车用散热器空气流动阻力预测研究
柴油车散热器盖压力阀的进排气流场模拟及分析
柴油车散热器盖压力阀的进排气流场模拟及分析摘要：汽车散热器盖内的压力阀性能对散热器的质量有重要影响，以柴油机发动机散热器盖为物理模型，用Gambit软件建立了其全尺寸模型，并利用Fluent 6. 3. 26软件建立了相应的动网格模型，模拟散热器盖内部压力场和速度场的分布规律。
结果表明，散热器盖的空气阀工作时内部压力场呈区域分布，在流体截面最小的区域流速最大，采用Fluent动网格技术能为散热器盖整体设计提供产品特性预示。
关键词：汽车散热器盖；Fluent软件；动网格柴油发动机以其燃料经济性好、机动性能好、适用范围广的特点而在各个行业都广泛应用。
良好的冷却系统和可靠的散热器盖压力阀装置是柴油发动机稳定运行的重要组成部分[1]。
对于发动机冷却系统安全阀的使用和研制，国内外在相关行业都有与相关的企业标准，其原理相通，但产品结构和性能各异。
因为结构与整机结构相匹配、性能与系统压力和温度相匹配，而且压力阀开启与关闭精度有较高的要求，目前还没有可通用的冷却系统安全阀，因此，性能可靠、稳定性好、结构简单、方便制造、便于维修的柴油机散热器盖压力阀设计已成为了一个十分重要的课题。
1 .散热器盖的结构柴油车散热器盖设计如图1所示，散热器盖内的蒸汽阀靠圆柱螺旋弹簧密封，空气阀靠膜片弹簧密封，在空气阀阀芯装配平面密封垫片，增加了与空气阀弹簧座的密封面积。
2. 散热器盖的气体流场分析在Fluent中，动网格模型可以用来模拟由于流域边界运动引起流域形状随时间变化的流动情况。
以柴油车散热器盖内部的空气流场作为物理模型，用Pro/e 软件建立了其全尺寸模型，导入Gambit划分网格，采用Fluent 6.3.16软件建立了相应的阀片动网格模型，并利用Profile编译其运动方式，赋予模型与实际工况相同的进排气口压力边界条件，以模拟散热器盖内压力场和速度场的动态变化规律。
Fluent 求解时，做出以下假设[2]：（1）不考虑摩擦力和泄漏；（2）空气均匀且不含其他介质；（3）空气流动时时满足流量的连续性条件。
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 ].北京:清华大学出版社,2004:1202124.[7]索文超,毕小平,李贺佳.车用散热器空气流动阻力预测研究[J].汽车工程,2008,30(9):8002803.Study on Num er ica l Si m u la ti on of the A irflo w Pressu re D ropfor Au to m otive R ad i a torYUA N Zh i 2qun ,X U Jian 2m i n(Depart m ent ofM echan ica l Engi neer i ng ,X i am en Univers it y of Technolo gy ,X i am en 361024,Chi na)A bstra ct :I n or der to obta i n the airflo w pressure drop of radiator and study the interna ldrag of car ,the au 2to motive fi n 2tube radiator modelwas estab lished .The a irflo w pressure drop of the fi n 2tube radiatorwas numeri 2cally si m u lated under the d iff eren t air mass velocities ,its co mposition analyzed and the curve of a irfl o w pres 2sure dr op character i s tics obta i n ed .One correct f or mu la f o r the a irflo w pressure drop of a si m il a r mode l radiator was obtai n ed .The result sho ws that the average relative deviati o n of numerica l si m u lation f or the test resu lt is 4198%and the accuracy sa tisfies t h e engineeri n g .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#。
汽车空气阻力和散热性能的仿真及优化
代表 性 的颗粒 以及 它们 如何演 变 为流体 。玻 尔兹 曼 方程 可 以写成 下列 形式 ， 见式（ １ ） ：
・ ＝
低油 耗 的 同时也 能减 少排 放并 降低 使 用成 本。但 这 会 降低 散热 系统 冷却 空气 流速 ，即影 Ⅱ 向 整 车散热 性
汽 车 空 气 阻 力 和 散 热 性 能 的 仿真 及 优 化／ 章 林 凤
ｄ ｏ ｉ ： ｌ ０ ． ３ ９ ６ ９ ４ ． ｉ ｓ ｓ ｎ ． １ ０ ０ ５ － ２ ５ ５ ０ ． ２ ０ １ ３ ． ０ １ ． ０ ０ ９
