李太科 黃瑛

摘 要：為了提高百葉窗翅片散熱器的散熱性能，利用CFD軟件對百葉窗翅片散熱器進(jìn)行數(shù)值模擬分析，研究百葉窗開窗角度（21°～31°）、翅片厚度（0.07～0.13 mm）、窗翅間距（0.92～1.53 mm）、翅片間距（1～1.3 mm）對散熱器散熱性能的影響。結(jié)果表明：當(dāng)風(fēng)速在2～12 m/s之間時(shí)，隨著百葉窗開窗角度、翅片厚度、窗翅間距的增大，百葉窗翅片的散熱性能逐漸提高，但同時(shí)也增加了百葉窗翅片的阻力性能。最后，通過綜合換熱性能評價(jià)因子（JF）得出，開窗角度為21°、翅片厚度為0.07 mm、窗翅間距為1.53 mm、翅片間距為1.3 mm時(shí)散熱器具有較好的綜合散熱性能。

關(guān)鍵詞：百葉窗翅片;CFD;數(shù)值模擬;強(qiáng)化傳熱;綜合評價(jià)因子

中圖分類號：TK172

文獻(xiàn)標(biāo)志碼：A

近年來，隨著汽車發(fā)動(dòng)機(jī)朝著“高功率、低排放、輕量化”的方向發(fā)展，以及新興的動(dòng)力電池、電機(jī)等發(fā)熱元件在汽車上的使用，對汽車散熱器的散熱性能提出了更高的要求[1-4]。百葉窗翅片作為汽車散熱器的重要組成部分，對散熱器的散熱性能起著至關(guān)重要的作用。因此，為了提升散熱器的散熱性能，研究百葉窗翅片結(jié)構(gòu)參數(shù)對汽車散熱器散熱性能的影響具有重大意義[5-8]。

通過實(shí)驗(yàn)方法研究散熱器散熱性能需要花費(fèi)大量的時(shí)間和金錢，而CFD數(shù)值模擬在降低科研成本的同時(shí)大大提高了效率。國內(nèi)外諸多學(xué)者對百葉窗翅片散熱器進(jìn)行了大量的數(shù)值模擬研究。MYEONG等[9]研究了百葉窗翅片結(jié)構(gòu)參數(shù)對散熱性能的影響，并對百葉窗翅片結(jié)構(gòu)進(jìn)行了優(yōu)化，散熱性能提高了15.7%。BERRIN等[10]對低雷諾數(shù)下的百葉窗翅片散熱器空氣側(cè)的散熱性能和流體流動(dòng)性能進(jìn)行了研究，結(jié)果顯示，在雷諾數(shù)為229，百葉窗開窗角度為20°，翅片間距為1.5 mm時(shí)，散熱器能獲得最佳的散熱性能。CHING等[11]采用數(shù)值方法研究了翅片間距、百葉窗高度、百葉窗開窗角度、翅片厚度、百葉窗間距等對百葉窗翅片散熱性能的影響，結(jié)果表明，翅片間距是影響換熱器散熱性能的主要因素，并最終通過綜合評價(jià)指標(biāo)JF最大，得到了一組百葉窗結(jié)構(gòu)參數(shù)組合。潘岸等[12]對百葉窗翅片散熱器的百葉窗開窗角度、翅片波距、翅片波高進(jìn)行了數(shù)值模擬仿真和優(yōu)化，仿真結(jié)果顯示，翅片結(jié)構(gòu)優(yōu)化后，在空氣側(cè)壓降變化不大的情況下，散熱器的整體散熱量提高了11.6%。

本研究以某商用收腰管型百葉窗式散熱器為研究對象，對百葉窗翅片開窗角度（θ）、翅片厚度（δ）、窗翅間距（Lp）、翅片間距（Fp）等進(jìn)行研究，分析百葉窗結(jié)構(gòu)參數(shù)對散熱器散熱性能的影響。

1 模型描述與數(shù)值模擬分析

1.1 百葉窗翅片模型

百葉窗翅片的三維模型如圖1所示。由于冷卻流體在沿收腰管方向和百葉窗翅片方向的流動(dòng)呈現(xiàn)一定的對稱性和周期性，為了減輕計(jì)算機(jī)負(fù)荷，提高計(jì)算效率，對其進(jìn)行了適當(dāng)?shù)暮喕?/p>

