大功率散热器优化设计

大功率散热器优化设计（精选8篇）

大功率散热器优化设计 第1篇

汽车散热器是汽车冷却系统中不可缺少的一个组成部分,其性能好坏对发动机的动力性、经济性和可靠性有很大的影响。带有百叶窗的散热器具有切断散热带上气体边界层的发展、减薄边界层厚度、提高散热器性能的作用。对其内部的流动结构、传热与阻力特性进行了系统的研究。目前国内散热器产品中,开百叶窗的散热带及管带式散热器产品所占比重明显上升,产品结构向紧凑、高效、低耗、轻量化方向发展。但国内一些汽车散热器生产厂家在散热器设计和应用过程中,对其传热与流动性能的计算方面的工作还比较欠缺,主要是通过实验加以解决。2JC型汽车散热器是一种铝塑制带百叶窗管带式汽车散热器,因其主要应用在军车上,军工产品的特殊性及严格性,我公司为了进一步提高产品的散热性能及产品的质量,提出在尽量不改变散热器生产的刀具、模具,保持原有装配结构尺寸的基础上,使该散热器的散热能力提高20%。为此,我们对带百叶窗的管带式散热器内的传热与流动阻力特性进行了研究,编制了汽车散热器的传热与流动阻力计算程序,并由此分析了散热器结构参数与材质对散热性能的影响,提出了提高2JC型汽车散热器散热能力的方案,为实现散热器结构设计计算机程序化、提高设计的准确性和最优性奠定了基础,也为实施汽车散热器散热性能改善措施提供了有效的理论依据。

1 理论计算值与实验值的比较

关于带百叶窗散热带的汽车散热器的换热性能和空气侧流动阻力的理论分析和计算方法。以该理论模型为基础,我们编制了计算散热器流动阻力与传热性能的计算机程序,并计算了2JC型汽车散热器的散热量与风阻。2JC型汽车散热器的主要结构尺寸见表1。散热带上百叶窗尺寸采用SUFCOM75A表面轮廓度、粗糙度测试仪测量,结果见表2。表中各符号的定义如表1所示。

图2为散热器进口水温为90℃,进口风温为30℃,冷却水流量分别为50 L/min和80L/min时,C6型汽车散热器传热性能计算值和实测值”的比较。

由图中可知,理论值与实测值基本吻合,最大相对偏差为8.9%,且在高风速区域误差较大。图3为风阻的理论计算值与实测值的比较。风阻的理论值在低速时与实验值相差不大,但随着速度的增加,偏差增大,理论值最多低于实测值35.5%。我们认为在高风速区风阻理论值偏低的主要原因在于Webb的风阻理论计算式中只涉及了散热器芯内部的沿程阻力而未计入空气进、出散热器芯产生的局部阻力损失。但在常见的工况范围内理论值与实测值基本吻合。

2 散热带结构参数对散热器性能的影响

笔者采用编制的计算程序对不同散热带结构参数的散热器的风阻与传热特性进行了计算,下面分别对各个结构参数的影响进行讨论。

2.1 散热带波距对散热器性能的影响

其余参数不变,而散热带波距分别为3.5 mm、3.0 mm、2.5mm和2.0 mm的散热器的传热与风阻理论计算值,如图4、图5所示。散热器的散热量随散热带波距的减小而增加,同时风阻也随之增大,散热器芯的重量增加。

2.2 百叶窗开窗角度对散热性能的影响

散热器百叶窗开窗角度分别为25º、30º和35º时的性能示于图6、图7。由图中可知,随着开窗角度的增加,散热器的散热量和风阻都随之增加,但散热量的增加幅度很小。

2.3 散热带材质和厚度对散热器性能的影响

散热带材料为铝合金(导热系数为180 W/moc)、百叶窗开窗角度为30º、冷却水流量为40Llmin时,散热器的散热量、风阻与空气流速的关系。散热带材质对散热器散热性能影响较大。因此提高散热带材料的导热系数主要使散热带肋化效率增加,从而提高了风侧换热性能,使整台散热器的散热量增大。通过大量的实验证明,散热器的散热量和风阻随带厚度的增加而增大,在本文的带厚度变化范围内,带厚度对散热器的换热和风阻的影响较小。