设 计 － 研 究
汽 车空气 阻力和散热性能 的仿真及优化
仿 真 分 析 结 果 与 相 关 基 本 实验 测 试 结 果 相 结 合 的 方法 建 立 了仿 真 模 型 。结 果 表 明 ， 优 化 方法 可 以 有 效减 少 卡车 空 气
阻 力 及 提 高散 热性 能 。
关键 词 ： 仿真及优化 ； 发动机散热性能 ； 燃 油 消耗 ； 空气阻力 ； 几何模型 ； 冷却 模 块
ｃ ａ ｎ ｅ ｆ ｆ ｅ ｃ ｔ ｉ ｖ ｅ ｌ ｙ ｒ ｅ ｄ ｕ ｃ ｅ ｔ ｈ ｅ ｔ ｒ ｕ ｃ ｋ ａ ｉ ｒ ｒ ｅ ｓ ｉ ｓ ｔ ａ ｎ ｃ ｅ ａ ｎ ｄ ｉ ｍｐ ｒ ｏ ｖ ｅ ｔ ｈ ｅ ｔ ｈ ｅ ｒ ｍａ ｌ ｐ ｅ ｆｏ ｒ ｍａ ｒ ｎ ｃ ｅ ． Ｋｅ ｙ ｗｏ ｒ ｄ ｓ ： ｓ ｉ ｍｕ ｌ ａ ｔ ｉ ｏ ｎ ａ ｎ ｄ ｏ ｐ ｔ ｉ ｍｉ ｚ ａ ｔ ｉ ｏ ｎ； ｅ ｎ ｇ ｉ ｎ ｅ ｃ ｏ ｏ ｌ ｉ ｎ ｇ ｐ ｅ ｆ ｒ ｏ ｍａ ｒ ｎ ｃ ｅ； ｆ ｕ ｅ ｌ ｃ ｏ ｎ ｓ ｕ ｍｐ ｔ ｉ ｏ ｎ； ａ ｉ ｒ ｒ ｅ ｓ ｉ ｓ ｔ ａ ｎ ｃ ｅ； ｔ ｈ ｅ ｇ ｅ ｏ ｍｅ ｔ ｒ ｉ ｃ ｍｏ ｄ ｅ ｌ ｃ ｏ ｏ ｌ ｉ ｎ ｇ ｍｏ ｄ ｕ ｌ ｅ
车用锯齿型翅片散热器空气侧性能研究
１ 试 验 测试
散热器 试验 样件 传热 性能和 空气 流动 阻力性
齿 翅片 散热 器实物 。
热性 能较 好的翅 片 ， 董 其伍 等 对 应 用 较 为 广泛 的 百 叶窗式 散热翅 片进行 了研究 ［ ５ ］ ， Ｇｕ等 利用仿 真 和试 验相 结合 的方法对 比分 析 了板 翅 式换热 器锯 齿式 翅 片与平 直翅 片 的散 热 性 能［ ６ １ ］ ， Ｂ ｈ ｕ ｉ ｙ ａ ｎ等
析［ 引。
本 文对 广泛应 用 于车辆冷 却 系统 中的翅 片切
口长度 ４ ． ０ ｍｍ、 翅 片间距 ２ ． ０ ｍｍ 的锯齿 型换 热
器进行 仿真计 算 分 析其 传 热 性 能 ， 并 生 产样 件 进 行 实验 测试 与仿 真 结果 对 比 ， 验 证 仿 真结 果 的可 信度 。利用 数值模 拟 的方法研 究 改变翅 片切 口长 度及翅 片 间距对 换热器 传热 性能及 阻力 特性 的影
力增大约 １ ０ ０ ； 翅片间距 改为 １ ． ５ ｍ ｍ后， 表面传 热系数基本不 变， 阻力增加约 ５ Ｏ 。
关键 词 ：锯齿 型翅 片 ； 切 口长度 ； 翅 片 间距 ； 散 热性能
中图分类号 ： ＴＫ１ ２ ９ 文献 标识 码 ：Ａ
Ｕ 引 旨
在 能源利用 过程 中 ， 超过 ８ Ｏ 的 能源 都 需要 通 过传 热过程或 者通过 换热 器来 实现 ［ １ ］ 。换 热器
汽车空气动力学中的阻力分析与优化研究
汽车空气动力学中的阻力分析与优化研究第一章汽车空气动力学概述在汽车行驶中，空气阻力是影响汽车行驶性能和燃油消耗的重要因素之一。
因此，对汽车空气动力学研究进行阻力分析和优化，可以有效提高汽车的行驶性能和降低燃油消耗。
汽车空气动力学是研究汽车在空气中运动过程中的物理特性，包括气流、空气动力学力学和空气动力学热力学等方面。
第二章汽车空气阻力的分类和计算汽车空气阻力主要包括气动阻力、滚动阻力和辅助器械阻力，其中气动阻力是主要的阻力来源。
气动阻力由静阻力和动阻力组成，静阻力是指汽车表面与空气相接触时所引起的阻力，动阻力则是指气流与汽车表面相互作用所产生的阻力。
阻力的计算方法一般采用CFD计算和试验测量两种方式。
第三章汽车空气动力学优化研究针对汽车空气阻力的主要来源，可以通过多种方法进行优化，如改善车身外形、改进车身细节设计、减小车身前缘面积、改善车底气流、改善车辆轮廓等。
优化研究的方法和手段主要采用CFD计算和试验测量相结合的方法，以实现阻力的最大降低和能耗的最小化。
第四章汽车空气动力学与新能源汽车随着新能源汽车的发展，汽车空气动力学和阻力优化也成为研究的热点。
新能源汽车相比传统燃油车型，能源利用效率更高，在空气动力学方面也存在明显差异。
在新能源汽车空气动力学研究中，优化电机与电池的散热系统、提高电动汽车电池的密封性、减小车辆轮廓等都可以有效降低空气阻力，提高车辆行驶效率和续航里程。
第五章汽车空气动力学在汽车工程领域的应用前景汽车空气动力学的应用范围十分广泛，包括了汽车设计、汽车工程、汽车性能优化等方面。
在未来，随着汽车技术不断提高和新能源汽车市场的扩大，汽车空气动力学的研究和发展空间也将越来越大。
同时，汽车空气动力学也将与先进的材料、电子、计算机等技术相融合，促进汽车效率和性能对全球汽车产业的进一步挑战和促进。
结论汽车空气动力学阻力分析和优化研究是汽车行业的一项重要任务。
通过优化空气动力学，可以提高汽车行驶效率和降低燃油消耗，提高汽车性能和环保水平，对于未来汽车工程的发展有着重要的意义。
管带式汽车散热器传热与阻力预测模型的建立
０ ０ ７ ． ９ ６
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由于在 热交 换器 中， 体 的温度 通 常是沿 流程 变化 的 ， 流 所 以将 （６ 式 中 的两 流 体 温 差取 为对 数 平 均 温 差 △ ， 得 ： １） 则
