本文研究的是不同流场下热交换器的性能, 因此将热交换器简化为多孔介质模型, 该方法在多孔介质区域内增加一个动量源项, 使得该区域内的压力梯度的下降与该区域内的速度成比例关系.表征多孔介质的两个重要参数为黏性阻力系数和惯性阻力系数, 根据热交换器在不同空气流速v下产生的芯部压降∆ p, 拟合成公式∆ p=α v+bv², 即可得到相应的多孔介质参数.更多的关于多孔介质的细节可参考文献^[8].本文采用一维仿真进行热交换器传热特性模拟, 该方法将热交换器离散成若干子换热器, 根据叉流换热器基本的效能-传热单元数法计算公式^[9]得到每个子换热器的效能后, 再根据各个子换热器冷热侧的进口温度得到每个子换热器的换热量.

热交换器效能的定义公式为:

ε=1-expNTU0.22C* [exp(-C* NTU0.78)-1](1)

式中: ε=q/qmax表征了热交换器实际传热速率和最大可能传热量的比值; C* =Cmin/Cmax为热容量速率比值; 传热单元数 NTU=UA/Cmin为热交换器传热尺度的无因次度量.

将传热单元数根据热交换器尺度离散到每个子换热器, 得到各个子换热器的效能, 其边界上气体温度的质量平均值作为子换热器气侧入口温度, 则可以得到每个子换热器的换热量为:

qmacro=εCmin(Tin, auxiliary-Tin, primary)Cmin=minm·cphot, m·cpcold(2)

当得到前一个子换热器的换热量以后, 根据能量守恒方程有:

qmacro=εCmin(Tin, auxiliary-Tin, primary)=m·auxiliaryhout-hin(3)

式中: hin和 hout分别为每个散热器单元冷侧介质的进, 出口焓, 则该子换热器的出口温度为:

Tout=houtCp, auxiliary(4)

该温度即为后一个子换热器入口温度.因此, 该热交换器的总换热量Q_total为:

Qtotal=∑i=1i=n∑j=1j=nqmacro, i, j(5)

通常在低NTU, 小温差叉流热交换器中, 内部换热单元之间的纵向导热可以忽略^[10], 因其换热量占热交换器总换热量的比值不到1%, 因此, 在本模型中也忽略了子换热器之间的传热.

采用多参考系坐标法(MRF)进行风扇流场数值模拟, 该方法将计算域分为绝对坐标区域和风扇旋转区域, 在旋转区域内建立旋转参考坐标系, 其内部控制方程转换如下^[11]:

vr=v+ω×r(6)

式中: vr为旋转坐标系速度; v为绝对坐标系速度; r为旋转半径; ω为旋转角速度.

方程转换之后, 相当于在动量方程中增加了旋转加速度与向心加速度.MRF模型中包含风扇叶片几何模型, 因而风扇的压力阶跃特性以及流场的旋转特性可通过数值模拟直接得到, 而不再依赖于实验值.尽管这个模型只是一个定常的近似求解, 但在合理的选择旋转区域后^{[11, 12, 13]}, 其仿真结果与实验值的误差均在工程误差可接受的范围内.

本文采用RNG k-ε 湍流模型^{[14, 15]}, 该湍流模型考虑了流动中的旋转情况, 可以更好地处理高应变率和流线弯曲程度较大的流动, 对风扇等旋转机械的模拟具有更高的准确性, 近壁面采用壁面函数法进行处理.风扇旋转区域为导风罩与风扇外表面构成的封闭空间^[16].当网格密度为2.5~0.5 mm时, 可得到网格无关解, 因此, 取风扇面网格密度为2.5 mm.

分别建立串联结构独立式冷却模块单进风口与双进风口计算方案, 如图6所示.对比不同的进风口位置和数量对于相同冷却模块的影响.图7为不同计算方案下的温度场及流线分布.

图6

Fig.6

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	图6 串联结构独立式冷却模块计算方案Fig.6 Simulating schemes of detached cooling module with serial structure

图7

Fig.7

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	图7 串联方案流线及温度场分布Fig.7 Streamline and temperature filed of serial schemes

图8

Fig.8

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	图8 散热器模块性能对比Fig.8 Performance comparison of radiator module at different configration

从图7可以看出:在不同计算方案下, 虽然冷却风入口差别较大, 但热交换器模块内部流动及温度场分布较为类似.图8所示的冷却模块性能曲线进一步证明, 对于串联结构独立式冷却模块, 单进风口结构与双进风口结构在传热性能与流动阻力上差别不大.可见, 不改变风扇与热交换器之间的串联结构, 仅增加冷却风进口面积不能有效提升冷却模块性能.