百葉窗翅片截面上的局部幾何參數(shù)的定義如圖2所示。

1.2 控制方程

在利用傳統(tǒng)的流動(dòng)和能量方程進(jìn)行數(shù)值模擬之前，必須做出如下假設(shè)[13]：

1）假設(shè)水和空氣為三維的且是不可壓縮流體;2）流體的物性參數(shù)為常數(shù)且流動(dòng)為定常流動(dòng);3）忽略重力、自然對流和熱輻射的影響。

采用k-ε RNG湍流模型進(jìn)行數(shù)值模擬。k-ε RNG模型打破了對雷諾數(shù)的范圍限制，考慮了高雷諾數(shù)和低雷諾數(shù)的情況，并且包含一個(gè)流動(dòng)粘性解析式，有效解決了對某些雷諾數(shù)范圍的壁面臨近區(qū)域的問題。連續(xù)性方程和動(dòng)量守恒方程控制流體的流動(dòng)特性，能量守恒方程控制整個(gè)熱交換過程。三維穩(wěn)態(tài)的連續(xù)性方程、動(dòng)量守恒方程、能量守恒方程、k-ε RNG模型的湍流動(dòng)能項(xiàng)以及湍流耗散項(xiàng)表示如下[14]：

連續(xù)性方程：

xj（ρuj）+ρt=0（1）

動(dòng)量方程：

xi（ρuiuj）+t（ρui）=μxiuixj+ujxi-Pxi（2）

能量方程：

xi（ρuiT）+t（ρT）=λxjuixj+ujxi-Puixi（3）

湍流動(dòng)能方程：

t（ρk）+xj（ρkuj）=xjμ+μtσtkxj+ηtuixjuixj+ujxi-ρε（4）

湍流能量耗散方程：

t（ρε）+xj（ρεuj）=xjμ+μtσtεxj+c1εkηtuixjuixj+ujxi-c2ρε2k（5）

式中：ρ為密度;u為速度;T為溫度;P為壓強(qiáng);λ為導(dǎo)熱率;k為湍流動(dòng)能;ε為湍流動(dòng)能耗散率。其中：

μt=ρcμk2ε，c1=1.44，c2=1.44cμ=0.09

1.3 邊界條件

百葉窗翅片結(jié)構(gòu)模型的空氣入口和出口部分都保留了足夠的長度，其延長部分為參數(shù)中窗翅間距的11.5倍，目的是為了保證流體能得到充分的發(fā)展，確保數(shù)值模擬仿真結(jié)果更接近實(shí)驗(yàn)結(jié)果。

數(shù)值模擬中邊界條件設(shè)置包含幾類邊界條件：速度、壓力、對稱性、周期性和壁面邊界條件。具體設(shè)置為：空氣入口為速度入口邊界條件，速度取值為2～12 m/s，空氣的入口溫度293 K;空氣出口為壓力出口邊界條件，取值為1標(biāo)準(zhǔn)大氣壓。對于收腰管，管內(nèi)水流速度取值為2 m/s，溫度取值為353 K，水的出口邊界條件也設(shè)置為1標(biāo)準(zhǔn)大氣壓的壓力出口邊界條件。另外，百葉窗翅片的上、下兩個(gè)表面設(shè)置為沒有梯度的周期性邊界條件;在收腰管和百葉窗翅片的中心平面、流體和固體界面采用防滑耦合熱邊界條件。

數(shù)值仿真模擬采用計(jì)算流體動(dòng)力學(xué)軟件ANSYS中Fluent板塊進(jìn)行計(jì)算。該軟件能夠較為精確地計(jì)算復(fù)雜的流體動(dòng)力學(xué)模型，并且提供了諸多的湍流模型。針對求解器的條件設(shè)置，模型采用工程實(shí)踐中適用范圍較廣的k-ε RNG湍流模型，方程離散格式采用二階迎風(fēng)差分格式。

2 模型驗(yàn)證

選擇了4種不同網(wǎng)格數(shù)量的百葉窗翅片進(jìn)行網(wǎng)格獨(dú)立性檢驗(yàn)，分別為40萬、60萬、80萬和100萬網(wǎng)格數(shù)。80萬網(wǎng)格數(shù)的壓降與100萬的壓降相差0.42%，所以選取網(wǎng)格數(shù)為80萬進(jìn)行數(shù)值模擬分析。