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１６ — ８
Ｎ ｏ． ０５， １２ ２０
现 代 商 贸 工 业 Ｍ ｏ ｅｎＢ ｓ ｅｓ ｒｄ ｎ ｕｔｙ ｄ ｒ ｕｉ ｓ Ｔ ａ ｅＩｄ ｓ ｎ ｒ
２ １ 第 ５期 ０ ２年
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表２ ２ ＃散 热 器 的 Ｊ因 子 值 和 ， 因 子值 ｆ
Ｎ ｏ． ０５， ０１２ ２
现代 商贸工业 Ｍｏ ｅｎＢ ｓ ｅｓ ｒｄ ｎ ｕｔ ｄ ｒ ｕｉ ｓ Ｔ ａｅＩｄ ｓ ｙ ｎ ｒ
２１ 第 ５ ０ ２年 期
管带式汽车散热 器传热 与阻 力预测 模 型 的 建 立
朱 文 英 田子 龙 张 永 栋
（ ． 东 交 通 职 业 技 术 学 院 ， 东 广 州 ５ ０ ５ ；． 汽 集 团研 究 院 ， 东 广 州 ５ ０ ４ ） １广 广 １６ ０ ２ 广 广 １ ６ ０
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２ 散热 器 的传热 和 阻力计 算
传 热 介 质 的 载 热 能力 记 为
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ｑ ￡ 别为传热 介质 的质量流量 和温度 。 ｍ，分 散 热 器 的 传 热 分 析 与 计 算
汽车散热器传热特性的风洞实验研究
汽车散热器传热特性的风洞实验研究童正明;侯鹏;梁淑君;陈丹【摘要】Experiments on ribbon-tubular car radiators with the same whole structure but different wave distance were carried out in a heat transfer wind tunnel in order to obtain the cooling water temperature and water flow at water inlet and outlet of radiator,the cooling air temperature and air flow at air inlet and outlet of radiator,the dissipated,heat,the wind resistance and water resistance and other related test data.According to the experimental data,the relations between heat dissipating capacity,wind resistance and wave distance were analyzed.The water gate location under different heat transfer conditions of radiator was discussed and the effects on heat transfer characteristics and flow characteristics were analyzed and compared.Experimental studies on the performances of double drain and single pipe belt type radiator were conducted and their resulte were contrasted.Finally,on the basis of the experimental data and analysis results,the optimization design of car radiators was presented.%通过风洞实验对整体结构相同而散热带波距不同的汽车散热器分别进行实验数据采集，获取了散热器冷却水进出口温度、水流量、冷却空气进出口温度、空气流量、散热量、风阻及水阻等相关实验数据。
管带式汽车散热器流动阻力与传热性能分析
3 SC7080 型汽车散热器改进方案
根据前述的分析结果 , 笔者将 SC7080 型汽车散热器 的散热带的波距由原来的 3.5 mm 减小至 2.6 mm , 同时将 散热带厚度由原来的 0.060 mm 减薄至 0.045 mm , 其余结 构尺寸不变 。计算结果见图 10 、图 11 。 改进后的散热 器的 散 热 量 将比 原 散 热 器 增加 22 .4 %, 风 阻 增 大 13.0 %, 而散热器芯重量由 1 .517 kg 增加到 1 .525 kg , 重量几乎不变 。 从理论计算而言 , 这种方案完全能够 满足生产厂家的要求 , 而且在实现该方案时 , 将不用改 变各主要的生产工艺 、刀具 、模具 。
4)本理论计算结果和散热器改进方案有待实验 和工程应用的进一步验证 。
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.