3 2JC型汽车散热器改进方案

根据前述的分析结果,笔者将C6型汽车散热器的散热带的波距由原来的3.5mm减小至3mm,同时将散热带厚度由原来的0.09mm减薄至0.07mm,其余结构尺寸不变。改进后的散热器的散热量将比原散热器增加20.1%,风阻增大11.0%,而散热器芯重量由2.166kg增加到2.056kg,重量几乎不变。从理论计算而言,这种方案完全能够满足生产厂家的要求,而且在实现该方案时,将不用改变各主要的生产工艺、刀具、模具。

由于新材料的引进及对产品耐腐蚀性能进一步研究,在这里我们简单介绍一下散热带与散热管材料的匹配,那么散热管和散热带材料如何搭配才能起到电偶保护的作用呢?散热管表层与散热带电位差最好在50~105之间,散热管芯层电位与散热带电位差最好在70~140之间,注意散热带的电位要低于散热管的电位,这种电位差异对腐蚀的影响很大。最佳合金的电位搭配对整个散热器来讲,在腐蚀方面,在同等条件下,首先腐蚀的是散热带,而在此过程中散热管是完好的。只有散热带完全腐蚀了,散热管才开始腐蚀。这样就有效的保护了散热器整体密封闭性能,并提高散热器系统的抗腐蚀性能。

4 结论

文章主要讨论了通过理论计算和实际实验数据进行对比。结果表明:散热带波距是影响散热器性能的主要参数,散热量随散热带波距的减小而增加,而百叶窗开窗角度在25º~35º、散热带厚度在0.06~0.10 mm范围内变化对散热器散热量的影响较小。

通过实验对比研究,对散热器的散热性能有了进一步的了解。而且能很好的应用在以后的设计中。

摘要：随着科学技术和汽车工业的蓬勃发展,对发动机散热器的性能的要求也越来越高,目前百叶窗的管带式汽车散热器得到普遍的应用,在保证散热器具有足够的散热性能的前提下,体积小,耗材要少,效率更高成为散热器发展的必然趋势,我公司是根据理论分析和在实际工作中的实验数据及新材料的不断涌现,建立管带式散热器传热与阻力预测模型。在满足传热和阻力的要求下,提出了散热器芯体结构参数优化的方案,以达到减少耗材和降低厂家生产成本的目标。最后形成管带式散热器设计、校核、优化一体的设计分析。散热器的传热与流动阻力计算程序,计算结果与实验数据在常规工况范围内基本吻合。运用图解的方法分析了散热器结构参数与材质对散热器流动阻力与散热性能的影响。

关键词：汽车散热器,传热,风阻,电偶保护

参考文献

探析电厂热网加热器的优化设计 第2篇

关键词：新型热网加热器；，优化设计；设计计算

中图分类号： TM621 文献标识码： A 文章编号： 1673-1069（2016）22-175-2

1 热网加热器的设计参数

2 新型换热器结构设计

2.1 热网加热器结构选型

热网加热器主要利用汽轮机或锅炉引来的蒸汽（加热介质）来加热热水供应系统里的循环水，作为热网系统的关键设备，传统结构上一般采用管壳式换热器。而列管式换热器中，以U形管换热器和固定管板式换热器较为普遍。对比U形管换热器，U形换热管的布管相比并不均匀，抗震性能不好，坏管率相比直管要高。而固定管板式换热器，管程清洗方便，换热管损坏时更方便堵管或更换。所以新型热网加热器的结构选择在固定管板式换热器结构的基础上进行优化设计。

