汽车散热器空气流动阻力特性的数值计算研究

第17卷 第4期厦门理工学院学报Vo.l 17 No .4 2009年12月Journal of Xia m en Un i versity of Technol ogy Dec .2009[收稿日期]2009-09-27 [修回日期]2009-11-20[作者简介]袁志群(1983-),男,湖南安乡人,助教,硕士,从事汽车空气动力学以及汽车安全研究.汽车散热器空气流动阻力特性的数值计算研究袁志群,许建民(厦门理工学院机械工程系,福建厦门361024)[摘 要]以获得散热器空气流动阻力、研究汽车发动机舱内流阻力为目的,针对常用的百叶窗汽车散热器,建立了空气流动数学模型,采用CFD 方法对不同流速下的空气流动特性进行了数值计算,分析了空气流动阻力的组成,得出了阻力特性曲线.在此基础上,对该散热器的相似模型进行了阻力预测.计算结果表明:空气流动阻力的数值计算结果相对于实验结果的平均相对偏差为4198%,其精度可满足工程的需要.计算分析结果为汽车设计初期发动机舱内流阻力特性预测提供了参考数据.[关键词]散热器;空气流动阻力;发动机舱;内流阻力;阻力特性[中图分类号]U4641138+12 [文献标志码]A [文章编号]1008-3804(2009)04-038-05汽车空气阻力特性预测是汽车设计初期的一项重要工作,而内流阻力特性又是空气阻力特性的主要组成部分,其中散热器的空气阻力特性是研究内流阻力特性的一个难点.散热器的空气阻力特性曲线一般可通过实验获取,但进行实验耗时耗资;散热器内部结构和内部流场的复杂性使实验研究受到许多限制.通过对散热器直接进行数值计算的方法,避开了实验手段瓶颈,可清楚了解内部流场的气动参数分布和变化情况,计算结果可以为散热器的优化提出参考性的意见,以较大降低实验设计费用,缩短设计周期,具有较好的工程应用价值.百叶窗汽车散热器从上世纪50年代就已经出现,在近20年中更是得到了快速的发展和日益广泛的应用.近年来,国内外不少学者对百叶窗汽车散热器进行了大量的实验研究,并在实验的基础上整理出一些计算流动和传热性能的经验公式[1-3],但是其流道结构的复杂,很难用实验的方法准确测定其内部流场结构.本文主要利用CFD 方法对百叶窗汽车散热器的空气流动特性进行了数值计算,得出了散热器内部的空气流动特性,重点分析了其空气流动阻力特性,其计算精度满足了工程的需要,计算分析结果对于后续发动机舱流场计算提供了参考数据.1 散热器计算模型的建立111 几何模型的建立百叶窗汽车散热器由水管和翅片逐层叠放,然后整体焊接而成,图1所示为某百叶窗汽车散热器结构简图,空气沿X 轴方向流动,翅片沿Z 轴呈波纹状延伸.冷却液从扁管内流过,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.表1 百叶窗汽车散热器结构参数[1,4]Tab 11 S truc t u re da te o f a uto m o ti ve fi n 2t ube ra di a tor结构参数a s @b s @c s L 1L p H F p 尺寸310mm @120mm @20mm 6.4mm 1.7mm 27b 1.2mm第4期袁志群,等:汽车散热器空气流动阻力特性的数值计算研究计算模型尺寸与实验测试元件参数一致,主要尺寸参数如表1所示.为简化起见,假定每个翅片间流道是均匀的,且扁管间距相等,忽略冷却水侧模型对空气侧流动的影响,根据表1尺寸所建立的百叶窗汽车散热器空气流动计算模型如图2所示.112 基本假设与数学模型的建立计算采用三维直角坐标求解,认为散热器内部空气流动为三维不可压定常流[5].不考虑冷却水的影响、散热翅片的散热量,认为空气速度在散热器的迎面处均匀分布,忽略空气重力的影响.以翅片间距F p 为特征尺寸计算翅片间流道内的雷诺数,根据雷诺数的大小来确定是采用层流模型还是湍流模型进行计算.层流模型控制方程组如公式(1)、(2)所示.质量守恒方程:5(Q u i )/5x i =0 (i =1,2,3)(1)动量守恒方程:5(Q u i u j )/5x i =(L 5/5x i )(5u j /5x i )-(5p /5x j )(2)湍流模型采用标准k -E 模型,其控制方程中质量守恒方程与层流模型相同,如公式(1)所示,动量守恒方程如公式(3)所示.5(u i u j )/5x i =-5p /5x j +5/5x j [L eff (5u i /5x j +5u j /5x i )](3)式(1))式(3)中,矢量u j 是平均速度分量,矢量x i 为坐标分量,p 是流体微元体上的压力,L eff 是湍流有效粘性系数.