肖壽高

（陜西重型汽車有限公司，陜西 西安 710200）

載重汽車散熱器散熱及阻力因子仿真模型設(shè)計

肖壽高

（陜西重型汽車有限公司，陜西 西安 710200）

分析散熱器性能計算模型，采用VC++軟件編寫散熱器模型仿真程序；對散熱器的樣件試驗數(shù)據(jù)進(jìn)行仿真計算；通過SPSS軟件對仿真結(jié)果進(jìn)行數(shù)據(jù)回歸分析，得到散熱器的散熱因子和阻力因子的仿真模型；并對試驗值與仿真值進(jìn)行分析對比，發(fā)現(xiàn)試驗值與仿真值吻合度較高，誤差較??；結(jié)果表明建立的仿真模型是可行的，可用于指導(dǎo)新款散熱器的研發(fā)及老產(chǎn)品的改進(jìn)設(shè)計。

載重汽車；散熱器；仿真模型；散熱因子；阻力因子

由于排放法規(guī)的不斷升級，對柴油發(fā)動機(jī)的冷卻性能提出了更高要求。歐VI排放的主要技術(shù)路線有純EGR技術(shù)、EGR+SCR技術(shù)和SCR技術(shù)。其中EGR技術(shù)的引入必然加大冷卻系統(tǒng)的負(fù)擔(dān)，具體來說將導(dǎo)致水箱散熱器增加20%～40%的熱負(fù)荷。隨著熱負(fù)荷的增加，散熱器的質(zhì)量和體積都會相應(yīng)增加，這不僅影響散熱器在整車的布置，同時也增加整車的油耗。因此設(shè)計體積小、質(zhì)量輕、散熱效率高的散熱器具有很大的實用意義，是車輛附件設(shè)計的一種趨勢。

車用散熱器按其結(jié)構(gòu)形式主要分為管帶式和管片式，芯子均采用緊湊式［1］。緊湊式換熱面的結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，其散熱特性與阻力特性一般采用風(fēng)筒試驗測定。如果靠單純的試驗方法驗證散熱器換熱面的散熱特性與阻力特性，勢必會延長新產(chǎn)品開發(fā)周期，增加研發(fā)費用，影響設(shè)計效率；若僅采取理論預(yù)測確定換熱面散熱特性與阻力特性，雖會相對縮短設(shè)計周期，但其結(jié)果與實際相差很大，參考價值不大。

因此，為提高開發(fā)效率，并使散熱器模型與實際散熱器更接近，增強(qiáng)模型的可使用性，本文提出了一種以試驗數(shù)據(jù)為主，理論建模為輔的混合式建模方法，并將仿真結(jié)果與實際值進(jìn)行對比，驗證模型的正確性。

1 散熱器散熱和阻力特性計算

1.1 芯子幾何尺寸的計算

1）水側(cè)（水管部分）的散熱面積

式中：Fw——水側(cè)散熱面積，m2；tw——散熱管寬度，m；th——散熱管高度，m；t1——散熱管的長度，m；N1——散熱管的2數(shù)目。

2）氣側(cè)（翅片部分）的散熱面積

式中：Fa——氣側(cè)散熱面積，m2；fh——散熱帶波高，m；fp——散熱帶波距，m；L——散熱帶長度，m；H——散熱帶寬度，m；N2——散熱帶數(shù)目。

1.2 定型尺寸

1）水側(cè)通道的當(dāng)量直徑

式中：Dh——水側(cè)通道當(dāng)量直徑，m；A——流體的流通截面積，m2；U——濕周邊長或熱周邊長，m。

2）氣側(cè)通道（翅片與一次散熱面組成）的當(dāng)量直徑

式中：Dc——汽車通道的當(dāng)量直徑，m。

3）百葉窗的定型尺寸LP——百葉窗的節(jié)距，單位為m。

1.3 對數(shù)平均溫差Δtm

假設(shè)冷卻液的進(jìn)口溫度為tw1、出口溫度tw2，冷卻空氣的進(jìn)口溫度為ta1、出口溫度為ta2，則有

式中：修正系數(shù)φ=0.95～0.98，在計算中可取0.98；溫度的單位均為℃。

1.4 翅片效率和翅片表面的總效率

翅片為主要的熱交換元件，其散熱面積約占總散熱面積的80%左右，具有二次散熱效應(yīng)，也稱二次散熱面。雖然散熱扁管直接參與冷卻液與冷卻空氣的傳熱，也叫一次散熱面，而散熱扁管的散熱效率不如翅片的散熱效率。散熱器總的散熱量在數(shù)值上等于一次散熱面散熱量與二次散熱面散熱量之和。