2.2 水室设计

考虑热网加热器的实际运行环境，选用椭圆形封头水室，封头顶部设置HG/T521521标准人孔，同时在水室内设置分程隔板，分程隔板上设有把手，以便于设备的清洗与维护[1]，为了保证水室的使用寿命，在分程隔板均设有加强筋，避免在循环水长期的冲蚀下，分程隔板发生变形，影响设备的正常运行。分程隔板的位置取决于换热器的实际布管情况。

2.3 管束的设计

2.3.1 换热管的选择

换热管通常选取不锈钢材质和碳钢材质，对比在相同的换热面积下进行设计，满足设计要求的碳钢管为：19x2.0，不锈钢焊接换热管为19x0.9，选用不锈钢换热管的管束重量将比碳钢管换热管重量减少51%左右。其次，根据国内大型热网加热器的运行使用情况来看，不锈钢换热管的运行情况最好[2]。综合考虑设备的运输，运行维护成本，以及使用寿命等因素，不锈钢焊接管为优先选择。

2.3.2 换热器布管

在蒸汽入口侧，考虑蒸汽入口侧流量较大，同时按照GB/150.3-2011不另行补强的最大开孔直径要求，选择在壳程筒体上开有两个蒸汽抽气孔。这样做的优点在于简化了筒体的结构，增加了蒸汽的流通面积，而且便于设备的清洗与维护。为了减少蒸汽的阻力，在换热管与壳程之间预留了合理的流通面积，以增强热网加热器的换热效率。在蒸汽入口处的换热管位置设有防冲板，以保护换热管。

为增强换热器的换热效率，在布管方面与传统的固定管板式换热器有所区别。由于在结构和性能上对比，热网加热器与冷凝器较为相似。所以布管上采取三段式布管。将管束设计为过热段，冷凝段和疏冷段。这样设计的优点是使得壳程内介质的流动更为稳定，提高换热器的传热效率。设置疏冷段区间主要是防止疏水排空造成危险[3]。

1.管板2.定距管3.防冲板4.定距管5.换热管6.支撑板7.防冲板8.拉杆9.螺栓10.管板11.分程隔板12.隔板13.挡板14折流板15～17挡板18.定距管19支撑结构

换热管布管区自上而下分别为过热段区间，凝结段区间和疏冷段区间。设计时在壳程内采用隔板件15～17分隔出用于监测疏冷段工况的区间，对热网加热器实时监控，保证换热器的使用安全。

2.3.3 壳体设计

固定管板式换热器的壳体的热膨胀补偿性能不及U形管式换热器，需要在壳体上设置膨胀节。膨胀节按结构上主要分为轴向型，平面铰链型，万向铰链型，曲管压力平衡型，和拉杆型几种型式。从结构上进行选择，单式轴向U型膨胀节满足设计要求。但是对于热网加热器，在壳体上如果设置单式轴向型波纹膨胀节，在补偿处容易造成沉积物的积累，而且不便于壳程的清洗，影响其实际理论的热膨胀补偿效果。而且在制造阶段进行水压试验后，在U形处容易造成试压水排放不净，影响设备运行后膨胀节的使用寿命。所以在膨胀节的设计过程中采用了半U型不锈钢膨胀节，并对其进行有限元分析。

2.3.4 对新型结构热网加热器进行设计计算

经计算，所设计新型热网加热器满足GB150.0～150.4压力容器的要求，同时也符合TSG R0004-2009固定式压力容器安全技术监察规程的规定。

3 结语

该新型热网加热器结合了以往对大型热网加热器的优化设计经验，同时采用了三段式布管：过热段，输冷段和凝结段。该热网加热器于2016年开始投运，运行状况良好。

参 考 文 献

[1] 杨明勇，蒋光涛.U形管式高压加热器水室设计[J].压力容器，2006，23（6）：52-54.

[2] 刘国军，王洪昌，孔令勤.大型热网加热器设计运行经验[J].电站系统工程，1999，15（6）：24-26.

