高海拔车用散热器传热特性影响因素研究

陈飞，何锋，杨镇，杨超

（550025 贵州省 贵阳市 贵州大学 机械工程学院）

0 引言

散热器的散热能力受空气的物性参数温度、密度、压力等影响较大，针对高原汽车长时间爬坡引起发动机过热，车辆散热系统出现热平衡问题，在高海拔下对散热器的散热性能进行传热特性分析具有重要意义。国内外学者对散热器的传热特性进行了研究，李毅[1]等通过数值计算的方法总结出高原条件下散热器的换热系数方程，并通过试验验证计算方法的可靠性；蔡惠坤[2]等利用MATLAB编写散热器计算程序，对比不同结构的散热器在变海拔条件下的风阻和散热特性；许翔[3-4]等基于热网络法，利用热电比拟原理计算，创建热交换仿真模型；Aydin[5]等基于多孔介质方法对汽车散热器CFD 仿真分析，该方法简化模型，减少仿真计算量；汪茂海[6]等通过高原环境空气物性规律对计算公式进行修正，创建发动机热管理模型。

本文针对高原环境下车用散热器换热特性进行研究。根据空气物性参数随海拔高度的变化规律，基于CFD 对车用散热器高原环境下的换热特性进行仿真，研究变海拔高度以及迎面风速对散热器换热特性的影响，为车用散热器的高海拔换热计算及发动机换热系统的匹配与优化提供参考。

1 空气热力学参数

空气热力学参数温度、密度、压力等受海拔高度的影响较大，而空气的比热容、动力粘度和导热系数等主要与环境温度有关，受海拔高度的间接影响。大气温度与海拔高度关系式为

式中：TH——海拔高H 处大气温度，℃；T0——海拔高0 m 处大气温度，℃；H——海拔高度，m。

大气压力与海拔高度的换算公式为

式中：PH——海拔高度H 处的大气压力，kPa；P0——标准大气压力，kPa。

根据式（1）和式（2）计算海拔高度与空气密度关系见图1 所示。在温度一定的条件下，空气密度随海拔高度的升高逐渐减小。

图1 空气密度与海拔高度的关系Fig.1 Relationship between air density and altitude

2 散热器的传热计算方法

散热器换热量用热平衡方程式计算，表示为

式中：Q——传热量；K——平均换热系数；Fe——换热面积；∆tm——对数平均温差。

散热器换热量通过流体质量流量以及出入口温差计算[7]，可表示为

式中：m——流体质量流量；cp——流体域比热容；t——流体出入口温度；上标′和″——流体在散热器的进口与出口；下标h 和c——热侧和冷侧参数。

汽车散热器的散热分为3 个步骤，首先高温循环冷却液将热量传递给散热管；然后热量从散热管的内部将热量传导给翅片；其次散热管和翅片通过对流换热将热量传递给空气。将式（4）代入式（5），可得：

式中：hf——空气流体与散热器翅片的对流换热系数；hh——冷却液与散热器内壁的对流换热系数；λf——翅片传导系数；δ——翅片厚度；Fec——空气流体域中的换热面积；Feh——冷却液中的换热面积；η——翅片肋效率。

在以上过程中，只有空气流体域换热受海拔高度变化影响，空气流体域的对流有效传热系数hf通过对应的努塞尔数经验公式计算[8]，表示为

由式（7）可得：

式中：Nu——努塞尔数；De——当量直径，m；Re——雷诺数；Pr——普朗特数；j ——传热因子，λ——传导系数。

传热因子j 同海拔高度之间可表示为[9]

雷诺数Re 表示为

式中：ρ——空气密度；v——空气流速；μ——空气动力黏度。

3 散热器仿真前处理

3.1 散热器网格划分

针对如图2 所示某型车用板翅式水散热器进行网格划分，尺寸为819 mm×1 040 mm×140 mm，散热器进出水管为Φ50 mm×70 mm，模型由冷却入口、进水室、换热芯体、出水室和冷却出口构成，利用Fluent -DM 创建几何模型，提取流体域，建立空气流体域。

