翅片管式油冷器结构优化与热力性能分析

王迎慧,宋春光

(江苏大学 能源与动力工程学院，江苏 镇江 212013)

翅片管式换热器作为一种高效的换热装置广泛应用于能源动力、航空航天、汽车、微电子等各个领域.一般而言，翅片管结构由圆管和平直翅片组成.随着强化传热技术的发展，翅片管结构持续优化，先后发展出圆管和波纹翅片组合[1-2]、异型管和间断式翅片组合等组合形式[3-5].近年来，人们提出复合翅片管的结构，试图整合不同强化传热方式的优点，在异型管的基础上将简单翅片升级为复合翅片.其中，一种百叶窗叠加涡流发生器的复合翅片逐步引起国内外研究者的关注[6-8].A.JOARDAR等[6]对百叶窗翅片管与带涡流发生器的复合翅片管的流动传热特性开展试验对比研究，结果表明复合翅片管的传热系数至少提高了20%，流动阻力的增幅则不到6%.此后，D.J.DEZAN等[7]研究百叶窗开设涡流发生器的复合翅片管，同样发现，管外局部对流换热系数明显提高，流动阻力的增幅较小.闫凯等[8]对开设不同形状涡流发生器的百叶窗翅片管进行数值模拟，结果表明带矩形翼、带三角翼的复合翅片管的热力性能均好于百叶窗翅片管，且矩形翼的效果更佳.

文中研究的翅片管式油冷器主要应用于车载转向助力系统的液压油冷却，由圆管和波纹翅片组合而成(以下简称“原翅片管”).考虑油冷器的紧凑性与换热的高效性要求，需要结合油冷器的原有结构与工艺，针对换热面结构进行优化设计，实现其热力性能的提升.文中从改进油冷器换热单元的结构入手，提出如下设计：① 使用椭圆管代替圆管，减少管外流体的流动阻力，削弱边界层分离对管束换热的影响；② 在换热管尾端的百叶窗翅片部分开设矩形小翼涡流发生器(复合翅片)，减弱或减小换热管尾涡区域的流体弱循环(流动滞留区)，达到强化传热的目的.为验证油冷器热力性能提升的效果，运用数值模拟方法，比较原翅片管与复合翅片管管外的温度、速度、压力分布等的差异，分析复合翅片结构对复合翅片管热力性能的具体作用，得出热力性能较优的复合翅片结构，以满足实际工程设计之需.

1 物理及数学模型

1.1 物理模型

油冷器原有的结构示意图见图1.该油冷器的换热面由圆管和波纹翅片组成，其翅片管单元结构见图2.主要尺寸参见表1.

图1 油冷器示意图

图2 油冷器原翅片结构示意图

表1 原翅片管的尺寸数据

基于油冷器的翅片管结构与管外流动传热的特点，改进的复合翅片管的几何结构见图3.椭圆管当量直径与圆管相同(椭圆管长半轴a=6 mm，短半轴b=3.8 mm)，原翅片管的波纹翅片结构升级为百叶窗翅片开设矩形小翼涡流发生器的复合翅片，矩形小翼涡流发生器位于换热管的尾端.

图3 复合翅片管结构示意图

涡流发生器的安装位置、开孔方位、高度h、攻角α大小与流动阻力、涡流扰动密切相关[9-10].这里取α=30o；h=0.7(Fp-tf)，其中Fp为翅片间距，取值1.8 mm；ΔX=a；ΔZ=0.6b(如图3所示，ΔX为距离换热管中心O点的距离；ΔZ为距离换热管中心轴的距离).复合翅片管的相关参数见表2.

表2 复合翅片管的尺寸数据

1.2 数学模型

考虑翅片管的对称结构，选取最小重复单元为数值模拟的计算模型.计算模型、边界条件的设定如图4所示.

图4 计算模型和边界条件

假定空气为不可压缩流体，翅片管外为充分发展的三维流动，选择k-ε湍流模型作为数值模拟的数学模型，其控制方程组如下：

连续性方程为

(1)

动量守恒方程为

(2)

能量守恒方程为

(3)

k方程为

(4)

ε方程为

(5)

式中：ρ为密度，kg·m-3；u为时均流速，m·s-1；下标i，w=1，2，3，分别表示沿X，Y，Z轴的分量；p为时均压力，Pa；μ为动力黏度，Pa·s；t为时间，s；λ为空气导热系数，W·m-1·K-1；T为时均温度，K；cp为定压比热容，J·kg-1·K-1；k为湍动能，J；μt为湍流黏性系数；G为湍动产生项；ε为湍动耗散率；σk，σε，C1，C2为常数.

不考虑空气黏性的影响，近壁区的空气流速分布符合标准壁面函数.数值计算时，速度压力耦合选择SIMPLEC算法，离散格式为二阶迎风格式，设定迭代收敛残差为10-6.

1.3 网格处理

计算模型采用分块划分网格的方法，如图5所示.鉴于翅片管近壁区与主流区流动传热的实际情况，采用非结构化网格对翅片管近壁区进行局部加密.流体进、出口延长区域采用结构化网格划分.经网格无关性检测，网格数量确定为200万个.

图5 网格划分示意图

2 结果分析

2.1 模拟结果验证

将文中数值模拟结果(原翅片管)与其已有的经验关联式计算结果比较[11-12]，如图6所示，图中j为传热因子、f为摩擦因子.