大功率散热器优化设计 第3篇

随着社会的进步和生活水平的提高，顾客个性且多样化的需求快速增长，这就使得大规模定制模式得到迅速发展。目前，大规模定制的设计、生产模式已被越来越多的企业所采纳，并在实际生产中发挥了积极的作用[1]，如美国的DELL计算机公司在短短的13年中积累了120亿财富，靠的就是定制化产品设计与生产模式[2]。文献[3]指出，产品的生命周期中设计工作占的比例为60%。其中，通过产品集成平台的优化设计手段，可使制造企业缩短产品创新周期，降低研发成本；平台知识集成可降低企业对个别人员的依赖，彻底根除低水平、重复性的设计工作，显著提高产品质量，充分占领细分市场[4]。

目前，顾客对散热器的个性化需求呈现快速增长的势头，但散热器产品快速设计系统却凤毛麟角。而散热器个性化定制支持水平的高低取决于散热器设计水平和制造工艺，其中，散热器的设计水平普遍偏低造成了这种需求与供应的严重不平衡。面向大规模定制的散热器产品集成平台优化设计系统正是解决顾客快速增长的个性化需求与散热器设计水平偏低之间矛盾的一条有效途径。本课题的研究综合运用了大规模定制的理论和方法、三维造型设计理论、参数化技术、SolidWorks的二次开发技术、数据库技术、软件开发技术等相关理论，对散热器产品进行快速设计。

1 面向大规模定制的散热器产品集成平台优化设计方法

面向大规模定制的产品集成平台优化设计方法是以大规模定制的理论、方法和技术为基础的产品设计方法，它是以较少的技术多样性来满足顾客众多的功能需求多样性，其最终目标是实现产品设计的低成本、高柔性。

1.1 相关概念

定义1：大规模定制是以大批量的生产效率满足不同顾客个性化需求的生产模式[5,6,7,8]，其实现了个性化生产与大批量生产的有机结合，已逐渐成为信息时代制造企业发展的必然趋势[9]。

定义2：产品集成平台是不同类型产品平台的集成系统，其可以衍生出不同类型的变形产品，是实现快速设计的基础[10,11]。一个产品平台是用来形成一个公共结构的一组子系统和接口，从中可以有效地开发和产生一组派生产品；一个坚实的平台是一系列紧密相关的产品的基础[4]。

1.2 面向大规模定制的散热器产品集成平台优化设计方法

根据上述定义，面向大规模定制的散热器产品集成平台优化设计方法主要是利用一组散热器产品之间功能和物理结构相似性和通用性，来降低产品内部的多样性，以形成一个产品平台；不同产品平台之间通过信息共享方式形成散热器产品集成平台；此散热器产品集成平台可以不断追踪顾客需求变化，并能通过可扩展接口，达到优化散热器产品设计的目标。

该设计方法在提供散热器产品外部多样性的同时，能够非常有效地减少设计工作量，并通过成组技术等方式降低散热器产品生产线的复杂度，从而达到降低散热器产品总成本和缩短产品设计周期的目的。由此可见，面向大规模定制的散热器产品集成平台可以快速、有效地设计出不同类型的高质量的散热器产品。

文献[12]给出一种基于快速反应的多品种、小批量产品设计流程；面向大规模定制的散热器产品集成平台优化设计方法则有共通之处。图1给出面向大规模定制的散热器产品集成平台优化设计方法一般流程。