湍流动能和湍流耗散率输运方程如公式(4)、(5)所示.5(Q k u i )/5x i 5[(L +L t /R k )5k /5x i ]/5x i +G k -Q E(4)5(Q E u i )/5x i 5[(L +L t /R E )5E /5x i ]/5x i +c E 1E G k /k -c E 2Q E 2/k (5)式中,Q 是流体密度,k 为湍流动能,E 为湍流动能耗散率,G k 是平均速度梯度引起的湍流动能k 的产生项,由公式(6)计算:G k =L t(5u i /5x j +5u j /5x i )5u i /5x j(6) 湍流有效粘性系数L eff 由式(7)计算:C L =L +L t ,L t =Q C L k 2/E(7) 以上各式中L 为动力粘度,L t 为湍动粘度,c L 、c E 1、c E 2、R k 、R E 为经验常数.这些参数需要用典型流动的实验结果和算例结果做最佳拟合来得到,目前常用的经验系数如式(8)[6].C L =0.09,c E 1=1.44,c E 2=1.92,R k =1.0,R E =1.3(8)2 散热器数值计算方法211 网格划分及边界条件设置采用OCT REE 方法在整个计算流域生成非结构化空间网格,在百叶窗翅片壁面处,速度、压力梯度比较大,在此划分了三层棱柱网格.整个计算区域网格数量为600382个(如图2所示).根据实际计算模型,结合周期性边界条件和对称边界条件对其进行适当简化,计算模型边界条件设定如下所示.1)入口采用均匀来流的速度入口边界条件:u =constant ,v =w =0;2)出口设定为压力出口边界条件;3)与流动方向平行的面设定为周期性边界条件:<(x,y,0)=<(x,y ,h );#39#厦门理工学院学报2009年4)翅片宽度一半截面设置为对称边界条件:5u /5x =5v /5y =0,w =0;5)其余面设定为壁面边界条件.212 计算方案通过采用不同的网格数目验证了网格的无关性,测试表明所划分的网格单元数足以消除网格密度的影响.在保证其它边界条件不变的前提下,从2m /s 至20m /s 共取18组速度值分别作为入口速度边界条件,根据不同速度下的雷诺数选择不同的湍流模型,计算采用F l u ent 中基于压力耦合式算法进行,得出不同空气流速下的散热器空气流动阻力.3 结果与分析311空气流动特性分析随着迎面风速的增加,百叶窗汽车散热器内部流动特性变化明显,如图3所示,a 、b 、c 3图分别对应迎面风速为7m /s 时对称面前部、中部、后部速度矢量图,d 图对应迎面风速为2m /s 时对称面中部速度矢量图.由图3可清楚了解散热器内部流场结构,空气从入口百叶窗进入,沿着百叶窗流动,在百叶窗中部变向,最后从出口百叶窗流出,共流经11个百叶窗片.气流由一个百叶窗流入到另一个百叶窗相当于一个收缩管道,气流加速运动,因此百叶窗翅片间流动速度较大;流速最大的地方出现在模型中部偏后位置,也就是流动改变方向的第一个翅片通道,主要原因是气流在流经该区域之前有一个气流加速,经过该处气流换向时通流截面积突然减小所致.对比图3中b 、d 两图可知,迎面风速为2m /s 时,空气以轴向流动为主,而当迎面风速为7m /s 时,空气以穿越百叶窗区域为主.主要原因在于低雷诺数时,在翅片近壁面处,尤其是窗翅区,空气形成很厚的边界层,阻碍空气向窗翅区流动.随着雷诺数的增加,空气流动边界层变薄,窗翅区空气流动阻力降低,空气的流动方向也逐渐向窗翅区过渡.图4所示为百叶窗汽车散热器对称面压力分布云图,a 、b 两图分别对应迎面风速为2m /s 、7m /s .随着雷诺数的增加,流体穿越百叶窗也越多,同时流速增加导致摩擦阻力损失增大,从而使得迎面风速越高,流动单元进出口压差也越大,这与实验数据完全吻合.#40#第4期袁志群,等:汽车散热器空气流动阻力特性的数值计算研究图5为风速7m /s 时百叶窗汽车散热器流动方向的压力变化曲线.压力随着流动方向长度的增加而降低,在流动单元中部附近变化曲率较小,而在其它地方基本呈线性变化,流动单元前半部分压降略小于后半部分压降.312 阻力特性分析随着迎面风速的增加,百叶窗汽车散热器空气流动阻力(散热器进出口压力差)变化明显,如图6所示.空气流动阻力随着迎面风速的增加而成抛物线增加,增加的幅度越来越大.根据计算结果得出空气流动阻力v p 、速度v 之间的关系如公式(9)所示.