当热交换器与风扇以非串联结构布置时, 热交换器与风扇之间有多种不同组合方案, 本文建立了如图9所示的5种非串联结构独立式冷却模块计算方案:方案B1, 单热交换器, 底部进风; 方案B2, 单热交换器, 侧面进风; 方案B3, 双热交换器, 侧面对置进风; 方案B4, 双热交换器, 垂直侧面进风; 方案B5, 双热交换器, 垂直底面进风.其中方案B1, B2中只采用水散热器, 方案B3, B4, B5中采用中冷器与水散热器的组合.

图9

Fig.9

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	图9 非串联结构独立式冷却模块计算方案Fig.9 Simulating schemes of detached cooling module with non-serial structure

图10

Fig.10

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	图10 非串联方案流线及温度场分布Fig.10 Streamline and temperature filed of non-serial schemes

从图10可以看出:在吸风式冷却系统中, 由于热交换器的稳流作用, 流动在进风口基本垂直于热交换器表面.在冷却模块内部, 由于热交换器热负荷不同, 冷却空气产生明显的高温区与低温区, 但并未在舱体内混合, 从而尽可能减小了热交换器之间的互相干扰.

表1为不同非串联结构独立式冷却模块性能对比, 当热交换器以单体形式布置时, 水散热器温度为环境温度, 没有串联式方案中冷却空气经过中冷器后的温升, 因此其换热量明显增加, 可以在较低风扇转速下实现相同换热需求, 降低风扇功耗.另外, 可以通过在热交换器前部安装电控百叶窗等方式实现冷却液温度的单独控制, 进一步提高节能效果.可以看到, 方案B1, B2中热交换器换热量最大, 但同时流动阻力也最大, 为了分析风扇功耗与热交换器换热量之间的投入产出比, 评价非串联结构独立式冷却模块与串通串联结构冷却模块性能, 定义冷却效率为热交换器总换热量Q与风扇压升H的比值, 对比结果如表2所示.

表1

Table 1

表1(Table 1)

表1 不同独立式散热舱下散热器性能(2400 r/min) Table 1 Radiator performance of different detached cooling compartments(2400 r/min) 计算方案 CAC阻力 pCAC/Pa RAD阻力 pRAD/Pa CAC换热量 QCAC/kW RAD换热量 QRAD/kW A 182.1 230.0 30.6 41.5 B1 - 234.5 - 91.7 B2 - 263.4 - 97.1 B3 149.8 152.7 32.5 74.3 B4 164.1 142.6 38.6 69.2 B5 149.8 152.7 32.5 74.3

表1 不同独立式散热舱下散热器性能(2400 r/min) Table 1 Radiator performance of different detached cooling compartments(2400 r/min)

表2

Table 2

表2(Table 2)

表2 不同独立式散热系统冷却效率(2400 r/min) Table 2 Cooling efficiency of different detached cooling compartments(2400 r/min) 计算方案 总换热量Q/kW 风扇压升H/Pa 冷却效率/% A 72.1 527.5 0.14 B1 97.1 660.0 0.15 B2 91.7 675.8 0.14 B3 106.8 434.2 0.25 B4 107.8 504.4 0.21 B5 134.2 540.5 0.25

表2 不同独立式散热系统冷却效率(2400 r/min) Table 2 Cooling efficiency of different detached cooling compartments(2400 r/min)

从表2可以看出, 方案A与方案B1, B2具有相似的冷却效率且低于方案B3, B4, B5.可见, 如果热交换器在两个或以上, 非串联独立式冷却模块在性能上具有明显优势.另外, 在双热交换器方案中, 方案B3, B5具有更高的冷却效率, 可见风扇与热交换器之间的不同相对位置对冷却模块性能也有一定的影响.因此, 多热交换器及其相对位置, 与风扇之间的相对角度等将是非串联独立式冷却模块下一步研究方向.