如圖3，數(shù)值模擬結(jié)果與文獻(xiàn)[15]中實(shí)驗(yàn)結(jié)果較為吻合，雷諾數(shù)（Re）在40～260之間時(shí)傳熱因子j的最大偏差約為8.1%，說明模擬計(jì)算模型有較高的精度，能夠滿足工程的要求。

3 結(jié)果與分析

3.1 開窗角度

對開窗角度θ在21°～31°之間、翅片間距Fp=1 mm、窗翅間距Lp=1.15 mm、翅片厚度δ=0.07 mm的百葉窗翅片散熱器，風(fēng)速在2～12 m/s范圍內(nèi)進(jìn)行數(shù)值模擬。開窗角度在不同風(fēng)速下對傳熱因子j和阻力因子f的影響如圖4所示。

由圖4可知：在相同風(fēng)速下，隨著百葉窗開窗角度的增大，傳熱因子逐漸增大，但增大的趨勢漸弱，說明增大百葉窗的開窗角度對傳熱性能的影響較小。然而，相同風(fēng)速下，隨著百葉窗開窗角度的增大，阻力因子也逐漸增大，阻力因子的變化范圍較為明顯，說明百葉窗開窗角度的變化對散熱器阻力性能的影響大于傳熱性能。因此，較小的開窗角度對散熱器傳熱性能有較好的改善，一味地增大百葉窗開窗角度將帶來更大的壓力和能量損失。

所以，在評價(jià)散熱器綜合性能時(shí)，不僅要考慮其散熱性能，阻力性能也不容忽視。故采用YUN和LEE定義的一個(gè)與j和f因子相關(guān)的無量綱因數(shù)JF[16]，以評估汽車散熱器的綜合換熱性能。開窗角度對汽車散熱器的綜合換熱性能的影響如圖5所示。結(jié)果顯示，百葉窗開窗角度逐漸從21°增加到31°，綜合評價(jià)因子逐漸降低，表明汽車散熱器的綜合性能隨著百葉窗開窗角度的增大而降低。因此，較小的百葉窗開窗角度有利于提高百葉窗翅片式散熱器整體的散熱性能。

3.2 翅片厚度

對翅片厚度δ在0.07～0.13 mm之間，百葉窗開窗角度θ=23°，翅片間距Fp=1 mm，窗翅間距Lp=1.15 mm的百葉窗翅片散熱器，風(fēng)速在2～12 m/s范圍內(nèi)進(jìn)行數(shù)值計(jì)算。翅片厚度作為百葉窗翅片的重要參數(shù)，對散熱器的傳熱和阻力性能有較大的影響。翅片厚度在不同風(fēng)速下對傳熱因子和阻力因子的影響如圖6所示。

由圖6可知：在較低風(fēng)速下，傳熱因子隨翅片厚度的增大而減小，隨著風(fēng)速逐漸增大，傳熱因子隨翅片厚度的增大而增大，但是翅片厚度對傳熱因子的影響幾乎可以忽略不計(jì);相同風(fēng)速下，阻力因子隨翅片厚度的增大而增大，且增加趨勢較為明顯。

翅片厚度對汽車散熱器綜合換熱性能的影響如圖7所示。結(jié)果發(fā)現(xiàn)：隨著翅片厚度增加，傳熱因子以較小趨勢增大，阻力因子也隨之增大，導(dǎo)致綜合換熱性能評價(jià)因子隨著翅片厚度的增加呈現(xiàn)降低的趨勢。說明增大翅片厚度對傳熱性能影響很小，卻帶來了較大的阻力，不利于百葉窗翅片散熱器的整體性能。

3.3 窗翅間距

對窗翅間距Lp在0.92～1.53 mm之間，百葉窗開窗角度θ=23°，翅片間距Fp=1 mm，翅片厚度δ=0.07 mm的百葉窗翅片散熱器，風(fēng)速在2～12 m/s范圍內(nèi)進(jìn)行數(shù)值計(jì)算。窗翅間距在不同風(fēng)速下對j、f的影響如圖8所示。