翅片的效率ηf等效為二次散熱面平均溫差比上一次散熱面溫差。

式中：ηo——翅片表面的總效率；F1——一次散熱面面積，m2；F2——二次散熱面面積，m2。

翅片表面總效率可看作二次散熱面與一次散熱面處于同樣的表面溫差時，二次散熱量占總散熱量的比例。

1.5 散熱芯子散熱量模型

首先對芯子散熱模型做如下假定：冷卻空氣與冷卻液的流量設(shè)為定值；熱交換表面的散熱系數(shù)為定值；不計散熱損失；固體壁與流體內(nèi)均不存在軸向?qū)幔焕鋮s空氣和冷卻液在換熱過程中均不發(fā)生相變。

在穩(wěn)定情況下，散熱方程式為

式中：Q——散熱量，kW；K——總散熱系數(shù)，kW／m2·℃；S——總散熱面積，m2。

熱平衡方程為

式中：mc、mh——分別為冷、熱流體的質(zhì)量流量，kg／s；cpc、cph——分別為冷、熱流體的定壓比熱容，kJ／kg·℃。

1.6 散熱系數(shù)K的計算

散熱系數(shù)K的計算，必須先確定冷側(cè)表面散熱系數(shù)hc和熱側(cè)表面散熱系數(shù)hh，目前主要采用試驗得出的經(jīng)驗公式進(jìn)行計算。

1）冷側(cè)（氣側(cè)）的表面散熱系數(shù)計算

式中：Ga——空氣質(zhì)量流速，kg／s；Pr——普朗特數(shù)；j——無量綱的表面散熱因子。

由柯爾朋類比率所定義的散熱因子的表達(dá)式為

2）熱側(cè)（水側(cè)）的表面散熱系數(shù)計算

1.7 氣側(cè)摩擦因子f的計算

由試驗測出氣側(cè)壓降ΔP，由經(jīng)驗式得氣側(cè)的表面摩擦系數(shù)為

式中：Ac——最小自由流通面積，m2；Fa——氣側(cè)散熱面積，m2；σ——最小自由流通面積與來流迎面面積之比；ρ——密度，kg／m3；下標(biāo)1、2、m分別代表進(jìn)口、出口及平均值。

2 建立熱散熱器散熱與阻力性質(zhì)仿真模型

散熱器的散熱特性可用雷諾數(shù)Re與散熱因子j的函數(shù)關(guān)系表示，雷諾數(shù)Re與阻力因子f的函數(shù)關(guān)系可用于表達(dá)散熱器的阻力性質(zhì)。散熱因子是無量綱的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，其大小與散熱器內(nèi)部結(jié)構(gòu)以及流體運動形式有關(guān)，其數(shù)學(xué)關(guān)系式可通過試驗數(shù)據(jù)擬合得出；阻力因子可表征散熱器空氣側(cè)流動阻力特性，其大小與散熱器芯子結(jié)構(gòu)和空氣運動狀態(tài)有關(guān)，其數(shù)學(xué)關(guān)系式可通過試驗數(shù)據(jù)擬合得出。

2.1 推導(dǎo)j因子和f因子

根據(jù)散熱器廠家提供的結(jié)構(gòu)參數(shù)和試驗參數(shù)，對不同的散熱器進(jìn)行仿真計算，得到相應(yīng)的散熱因子j與阻力因子f。試驗數(shù)據(jù)處理流程如圖1所示。