$p =16.447v+2.380v 2(9)式中第一项代表的是粘性损失项,第二项代表的是惯性损失项,由公式(9)可以推导出不同迎面风速下惯性阻力损失与粘性阻力损失之比,如图7所示.由此得出结论:惯性阻力损失与粘性阻力损失之比随着散热器迎面风速的增加而成指数率增加,增加的幅度随着迎面风速的增加而减小.即低速段,散热器空气流动阻力损失以粘性阻力损失为主;高速段,散热器空气流动阻力损失以惯性阻力损失为主.利用(9)式可以对任意迎面风速下的散热器空气流动阻力进行数值预测,节省了计算资源,避免了计算工作量大的缺点,计算精度能够满足工程的需要.对于结构相似的同一类型散热器,根据粘性力相似雷诺模型法[7],结合公式(9),得出相似模型的空气流动阻力为:$p c =(16.447v +2.380v 2)/k 2l (10)$p c 为相似模型在空气流速为v 时的空气流动阻力,k l 为线性比例尺.当散热器的结构参数改变时,利用公式(10)可以对其空气流动阻力进行预测,节省了计算资源,提高了工作效率.313 计算结果验证为验证本文计算方法的正确性,将百叶窗汽车散热器空气流动阻力的数值计算结果与经验公式计算结果、实验数据进行对比.实验数据来自参考文献[1],经验公式采用由Yu 2Juei Chang 等在2000年所提出的百叶窗汽车散热器流动阻力计算公式[2],三者对比如图8所示.#41#厦门理工学院学报2009年在低速段,三者比较吻合;而在高速段存在一定的偏差.数值计算结果相对于实验结果的平均偏差为4198%,经验公式计算相对于实验结果平均偏差为7164%,说明流动阻力数值计算结果更准确.分析数值计算计算偏差的原因,一方面所参照的实验数据本身所带来的误差;另一主要原因是模型的简化所带来的误差.由于经验公式适用的局限性,在某些范围内与实验数据吻合良好,其它区域偏差比较大.4 结论1)利用CFD 方法,结合周期性边界条件对汽车散热器进行数值计算,可以合理地简化计算过程,节省计算资源,计算精度能达到工程应用的许可范围.2)百叶窗汽车散热器空气流动阻力随着散热器迎面风速的增加而成指数率增加.低速时,流动阻力以粘性阻力损失为主;高速时,流动阻力以惯性阻力损失为主.3)压力沿着百叶窗流动方向基本呈线性关系递减,但在中部区域变化率较小,流动单元前半部分压降略小于后半部分的压降.4)对于同一散热器,可运用公式(9)对连续速度变化下空气流动阻力进行数值预测;对于结构相似同一类型散热器,结合公式(10)可对连续速度变化下空气流动阻力进行数值预测.5)利用公式(9),结合多孔介质模型建立方法,可为发动机舱内流阻力计算提供参考数据.[参考文献][1]漆波,李隆键,崔文智,等.百叶窗式翅片换热器中的耦合传热[J].重庆大学学报:自然科学版,2005,28(10):39242.[2]C HANG Y J ,HSU K C ,LI N Y T ,et a.l A genera lized fricti on corre l a ti on f or l ouver fi n geo m etry [J].Interna 2tio na l Jo urna l of H eat and M ass Transfer ,2000,43(12):223722243.[3]T AFT I D K ,C U I J .F in 2tube j uncti on e ffect o n fl o w and heat transfer i n fl a t tube mu ltileve l heat exchanger [J].In 2te rnati ona l Journa l ofH eat andM ass Transfer ,2003,46(11):202722038.[4]袁志群,谷正气,何忆斌,等.汽车散热器结构参数对空气流动阻力特性影响的数值分析[J].科技导报,2008,26(21):52256.[5]谷正气.汽车空气动力学[M ].北京:人民交通出版社,2005:25255.[6]王福军.计算流体动力学分析[M 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.Analysis of the resu lts gives a basis to f orecast i n ter nal drag of underhood and car desi g ning .K ey words :radiator ;airflo w pressure drop ;under hood ;i n ternal drag ;airflo w pressure drop characteristic #42#。