的 单 位 为 国 际 单 位 [w/m2·℃]。经过计算对比可以得出，传热系数的最大相对误差为 6.75％，完全满足工程设
图 2 为实验系统简图，再水路循环管路中，水流量由标准孔板流量计（17）测量，配用 最小刻度值为 1 毫米的 U 形管汞柱压差计，安装方式按照 JB1041-67《水柱流量的的测定方 法》进行。进出口温度均由精度为 0.1 的水银温度计测量。在风洞入口处均有整流网，采用 24 目三层钢丝网，每层间距为 100mm。风速测量，采用毕托管并配用最小刻度值为 0.1 毫米 的倾斜式微压计（4）。进出风温度（5，7）热电偶堆测温网，由 25 对铜-康铜热电偶并联接 线组成，测温点在测量段截面的均布。
c1
Re1n1
Pr1m1
⎜⎜⎝⎛
µ1 µ w1
⎟⎟⎠⎞ 0.14
与
α2
=
λ2 De2
c2
Re
n2 2
Pr2m2
由已推导出总的传热方程: k =
1
(4)
1 +r+
1
α1 A1
α 2 ( AΙ + η f AΠ )
这样从给定的一组初始参数(c1、n1、m2、c2、n2、m2)出发，由上述公式（1）、（2）推导
开始时给出，如翅片和水管的当量直径De1、De2,翅片和水管壁的导热系数λf、λw，翅片的高
度及厚度H、δ，水侧与空气侧的传热面积A1、A2，翅片散热面积AⅠ及水管暴露于空气流中的
面积AⅡ等。
b.确定目标函数：
散热器的换热面两侧的对流换热准则方程由相关工程传热的经验公式给出,
水 侧：
Nu1 = C1Re1n1Pr1m1(μ1/μw1)0.14
二排管： 三排管： 四排管：
水 侧： 空气侧： 水 侧： 空气侧： 水 侧： 空气侧：
Nu1 = 0.28Re10.67Pr10.33(μ1/μw1)0.14
Nu2
=
R P 0.96 0.58 0.4
e2
r2
Nu1 = 0.28Re10.677Pr10.33(μ1/μw1)0.14
Nu2
=
R P 0.99 0.59 0.4
a. 输入计算所需的数据：

由原始的试验数据通过一系列热工计算公式可求得计算机程序中所需输入的数据，这
些数据包括进出口的水温th1、th2，进出口的空气温度tc1、tc2，水侧与空气侧的雷诺数Re1、
Re2，由试验获得的传热系数K。同时，计算对流换热系数所需的一些中间变量也要在程序的
[2] Webb R L. The Flow Structure in the Louvered Fin Heat Exchanger Geometry. SAE 1990， 900722.1～12
[3] Webb R L. Farrell P A. Improved Thermal and Mechanical Design of Copper/Brass Radiators, SAE 1990, 900724.737～750
(1)
空气侧：
R P N = C n2 m2
u2
2 e2 r2
(2)
式中Nu为努谢尔特准则，
N = α ⋅ De
(3)
λ
式中：α对流换热系数[W/m2·℃]；Re雷诺数De当量直径[m]；λ流体的导热系数[W/m·℃]； ν流体的运动粘度[m2/s]。于是由公式（1）、（2）可以得到公式：
α1
=
λ1 De1
管芯式 300×300×88 25,38,50 4.3×18
115
4. 8
6.574

图 1 翅片结构
图 2 实验装置简图
1 进风口 2 整流网 3 前风筒 4 风速测量 5 进风温度 6 进水温度 7 出口温度 8 后风筒 9 方-圆过渡段 11 挠性联接 12 风机 13 微调风量口 14 主风量调节口 15 加热装置 16 水阻测量 17 水流量测量 18 水阻测量 19 风阻测量 20 出水温度 21 试件
关键词：管芯式换热器；性能实验L＆M 散热器联合公司于上世纪八十年代才开始的， 九十年代在康明斯重型矿用汽车上装用，但一直未见其热力性能的相关报道，国内也没有针 对管芯式散热器的研发及其热力性能和结构设计的报道。国内外对于管片式和管带式散热器 的研究已很深入，针对管芯式散热器目前尚缺少理论上的系统性基础研究。因此，对管芯式 散热器进行热力性能试验研究，确定其热工参数的经验公式，验证理论分析的正确性，将是 具有创新意义的。
式中，i =1,2,3,…,n,为试验工况点数。
X = [c1 n1 m1 c2 n2 m2 ]T

这样，通过一系列基本理论工式就建立了目标函数与初参数之间的函数关系。通过目标函数
最小值的优化计算，确定各个未知参数，可获得对流换热面两侧的对流换热准则关系式。
二 实验装置和实验方法
图 1 是管芯式散热器的翅片简图,散热器的实验元件结构参数,表 1 介绍管芯式散热器结
构参数。
表 1 二,三,四排管芯式散热器结构参数
散热器结 芯子结构尺寸芯 冷 却 水 管 冷却水管 散 热 带 散热带
形 式 宽×芯高×芯
数 目 尺寸(mm) 数 目 节距(mm)
散热带面 积(m2)