利用VC++6.0編制［2］試驗數(shù)據(jù)處理程序，計算出1#、2#、3#散熱器的j因子和f因子，并將求解結(jié)果匯總至表1、表2、表3中。

表1 1#散熱器的j因子和f因子

表2 2#散熱器的j

2.2 散熱因子與阻力因子仿真模型的建立

通過對試驗數(shù)據(jù)的分析處理，將仿真計算得到的散熱與阻力性質(zhì)的數(shù)據(jù)輸入SPSS軟件，選擇Quadratic、Power和Compound擬合方法進(jìn)行對比分析，選擇其中最合適的擬合曲線，如圖2和圖3所示。

表3 3#散熱器的j因子和f因子

選擇Power擬合曲線作為此次散熱器散熱特性與阻力特性［4-5］的預(yù)測模型，其數(shù)學(xué)形式為

3 試驗結(jié)果與仿真值的對比分析

選取仿真值與試驗值的工況一致，通過擬合曲線模擬計算散熱特性與阻力特性［6］，并對試驗值與仿真值進(jìn)行對比分析，結(jié)果如圖4～圖9所示。

由圖4～圖9知，所擬合的模型其仿真結(jié)果與試驗值十分接近，誤差很小，準(zhǔn)確性較高，可用來改進(jìn)設(shè)計各種類型的管帶式散熱器，并可對新型散熱器進(jìn)行散熱因子與阻力因子預(yù)測，減少開發(fā)周期，模型的實用性很強(qiáng)。

4 案例分析

傳統(tǒng)的匹配方法采用類比法或估計法，無法精確得到散熱器的結(jié)構(gòu)尺寸，只有通過多次試驗才能匹配出合適的散熱器，效率比較低。采用本文所編寫的計算程序，計算并預(yù)測得到散熱器的散熱功率，得到散熱器的結(jié)構(gòu)尺寸，設(shè)計的時間及精確度大大得到提高。

以陜汽載重汽車F3000車型匹配ALLison自動變速器為例，ALLison自動變速器的油冷器采用水冷方式，變速器運行時，給冷卻系統(tǒng)帶來額外的散熱量約50～60 kW，由此導(dǎo)致冷卻系統(tǒng)散熱器重新匹配設(shè)計，以滿足整車使用需求。

通過自編軟件計算，得到了F3000車型匹配ALLison自動變速器冷卻系統(tǒng)散熱器芯高為1045mm、芯寬708mm、芯厚為40mm，該結(jié)構(gòu)尺寸可以滿足整車使用要求。

通過對該程序的持續(xù)優(yōu)化改進(jìn)，可將計算程序應(yīng)用于M3000車型平臺冷卻系統(tǒng)散熱器的開發(fā)工作。

［1］楊家騏.汽車散熱器［M］.北京：人民交通出版社，1985.

［2］魏朗，陳濤.Visual C++程序設(shè)計攻略教程［M］.陜西：西安電子科技大學(xué)出版社，2004.

［3］Webb L and Farrell A.Improved Thermal and Mechanical Design for Copper Brass Radiators［S］.SAE900724.

［4］吳利平，林貴平.車用管帶式散熱器的性能研究［J］.車用發(fā)動機(jī)，2005（2）：62-66.

［5］錢頌文.換熱器設(shè)計手冊［M］.北京：化學(xué)工業(yè)出版社，2002.

［6］張行周，等.汽車發(fā)動機(jī)散熱器特性仿真研究［J］.車用發(fā)動機(jī)，2005（8）：23-26.

（編輯楊景）

Simulation Model Design of Heat Radiation and Resistance Coefficient for Heavy Truck Radiator

XIAO Shou-gao
（Shaanxi Heavy Truck Co.，Ltd.，Xi’an 710200，China）

The author analyzes the calculation model of radiator performance，writes a module simulation program by VC++，simulates and calculates the radiator sample test data.The simulation models of radiation coefficient and resistance coefficient are achieved through the simulation data analysis by the SPSS software.The result shows that the established simulation models are practical to guide the development of new radiators and the improvement of older products.

heavy truck；radiator；simulation model；radiation coefficient；resistance coefficient

U464.138.2

A

1003－8639（2014）03－0021－03

2013-07-05；

2013-08-02

肖壽高（1986-），男，碩士，助理工程師，主要從事汽車發(fā)動機(jī)冷卻系統(tǒng)開發(fā)研究工作。