图2 散热器三维模型工作示意图Fig.2 Working schematic diagram of radiator 3D model

为提高仿真计算精确性，对模型出入口、温度和速度变化较大的区域进行网格细化，并对散热器模型做网格无关性实验，散热器网格模型和空气流体域网格模型分别如图3（a）、图3（b）所示，网格整体数量共297 万，总的节点数52 万。验证结果如图3（c）所示。

图3 网格划分Fig.3 Mesh generation

3.2 边界条件设定

空气流体域出入口边界分别设置为速度入口和压力出口，冷却流体域出入口边界分别设置为流量入口和压力出口。参考平原地区，模拟真实工况下的设置，大气温度为19.2 ℃，大气湿度为53.3%，大气压力为90.6 kPa，冷却液入口流量为400 L/min，其温度为98 ℃。

3.3 仿真模型验证

由图 4 的散热器温度云图分布情况可知，当空气流体域单位风量增加,散热器散热量逐渐增大，同时表面温度下降，当风速由7 m/s 上升到11 m/s，散热器冷却液出口温度从92 ℃下降到89.45 ℃。

图4 散热器温度场Fig.4 Temperature field of radiator

为了验证仿真模型的准确性，在大气温度为19.2 ℃、湿度为53.3%、大气压力为90.6 kPa、冷却液入口流量为400 L/min、其口温度为98 ℃的实验条件下开展风洞实验。参见图5。

图5 散热器风洞实验图Fig.5 Heat sink wind tunnel test diagram

实验结果与仿真结果对比如图6 所示。实验结果与仿真结果误差范围在5%左右，说明此模型的传热计算结果较为准确。

图6 散热量实验值与仿真值对比Fig.6 Comparison between experimental value and simulation value of heat dissipation

4 仿真结果与分析

4.1 海拔高度变化对散热器传热性能的影响

图7—图9 分别是在环境温度为19.2℃、冷却水流量400 L/min、进水口温度为98℃的条件下，变海拔高度和风速对散热器空气侧雷诺数、换热系数以及散热量的影响。

由图7—图9 可知，随着海拔高度的升高，以及同一海拔高度下迎面风速减小，使空气流体域雷诺数Re 下降，空气流体域的流动状态从湍流渐变为层流，空气流体域对流换热能力显著降低，使散热器的散热效果大幅降低。当海拔高度由0 m增加到6 000 m 时，空气流体域对流换热系数降低27.8%，散热器换热量降低31.2% 。

图7 空气侧雷诺数Fig.7 Air side Reynolds number

图8 空气侧对流换热系数Fig.8 Convective heat transfer coefficient on the air side

图9 散热器的散热量Fig.9 Heat dissipation of radiator

4.2 迎面风速变化对散热器换热性能的影响

图10 和图11 为不同海拔高度下气体侧换热系数和散热器散热量随迎面风速的变化。迎面风速每增大2 m/s，空气流体域对流换热系数平均升高24.5%，散热量平均升高26.8%。

图10 空气侧对流换热系数随风速变化Fig.10 Air side convective heat transfer coefficient changes with wind speed

图11 散热器的散热量Fig.11 Heat dissipation of radiator

与低海拔环境相比较，高海拔环境下风速对空气流体域对流换热系数的影响较小，由于海拔升高导致大气压力和密度减小，进而空气流体域雷诺数减小，使散热器散热能力显著降低。

5 结论

（1）在不同迎面风速下，随着海拔高度的逐渐升高，空气流体域雷诺数逐渐减小，冷却空气流体域的流动状态从湍流状态变为层流状态，同时空气流体域对流换热系数呈现下降趋势，使车用散热器的散热能力显著降低；

（2）在不同海拔高度下，随着迎面风速的增大，空气流体域换热系数随之增大，使车用散热器的散热量增大。