图 1 SC7080 型汽车散热器结构参数
散热器结构型式
芯子结构尺寸 芯宽 ×芯高 ×芯厚/ mm
冷却水管数目
冷却水管 尺寸/ mm
散热带数目 散热带节距/ mm 散热带面积/ m2
汽车空气阻力系数的数值模拟与研究
图 >? 模型的几何参数（ 单位： ((） !+8@ > A)1()0*4 B-*-()0)*; 15 C13).
图 G? C13).FG 的网格图 !+8@ G A*+3 15 C13).FG
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矿用汽车发动机管芯式散热器阻力性能试验的研究
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，它的正常工作对汽车发动机的动力性、经济性和可靠性至关重要。
散热器的阻力特性直接影响到其动力性和经济性。
随着全球能源形式的不断恶化，如何减少阻力，节约能源越发显得重要。
本文通过试验的方法首先在国内对新型管芯式散热器的阻力特性进行了全面独立的研究，得到了相关的阻力特性的试验关联式，为其推广应用和设计制造提供了可靠的依据。
并找到了影响其阻力特性的主要因素。
为进一步改进其结构，指明了方向。
本课题主要做了如下工作：首先对实验台架进行了必要的改进及预备测试，以保证阻力特性实验的顺利进行。
运用汽车散热器阻力性能试验系统对管芯式散热器进行了较为全面的试验研究，获得了它的三种水管排数下的阻力特性的试验数据；运用最优化方法通过计算机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下空气阻力系数的准则关联式、水流的沿程阻力系数的准则关系式及各处局部阻力系数。
同时确定了各种阻力的变化规律，计算并描述了水阻力分布情况。
通过分析得出，水管排数对此种散热器的空气阻力和水阻力都有较大的影响，散热器芯子的外部结构及管排数是空气阻力的主要影响因素。
筛板是造成水阻较大的直接原因，其所占比例远远超过其他的阻力，局部阻力系数很大。
散热器芯子对水阻的影响不大，结果证明在本次试验范围内，三、四排管的水流量分布较好。
此外，对该试验进行了必要的精度误差分析，分析表明此系统完全符合国家标准的规定，试验所得到的数据是可靠的。
从而肯定了本文所得结论的正确性。
最后总结了散热器阻力特性规律，并提出了一些改善此散热器阻力特性的途径。
关键词：散热器；阻力特性；试验研究AbstractRadiator is an important part of vehicles. It is an indispensable element in the cooling system of engine. The operating performances and economical performances and reliability of automobile are all depended on its normal work. With supply of energy worsen constantly all over the world, how to reduce drop and economize on energy becomes emphasis more and more. In this paper, the experimental research on drop performance of this new type tube-core-fin radiator for vehicles has been carried out by means of the experimental methods on the wind tunnel test rig in our country firstly; the criterion equations of drop performances of this type radiator have been obtained. The work can provide a reliable foundation for its popularization and design. And we found that it is primary factors what influenced to drop performance. It supplies development with more information.This paper includes the main work as follows: First, a systematic test research about tube-core-fin radiator has been done through the wind tunnel test rig, and a lot of data of the performance of pressure drop for three-type water pipe row quantities of this radiator have been obtained. Second, some calculating programs have been designed on the basis of the optimum method, and the test data have been dealt with the programs. So the criterion equations of air drop coefficient and the criterion equation of water friction coefficient and water part friction coefficient have been obtained. At the same time, calculating and drawing distribution