由图1可知：该设计方法是以顾客需求为原始输入，其采用模糊聚类、模糊层次分析法、扩展的质量屋以及模式识别等技术完成需求分类、需求权重计算、需求转换及需求定位等相关方面的工作[9]，将顾客需求转化为符合逻辑和加工工艺要求的产品结构；明确顾客需求后，就可以进行散热器的选型；不同型号的散热器就是一个产品平台，各个不同型号的散热器就形成了产品集成平台，该平台可以利用可扩展的接口，完成新型号散热器的设计工作；顾客选定某个产品平台，就可以在相应的用户接口下设定相关结构参数，此结构参数作为最终设计散热器产品的驱动参数；系统根据散热器尺寸之间的逻辑关系，自动计算出相关的生成尺寸，以此完成参数化CAD/变形设计环节的用户参与设计工作；驱动参数将以合理的数据类型和结构保存在散热器驱动参数表中；通过散热器驱动参数表中的产品结构数据和散热器模型库中保存的散热器的拓扑结构、内部逻辑关系，可以完成顾客个性化需求散热器的设计；通过系统的保存设置功能，就可以完成顾客个性化散热器的设计信息；至此，可以将个性化的定制产品通过企业的制造车间进行加工。

该设计方法旨在自动而精确的生成顾客所需要的散热器产品。此处所指的顾客包括外部顾客和内部顾客。外部顾客，主要是散热器的消费者，其的散热器设计过程可以通过散热器产品网上定购系统引导，以使消费者设计的产品符合逻辑和工艺流程要求，且在现有的生产技术水平下，可制造的散热器产品。内部顾客，主要是散热器的设计者，其具有很强的专业知识，能够根据工艺的改善、技术水平的提高，设计出更为先进和适用的散热器产品。

2 面向大规模定制的散热器产品集成平台需求分析

2.1 散热器产品集成平台分类

对比分析不同材料的散热器产品的特点，综合考虑价格等方面的因素后，确定钢质散热器为该集成平台的主要研究对象，其既符合顾客审美上的要求，又能节省成本，并且较为实用。针对目前钢质散热器的发展趋势，确定钢质散热器产品平台的产品类型主要有钢质柱式、钢质卫浴和艺术造型三种。经过详细的市场调研，并对用户需求进行聚类分析，归纳出三种类型散热器特点和子类型如下：

(1)钢制柱式散热器，主要特点是造型多变、色彩丰富、高效、节能、防腐。主要包括三个子类型：GG型散热器、RT型散热器、EL型散热器。

(2)钢质卫浴散热器，主要特点是款式多样、色彩丰富、实用、典雅、温馨、浪漫。主要包括11个子类型：AC型散热器、DN型散热器、GO型散热器、GT型散热器、NOV型散热器、NVP型散热器、OD型散热器、RTH型散热器、SLZ型散热器、ST型散热器、VL型散热器。

(3)艺术造型散热器，特点是新理念、新趋势、造型奇特、结构不规则。主要包括2个子类型：FRM型散热器、MDS型散热器。

2.2 散热器详细结构和参数化模型

由于面向大规模定制的散热器产品集成平台共包括26个不同结构的产品平台，为了避免重复，只详细研究GG2型散热器产品平台的详细结构和参数化模型程。GG2型散热器的三维实体结构如图2所示。

对图2进行研究，可以得出其主要的结构参数有：接口间距、总高度、单柱长度、单柱宽度、钢管外径、单片个数、总长度和壁厚，其参数化模型如图3所示。

GG2型散热器参数化模型中各个不同字符串所代表的具体含义见表1。

表1中，生成尺寸与驱动参数之间运算关系如下：

2.3 面向大规模定制的散热器产品集成平台模型库的建立

为了实现参数化设计的目标，面向大规模定制的散热器产品集成平台模型中包含尺寸约束，添加尺寸约束的原则为[13]：

(1)添加完全的尺寸约束；(2)在保证完全约束的情况下尽量减少尺寸个数；(3)添加的尺寸应该便于约束；(5)保证尺寸驱动的过程中不能出现零件的建模错误。

面向大规模定制的散热器产品集成平台模型库的建立过程主要需要经过三个步骤：(1)基本造型过程；(2)修改尺寸属性过程；(3)约束方程式建立过程。以GG3型散热器半盒模型为例，分析面向大规模定制的散热器产品集成平台模型库的建立过程。