图6 模拟值与经验关联式计算结果比较

经计算得出，文中模拟值与经验关联式计算结果吻合较好.在雷诺数为550～2 100时，j和f的模拟值均不超过经验关联式的15%.其误差可能是由于模型的简化以及试验中实际的空气流动不均匀所导致.

2.2 流动传热分析

图7给出了原翅片管、复合翅片管翅片部分的空气流动轨迹及温度分布云图.

由图7可见，空气流经百叶窗翅片，间断的百叶窗可以强制流体边界层的脱离，窗间流动的气流不断偏转流向，进一步增加流体的扰动，从而强化流体与翅片之间的对流换热.对比翅片表面温度与空气的出口温度可以发现，在整个流动过程中，百叶窗翅片表面温度低于波纹翅片，且出口空气温度高于波纹翅片(对应图中的温度色标变化不同).这表明，空气流经百叶窗翅片的换热效果优于波纹翅片，即百叶窗翅片的冷却作用更好.

图7 两种翅片管沿X-Y方向对称面的运动轨迹及温度云图(Re=570)

鉴于翅片管尾涡区的存在，换热管前半部分换热效果优于后半部分，因此，需强化换热管后半部分的传热.图8为原翅片管、复合翅片管管外的速度分布云图.

图8 两种翅片管沿X-Z方向对称面的速度分布云图(Re=570)

由图8可见，原翅片管的尾涡区范围较大，空气流速较低(图8a中A区域).而复合翅片管的尾涡区范围(图8b中B区域)则大幅减小，空气流速也明显增加(矩形小翼后部区域除外)，翅片管后半部分的对流换热得到明显改善.分析认为，相对于圆管，椭圆管外流体的边界层分离点延后，尾涡区明显减小.换热管尾端的矩形小翼迫使气流改变方向，增加气流扰动，提高尾涡区气流的流速，同时，气流冲刷矩形小翼，在其下游形成一定强度的纵向涡(如图9所示)，该涡旋的旋转中心轴水平于气流流动方向，涡旋迫使相邻翅片通道内的上下气流混合，带动尾涡区低流速气流的流动，增强气流与翅片间的传热.图10为原翅片管、复合翅片管管外的温度分布云图.

图9 在涡流发生器末端Y-Z方向的纵向涡示意图(Re=570)

图10 两种翅片管沿X-Z方向对称面的温度分布云图(Re=570)

由图10可见，原翅片管的尾涡区存在较大的高温区域(图10a中D区域)，而复合翅片管的尾涡区高温区域则显著减小(图10b中E区域).结合图8的分析可知，原翅片管的尾涡区域较大，且尾涡区气流速度较低，尾涡区的换热效果不佳，表现为换热管尾端的热量不能及时转移，局部管壁温度较高.对于复合翅片管，由于换热管尾涡区明显减小，且气流扰动增加，流速较高，换热管尾端的换热效果得到改善，复合翅片管的换热能力增强.

图11给出了原翅片管、复合翅片管的压力分布云图.

图11 两种翅片管的压力分布云图(Re=570)

由图11a可见，沿气流方向，管外的压力呈下降趋势.比较图中的负压区，复合翅片管的边界层分离向后推移(对应图11a中F点偏移至G点).而在矩形小翼涡流发生器附近，由于受来流的冲击，矩形小翼附近压力差较大(图11a中H区域).在图11b中，百叶窗结构的进、出口压力差远高于原翅片管结构，表明百叶窗结构导致更高的流动阻力.

2.3 传热因子与摩擦因子比较

为具体衡量原翅片管与复合翅片管的热力性能，可以利用传热因子j、摩擦因子f分别对两种翅片管的换热特性与流动阻力进行评价.图12为原翅片管、复合翅片管的j，f随Re数变化的关系曲线.

图12 两种翅片管的j，f随Re数的变化

由图12可见，Re=550～2 100时复合翅片管的j均高于原翅片管，但f也高于原翅片管.计算发现，复合翅片管较原翅片管的j增幅为1.64～1.79倍，而f的增幅为1.69～1.71倍.

为比较相同泵功下复合翅片管与原翅片管的热力性能，采用JF因子综合评价原翅片管、复合翅片管的热力性能[13]，表达式为

(6)

式中：下标0表示原翅片管.JF大于1，表明相同泵功下复合翅片管比原翅片管具有较优的热力性能.图13为复合翅片管的JF因子随Re数变化的关系曲线.

图13 复合翅片管的JF因子随Re数的变化

由图13可见，Re数在550～2 100时，复合翅片管的JF值随着Re数的增大而减小.其原因在于管外气流处于湍流状态，进一步提高Re数，流动阻力的增幅远高于传热能力的提高，致使综合热力性能趋于降低.但复合翅片管的JF值始终大于1.计算得出，与原翅片管相比，在Re=570时，复合翅片管的JF因子较原翅片管结构高出49.6%，而在Re=2 100时，JF因子提高37.8%.可以得出，改进后的复合翅片管式油冷器的热力性能有明显提升.

3 结 论

1) 与原翅片管相比，复合翅片能不断偏转气流流向，强化气流与壁面的对流换热，翅片表面温度显著下降.椭圆管与复合翅片的组合也大幅减小尾涡区，改善换热管尾端的换热.但复合翅片管结构也造成流动阻力大幅提升.

2) 与原翅片管相比，椭圆管与复合翅片组合结构热力性能有较大提升，综合评价因子(JF)的计算结果表明，其JF因子较原翅片管结构高出37.8%～49.6%，且随Re数的增大，增幅减小.