由圖8可知：在相同風(fēng)速下，傳熱因子隨窗翅間距的增大而增大，原因是窗翅間距越大，流入單個(gè)百葉窗的空氣越多，對流換熱效率越高;阻力因子隨窗翅間距的增大而增大。還可以發(fā)現(xiàn)，增加百葉窗窗翅間距對傳熱因子的影響大于對阻力因子的影響。

窗翅間距對汽車散熱器綜合換熱性能的影響如圖9所示。結(jié)果表明，綜合換熱性能評價(jià)因子隨著窗翅間距的增加而增加。進(jìn)而說明增加窗翅間距有利于改善百葉窗翅片散熱器的整體性能。

3.4 翅片間距

對翅片間距Fp在1～1.3 mm之間，百葉窗開窗角度θ=23°，窗翅間距Lp=1.15 mm，翅片厚度δ=0.07 mm的百葉窗翅片散熱器，風(fēng)速在2～12 m/s范圍內(nèi)進(jìn)行數(shù)值計(jì)算。翅片間距在不同風(fēng)速下對j、f的影響如圖10所示。

由圖10可知：在相同風(fēng)速下，傳熱因子隨翅片間距的增大而減小，原因是翅片間距較小時(shí)，空氣主要流向百葉窗通道，延長了流動(dòng)通道，增強(qiáng)了換熱;阻力因子隨翅片間距的增大而減小，原因是翅片間距較小時(shí)，流動(dòng)通道的延長導(dǎo)致了沿程阻力損失的增大。

翅片間距對汽車散熱器綜合換熱性能的影響如圖11所示。結(jié)果發(fā)現(xiàn)綜合換熱性能評價(jià)因子隨著翅片間距的增加而增大。較大的翅片間距帶來較小阻力的同時(shí)能較大程度地增強(qiáng)換熱，更加利于改善百葉窗翅片散熱器的整體性能。

4 結(jié)論

對百葉窗翅片式散熱器開窗角度、翅片厚度、窗翅間距以及翅片間距對散熱器的散熱性能進(jìn)行了數(shù)值仿真模擬研究，得到以下結(jié)論：

1）傳熱因子和阻力因子隨著開窗角度增大而增大，綜合評價(jià)因子隨著開窗角度的增大而減小，百葉窗開窗角度為21°時(shí)，散熱器的綜合換熱性能最好。

2）低風(fēng)速時(shí)，傳熱因子隨著翅片厚度的增大而減小，隨著風(fēng)速的不斷增加，傳熱因子隨著翅片厚度的增大而增大，阻力因子隨著翅片厚度的增大而增大，綜合評價(jià)因子隨著翅片厚度的增大逐漸減小，翅片厚度為0.07 mm時(shí)，散熱器的綜合換熱性能最好。

3）傳熱因子、阻力因子和綜合評價(jià)因子均隨著窗翅間距的增大而增大，窗翅間距為1.53 mm時(shí)，散熱器的綜合換熱性能最好。

4）傳熱因子和阻力因子隨著翅片間距的增大逐漸減小，綜合評價(jià)因子隨著翅片間距的增大而增大，翅片間距為1.3 mm時(shí)，散熱器綜合換熱性能最好。

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（責(zé)任編輯：曾 晶）

Simulation Analysis on Configuration Parameters of Louver Fin

LI Taike， HUANG Ying*

（College of Mechanical Engineering， Guizhou University， Guiyang 550025， China）

Abstract：

In order to improve the heat dissipation performance of louver fin radiator， CFD software was used to conduct numerical simulation analysis on louver fin radiator. The influences of louver angle （21°～31°）， fin thickness （0.07～0.13 mm）， louver fin spacing （0.92～1.53 mm） and fin spacing （1～1.3 mm） on the heat dissipation performance of radiator were studied. The results show that when the air velocity is between 2～12 m/s， the heat dissipation performance of the louver fin is improved gradually with the increase of the louver angle， fin thickness and fin spacing， but also the resistance performance of the louver fin. Finally， according to the comprehensive heat transfer performance evaluation factor （JF）， the radiator has better comprehensive heat dissipation performance when the window angle is 21°， the fin thickness is 0.07 mm， the louver fin spacing is 1.53 mm， and the fin spacing is 1.3 mm.

Key words：

louver fin; CFD; numerical simulation; heat transfer enhancement; comprehensive evaluation factor