of water drop. We draw a conclusion that: The quantities of water pipe row can affect drop performance obviously on the basis of the analysis. The quantities of water pipe row and exterior of water pipe influence air drop. Sieve plate affects water drop directly. It holds two-part in water drop and its drop coefficient is large especially .Water tube for tube-core-fin radiator almost can not affect drop performance obviously on the basis of the analysis; the conclusion indicates that the tube-core-fin radiator of three rows water or four rows water pipe has the optimum performance of flow. Furthermore, we analysis the precision of the wind tunnel test rig and the result indicates that the test rig has been in agreement with the country criterion. So, the conclusions of this paper are all reliable. Finally, we summarize rule of the performance of drop for radiator, and provide some advice for development of radiator.Key words:Radiator；The performance of drop；Experimental research目 录第一章 绪论 (1)1.1 汽车散热器的重要性及其发展概况 (1)1.2 汽车散热器的结构与类型 (2)1.3 国内外关于散热器及阻力特性的研究现状 (4)1.4 对管芯式散热器阻力特性研究的必要性 (7)1.5 本课题的研究思路及其主要内容 (8)第二章 管芯式散热器性能试验系统 (9)2.1 引言 (9)2.2 试验系统布置简图 (9)2.3 试验系统的组成 (11)2.3.1 试验风筒 (12)2.3.2 循环水路及加热装置 (12)2.3.3 管芯式散热器试件 (12)2.4 试验系统的阻力测试 (14)2.4.1 风阻的测量 (14)2.4.2 水阻的测量 (15)2.5 试验系统其他参数的测量 (15)2.5.1 风速的测量 (15)2.5.2 水流量的测量 (16)2.5.3 温度的测量及控制 (16)第三章 管芯式散热器的阻力及流动分析 (19)3.1 引言 (19)3.2 相关基本理论 (19)3.2.1 流体力学的发展 (19)3.2.2 流体的阻力损失 (21)3.3 散热器的热质交换过程 (22)3.4 散热器的流动过程及阻力特性分析 (24)3.4.1 空气流动阻力特性分析 (24)3.4.2 水流动阻力特性分析 (25)第四章 管芯式散热器阻力性能试验及结果分析 (30)4.1 引言 (30)4.2 试验方法 (30)4.3 各种参数的采集及处理 (32)4.3.1 风速的测定及风量的确定 (32)4.3.2 水流量的确定 (33)4.3.3 风温、水温及阻力的确定 (33)4.3.4 水与空气的物性参数 (34)4.4 试验数据的处理与分析 (35)4.4.1 最优化方法 (35)4.4.2 阻力系数的确定 (39)4.4.3 管芯式散热器的试验分析 (43)4.4.4 综合误差分析 (49)第五章 总结与展望 (50)5.1 本课题所取得的成果 (50)5.2 本课题的创新点 (50)5.3 课题今后的研究方向 (51)附录 (52)致 谢 (59)作 者 简 介 (60)第一章 绪论1.1 汽车散热器的重要性及其发展概况内燃机的冷却系统一般分为两大类：液体冷却系统和空气冷却系统。
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［ 摘要 ］ 首先 建立 了管片式散热器模型。根据不同空气 质量速度 ， 分别 采用层 流模型和 ｋ６湍 流模 型对其空 － 气 流动阻力 进行 了数值模拟 ， 拟结果 与试验 数据最 大相对误 差为 ８ ２ ％ 。在此 基础上 ， 模 ．４ 对标 准状 态下管 带式散 热器进 行了空气流动阻力预测模拟 ， 分别 拟合 出空气流动阻力 和阻力 系数随空气 流速而变 化 的曲线。最后 提 出阻 力修正公式 ， 以用来 近似 获得 不同环境温 度下 或相似结构散热器 的空气 流动阻力 。 可
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管 片式 和管 带式 散热器 是 车辆 上 常见 的两种 散
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热器 。二 者 的主要 区别 是其 芯体 结 构 不 同 。文 中利
维普资讯
２０ ０ ８年（ ３ 第 Ｏ卷 ） ９期 第
汽 车 工 程 Ａ ｔ ｔｅＥ ｇｎｅ ｎ ｕ ｍｏｖ ｎｉｅｒ ｇ ｏ ｉ ｉ
２０ （ ｏ．０ Ｎ ． ０ ８ Ｖ １３ ） ｏ９
２ ｏ ７ ｏ ８１ ９
车用 散 热 器 空 气 流 动 阻力 预测 研 究
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