2.3.1 基本造型过程

首先，选取前视基准面，然后勾勒基体截面轮廓草图。GG3型散热器半盒的轮廓草图如图4所示。其中，草图轮廓的约束包括几何约束和尺寸约束。首先定义轮廓的几何约束，如4图虚线椭圆圈定部分；之后定义轮廓尺寸约束,如图4虚线方形圈定部分。当达到全约束情况下，即可完全确定草图几何形状，图形全部变为黑色时，即可通过拉伸特征生成基体特征。

之后，依次经过拉伸、圆角、抽壳、拉伸-薄壁、切除-拉伸等相关特征的综合运用，可以得到GG3型散热器半盒的实体模型如图5所示。

2.3.2 修改尺寸属性过程

为了便于应用VB6.0程序对SolidWorks进行二次开发，在建立完模型后需要修改尺寸属性中的名称，以和散热器的参数建立起关系。修改方法为：(1)左键双击需要作改变参数的特征；(2)右键单击需要改变大小的参数；(3)左键单击属性，则弹出尺寸属性对话框。在名称（N）中，修改成与散热器参数相对应的、容易辨识的名称。尺寸属性的对话框如图6所示。

2.3.3 约束方程的建立过程

GG3型散热器的半盒模型，所包含的尺寸多达几十个。在这么多尺寸值的情况下，不可能要求顾客参与设计所有的参数值。这就要求用尽可能少的参数，来达到驱动模型的目的。在这种要求下，就需要建立约束方程式，保证一些值能够随着少数几个值的变化而变化。建立方程式的过程为：(1)点击“工具”菜单中的“方程式”，弹出“方程式”对话框；(2)点击“添加”命令按钮，弹出“添加方程式”对话框；(3)双击需要建立方程式的特征，则模型显示出尺寸值；左键单击尺寸值，则该尺寸值的名称将进入“添加方程式”对话框的文本框中。建立好方程式后，点击“确定”按钮即可。

在GG3型散热器半盒模型中，有三个驱动尺寸，分别为：半盒宽度，钢管外径和壁厚。但这个模型包含的约束方程式多达19个。其结果如图7所示。

3 面向大规模定制的散热器产品集成平台优化设计系统

3.1 系统的开发平台和开发工具

根据面向大规模定制的散热器产品集成平台优化设计系统的规模和所要实现的功能，确定系统的开发平台和工具如下：

(1)系统架构：C/S模式；

(2)系统开发运行平台：Microsoft Windows XP;

(3)系统数据库软件：Microsoft Access 2003;

(4)程序设计语言：Visual Basic 6.0;

(5)三维造型设计软件：Solid Works 2005;

(6)其他辅助软件：AutoCAD 2006,Microsoft Word2003。

3.2 系统实现的关键技术

(1)SolidWorks参数建模技术：

运用SolidWorks 2005完成不同产品平台的实体建模，其中包括产品的基本造型、尺寸属性的维护、约束方程的建立等。其参数化模型建立的过程为：明确顾客需求———确定结构———确定散热器参数———确定各参数间关系（主要体现在散热器产品平台的约束方程式中）。参数化建模是后续集成系统开发的基础，通过对各种散热器结构的深刻认知和规范的参数化模型的建立可以非常有效地建立起该集成系统。

(2)SolidWorks二次开发技术：

对SolidWorks 2005进行二次开发有三个关键技术作为保障：1)API技术；2)DLL技术；3）尺寸驱动技术（参数化技术）。本集成系统把参数化技术和特征建模技术有机结合起来，较好地满足系统要求，提高了系统设计效率。

(3)数据库技术：

通过数据库的建立，明确了系统工作的数据流程。同时该集成系统的数据库设计是在充分调研顾客需求的基础上，结合三维造型软件的自身特点确定的，以保证数据结构好、数据冗余量小、可维护性好的目的。其中实现散热器产品设计的核心数据存储在“散热器驱动参数表”中，共包括16张表，每种结构类似的散热器一张表，比如：AC2型散热器、AC3型散热器一张表，命名为“AC型驱动参数表”。

