百叶窗式翅片换热器中的耦合传热

表 1 散热器结构参数和百叶窗结构参数 mm
结构 参数
as ×bs ×cs
FP L P F th θ S1 S2 Fh Fd
尺寸 310 ×120 ×20 1. 2 1. 7 0. 1 27° 1 1 7. 8 20
3 收稿日期 : 2005 - 05 - 10 作者简介 :漆波 (1976 - ) ,男 ,重庆江津人 ,重庆大学硕士研究生 ,主要从事传热传质方向的研究.
图 6 迎面风速 4 m / s时对称面上的温度分布图
图 7为散热器迎面风速 4 m / s时计算得到对称面 上的温度等值线图. 由图可见 ,在散热器前半部分翅片 表面空气温度梯度较大 ,这说明换热主要发生在散热 器的前半部分. 这一点从图 8 中翅片的温度分布图中 也可以得到证实 ,说明散热器结构还可以进一步优化.
6) 固体和液体区域交接面为耦合传热面 ;
7) 其它壁面设定为绝热壁面.
对上述翅片内导热和空气间相互耦合的传热问
题 , 利用控制容积有限元法进行整体耦合数值求
解 [8 ]. 区域离散采用分区多块网格划分的方法 , 流体
和固体区域各自采用非结构化的棱柱体单元进行离
散. 为了保证模拟的精度 ,在与固体壁面相邻的流体区
]
-
5P 5xi .
(2) 能量方程
5 5xi
(ρui
cp
T)
=
5 5xi
[
(λ
5T 5xi
)
]
+
5ui 5xj
[μ(
5ui 5xj
+
5uj 5xi
)
-
2μ 5uk 3 5xk
]
.
(3)
固体区域内不存在动量的控制微分方程 , 能量微
分方程 ( 3)对固体区域仍然是适用的 , 只是固体区域
内能量方程中包含速度项均为零.
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重庆大学学报 (自然科学版 ) 2005年
- λ 5t 5n w
=α( tw
-
tf ) ,
(6)
ห้องสมุดไป่ตู้
水侧换热系数由经验公式计算得到 ;
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的经验公式计算结果. 由图 4和图 5可见 ,百叶窗翅片 式换热器气侧换热系数与流动阻力的数值计算结果与 实测值相当吻合. 换热系数的数值计算结果较实测结 果平均偏高 7%左右 ,而按 W ebb经验公式计算结果比 实测值普遍偏低 ,与实测值的最大偏差达 21% (在较 大迎风速度下 ) , 只有在 3 m / s左右的迎风速度下 W ebb公式计算结果与实测值吻合较好. 空气侧流动 阻力的数值模拟计算与实测值的平均偏差只有 4%左 右 ,而按 W ebb经验公式计算的流动阻力在流速较大 时明显低于实测值.
1 耦合传热的物理数学模型
如图 1所示为某汽车散热器芯体结构和百叶窗结
构示意图. 冷却水从扁管内流过 ,通过管壁和翅片的导
热过程将热量传递到翅片表面. 冷却空气流经百叶窗
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. 散热器的几何结构尺寸和百叶窗的结构参
数分别见表 1. 为简化起见 ,假定每个翅片间流道是均
图 4和图 5分别绘出了换热系数和流动阻力的数 值计算结果与实测值的比较 ,图中同时列出了按 W ebb
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第 28卷第 10期 漆 波 ,等 : 百叶窗式翅片换热器中的耦合传热
图 7 对称面上温度等值线图
图 8 翅片表面温度分布
3 结 论
1) 建立了百叶窗式翅片散热器内翅片导热与空 气对流换热的耦合传热模型 ,并在原形散热器实验测 试工况进行了相应的数值计算.
2) 与按经验公式计算结果相比 ,数值计算的空气 侧传热系数和流动阻力更接近实验测试结果.
3) 数值计算结果揭示了百叶窗式翅片散热器内 的流动结构和温度分布 ,证明翅片散热器结构有待进 一步优化. 参考文献 :
2005年 10月 第 28卷第 10期
重庆大学学报 (自然科学版 ) Journal of Chongqing University (Nɑturɑl Science Edition)
文章编号 : 1000 - 582X (2005) 10 - 0039 - 04
Oct. 2005 Vol. 28 No. 10
[ 4 ] W EBB R L. Prediction of Heat Transfer and Friction for the Louver Fin Geometry[ J ]. Journal of Heat Transfer, 1992, 114: 893.
[ 5 ] CHANG YU 2JUE I, HSU KUE I2CHANG, L IN YUR 2TSA I, et al. A Generalized Friction Correlation for Louver Fin Ge2 ometry[ J ]. International Journal of Heat and M ass Trans2 fer, 2000, (43) : 2 237 - 2 243.
(4)
4) 对称面设定为对称边界条件
5u 5x
=
5v 5y
= 0, w
= 0;
(5)
5) 冷却壁面设定为第 3类边界条件
图 3 计算区域网格划分示意图
2 计算结果及其分析
目前 ,最常被引用的计算百叶窗式翅片散热器流 动换热特性的经验公式是国外学者 W ebb[1, 4 ]提出来 的 ,他采用分区的方式建立了一套计算百叶窗翅片式 换热器空气侧换热系数和阻力特性的经验公式 , 由于 分区方式和计算公式繁复 ,在此不再赘述. 其计算的最 终结果是基于扁管表面积的空气侧平均换热系数 , h =Q / [Aw ( Tw - Tref ) ],式中 , Q 为换热量 , Aw为扁管光 表面面积 , Tw表空气侧扁管光表面平均温度 , Tref采用 空气进出口平均温度. 为了分析数值模拟结果的可靠 性 ,笔者在重庆超力高公司的协助下 ,测试了散热器的 流动和传热性能. 散热器的运行工况条件为 :扁管水侧 温 度 358 K, 水 侧 光 表 面 当 量 对 流 换 热 系 数 2 000 W / (m2 ·K) ;散热器迎面风速 2 ～7 m / s,入口 风温 308 K. 笔者针对试验散热器在测试工况范围内 对上述散热器单元模型区域内的耦合对流传热过程进 行了数值计算.
边界条件的设定 :
1) 进口 :假定入口速度为均匀来流 ,
u = con st, v = w = 0, Tin = con st; 2) 出口设定为压力出口边界条件 ;
3) 上下面设定为周期性边界条件 , 在这里 , 上下 表面的温度 、速度与压力等皆相同 ;
< ( x, y, 0) = < ( x, y, h) ;
[ 1 ] W EBB R L. The Flow Structure in the Louvered Fin Heat Exchanger Geometry[ J ]. SAE, 1990, 900722: 1 - 12.
[ 2 ] MARLOW E E, THOLE K A. Experimental Design for Flow2 field Studies of Louvered Fins [ J ]. Experimental Thermal and Fluid Science, 1998, (18) : 258 - 269.
域均划分了网格较密的附面层 (见图 3) .
图 1 百叶窗式换热器芯体和百叶窗结构简图
图 2 百叶窗翅片换热器耦合传热单元模型
其控制微分方程用张量形式表示如下 :
连续方程
5 (ρui ) 5xi
=0.
(1)
动量方程
5 5xj
(ρui
uj
)
=
5 5xj
[μ(
5ui 5xj
+
5uj 5xi
)
-
2μ 5uk 3 5xk
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所示.
扁管制冷剂侧假定为对流换热边界 ,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.
[ 6 ] LYMAN A C, STEPHAN R A , THOLE K A , et al. Scaling of Heat Transfer Coefficients A long Louvered Fins[ J ]. Ex2 perimental thermal and Fluid Sciense, 2002, ( 26 ) : 547 - 563.
[ 3 ] KIN MAN 2HOE, CLARK W BULLARD. A ir2side Thermal Hydraulic Performance of M ulti2louvered Fin A lum inum Heat Exchanger[ J ]. International Journal of Refrigeration, 2002, (25) : 390 - 400.
实验测试的换热器迎面风速度为 2～7 m / s范围. 以翅
片间距 1. 2 mm 为特征尺寸计算翅片间流道内气流的
最大 Reynolds数不超过 500,因此 ,百叶窗翅片散热器
内的流动为层流. 流体的物性参数由进出口平均温度
查取.
很显然 ,这是一个固体壁内的导热与气流对流之
间相互耦合的复杂多维对流传热问题.
百叶窗式翅片换热器中的耦合传热 3
漆 波 ,李 隆 键 ,崔 文 智 ,陈 清 华
(重庆大学 动力工程学院 ,重庆 400030)
摘 要 :对汽车上常用的百叶窗式换热器的传热过程进行了分析 ,建立了翅片内导热与翅片间耦合
对流换热的物理数学模型 ,并采用数值分析方法对该耦合传热问题进行了数值模拟计算. 计算结果揭示
图 4 百叶窗翅片散热器气侧换热系数
图 5 百叶窗翅片散热器气侧流动阻力
图 6所示为 4 m / s迎面风速下计算模型对称面上 的速度矢量图 ,从图中可以清楚地了解到翅片换热器 内空气流动结构. 由图可知 ,换热器内空气以穿越百叶 窗的流动为主 ,与文献报道的研究结果一致. 图中带箭 头矢量的长度表示速度的相对大小 ,可见换热器内最 大流速出现在模型中部偏后的位置 ,即流动改变方向 的第一个翅片通道.
了百叶窗翅片换热器内部的流场结构和换热状况. 与经验公式计算结果相比 ,数值计算的百叶窗翅片换
热器通道阻力和换热系数显示出与实测值更好的一致性.
关键词 :百叶窗翅片换热器 ;耦合传热 ;数值计算
中图分类号 : TK124
文献标识码 : A
汽车散热器是汽车冷却系统中不可缺少的一个组 成部分 ,其性能好坏对发动机的动力性 、经济性和可靠 性有很大的影响. 优化散热器的设计包括使其传热最 强 ,并且最小化其流动阻力. 对大多数紧凑式换热器而 言 ,其主要热阻在空气侧. 百叶窗式翅片具有切断散热 器上气体边界层的发展 、减小边界层厚度 、提高散热器 性能的作用. 目前 ,国内外散热器产品中 ,产品结构向 紧凑 、高效 、轻量化方向发展. 百叶窗式汽车换热器的 比重明显上升. 近年来 ,国外不少学者对百叶窗式翅片 换热器的流动结构 、传热与阻力特性进行了大量的实 验研究 [ 1 - 3 ] ,并在实验基础上整理得到一些计算流动 和传热性能的经验关系式 [ 4 - 6 ]. B aliga[ 7 ]等采用控制有 限容积法 ,建立了二维的模型 ,分析了百叶窗翅片的流 动和传热特性. 对于车用百叶窗式换热器 ,由于构成翅 片间流道的结构较复杂 ,因此其内部流动与传热过程 非常复杂 ,很难用实验方法准确测定其内部流场结构 和换热特性. 此外 ,翅片内的导热与翅片间流体的对流 传热是一个相互耦合的换热过程 ,这一点在以前的研 究中都未加以考虑. 采用数值计算方法可以比较快捷 、 准确及直观地反映流体在换热器中的流动结构 ,预测 百叶窗翅片换热器换热特性 ,进而实现换热器设计方 案的改进和优化. 笔者拟建立百叶窗换热器中翅片与 流体间耦合对流换热的数学模型 ,并采用数值方法进 行求解.