(4)定制菜单技术：

集成系统程序开发、测试完成后，将其编译成可执行文件，在SolidWorks零件界面中添加一个菜单项。通过对菜单项调用，可以直接执行用户的可执行程序。本集成系统利用定制菜单技术生成***.dll文件，作为一个插件，嵌入到SolidWork程序中，如图8所示。

3.3 系统的总体功能

面向大规模定制的散热器产品集成平台优化设计系统的目的是为解决顾客个性化需求快速增长与散热器自动化设计能力不足之间的矛盾。集成平台共包括26个散热器产品平台，顾客可以在选定某产品平台的情况下，根据自己的偏好，个性化的定制所需的散热器产品。本集成平台系统既可以作为散热器产品网上定购系统的后台支持系统，也可以单独作为辅助设计师进行散热器设计的自动实体生成系统。系统的总体功能架构如图9所示。

4 应用实例

某散热器有限公司成立于2005年，致力于钢质散热器生产和设计研发工作[12]，其设计生产的钢质散热器产品包括钢制柱式、钢质卫浴和艺术造型散热器三种。虽然该公司在这三种类型散热器中事先设计好各种规格不同散热器，但因为并没有提供一种顾客参与散热器设计的平台，所以采用这种形式购买的散热器产品还不是个性化产品。因此，该公司面对个性化极为突出的顾客需求，散热器设计环节成为限制其进一步发展的瓶颈，无形中导致成本增加、顾客满意度下降。公司为了缩短顾客个性化需求与自身设计能力欠缺之间的距离，决定研发一套面向大规模定制的散热器产品集成优化平台设计系统，以提升自身在散热器行业的自主研发能力。

按照面向大规模定制产品集成平台优化设计方法的一般流程，笔者为该集成平台优化设计系统规划了研究路线：顾客需求提炼—散热器产品平台归类———平台拓扑结构分析———参数化平台模型库建立———系统总体功能分析———数据库设计———系统全面开发———系统测试———系统嵌入SolidWorks软件平台。嵌入到SolidWorks软件平台的集成平台优化设计系统的菜单项如图10所示。

系统具备完备的数据检验功能，因此杜绝了数据出现逻辑错误的可能。其数据检验功能如图11所示。

该集成平台系统的每个产品平台都是在充分分析顾客需求的基础上建立的，可以以合理的设计参数完成顾客个性化散热器的设计工作。

下面以NVP3型散热器平台的设计为例来展示由系统完成的设计结果。其中，需要顾客参与设计的主要参数有：钢管外径、壁厚、接口间距、过水管数量、两根钢管之间间距、第一根管距底端距离、第一组挂片距底端距离、第二组挂片距底端距离、颜色；系统根据模型库的约束方程和程序的几何关系自动生成的结构尺寸参数有：总长度、宽度、总高度。NVP3型散热器产品平台的软件界面如图12所示。

其中，设计界面右侧显示的产品结构图已经标出了各个设计参数的具体含义，便于指导顾客进行产品设计，其精确的设计结果需要通过产品实体模型获得。图13给出一种顾客参与设计的结果。

5 结束语

散热器行业中的企业之间的竞争已经转向基于时间和顾客满意度的竞争。技术创新成为企业获取竞争优势的关键环节，而面向大规模定制的散热器产品集成优化平台设计系统以产品的快速设计和顾客需求的准确获取成为实现技术创新的表现。

本文针对散热器行业、企业对大规模定制的顾客实际需求，克服传统设计手段的缺点，提出了面向大规模定制的散热器产品集成平台优化设计方法，同时建立了面向大规模定制的散热器产品集成平台模型库；以此为基础，分析分析了面向大规模定制的散热器产品集成平台优化设计系统的关键技术和总体功能，设计开发了面向大规模定制的散热器产品集成平台优化设计系统。最后，以NVP3型散热器的顾客参与设计为例，验证了该系统在散热器产品快速设计方面的可行性。

大功率散热器优化设计 第4篇

和谐3型内燃机车是由北车大连机车车辆有限公司和美国EMD公司共同研制的新型大功率交流传动干线货运内燃机车, 机车装用16V265H型柴油机, 额定功率4410kw, 排放达到美国Tier 2标准。本文所阐述的新型大片式散热器由大连通铁热动力设备有限公司针对和谐3型机车设计开发和研制, 是该机车冷却系统中的核心部件。

1 和谐3型内燃机车冷却系统原理

和谐3型内燃机车冷却系统采用全封闭式加压双循环型式系统, 系统分为高温水系统和低温水系统, 主要由散热器、冷却风扇、高温水泵、低温水泵、机油热交换器、燃油预热器、水泵进口三通装置、膨胀水箱以及一些管路、接头等组成。 (1) 高温水循环系统:柴油机工作时驱动高温水泵.将冷却水压入柴油机各个需要冷却的部件, 冷却后出来的热水经过散热器, 被冷空气冷却后, 先进入机油热交换器对润滑油进行冷却 (冬季燃油需要预热时, 可打开柴油机热水总管中的截止阀, 使部分热水进入燃油预热器对燃油进行预热) , 而后回到高温水泵。 (2) 低温水循环系统:低温水泵转动, 将冷却水送入中冷器, 对通过中冷器的增压空气进行冷却, 然后进入散热器, 经冷却后, 再回到低温水泵, 完成冷却循环。膨胀水箱的作用是给冷却水系统自动补水 (水的泄漏、蒸发) , 清除系统中产生的汽泡和使冷却水受热后有膨胀的余地等。

2 和谐3型内燃机车散热器性能参数要求

2.1 高温水系统

1) 高温散热器的进水温度为90.9℃, 出水温度为85.9℃。

2) 在额定功率时, 高温水的流量为267.5m3/h。

3) 在额定功率、环境温度为32℃时, 柴油机高温水系统和机油管路产生的散热量为1521kW。

4) 在冷却水流量为136.3m3/h时, 每个高温散热器冷却水总压降不得超过15psi。

2.2 低温水系统

1) 低温散热器的进水温度为77.7℃, 出水温度为62.6℃。

2) 在额定功率时, 低温水的流量为66.3 m3/h。

3) 在额定功率、环境温度为40.6℃、海拔高度61m时, 柴油机低温水系统产生的散热量为1142.6 kW。

4) 在冷却水流量为22.7 m3/h时时, 每个低温散热器冷却水总压降不得超过15psi。

3 新型大片式散热器结构与顶置式设计

国内现有大部分内燃机车, 例如东风系列机车, 其冷却系统一般采用多组散热小单节组合形式, 散热器小单节通常呈V形布置, 安装在机车冷却室钢骨架的集流管上。冷却风扇安装在冷却室钢结构的顶部, 当冷却风扇转动时, 将冷空气从机车两外侧面吸进, 并穿过散热器进行热交换, 然后向车顶排出。

和谐3型内燃机车与传统车型不同, 采用了大片散热器顶置安装结构, 每台机车包括2组散热器, 如图2所示, 每组散热器由大片式高温散热器和低温散热器组成, 高、低温散热器通过侧板钢结构联成一体。两组散热器, 与水平成30°夹角, 安置于机车顶部的冷钢结构内的左右两侧, 与冷钢结构组成一个冷却模块, 该冷却模块整体安装于机车车体结构上。采用新型大片式散热器结构的优点是取消了传统小单节散热器的侧护板与安装间隙, 加大了散热器的有效面积, 使散热器的设计可以更加紧凑、高效, 节约空间。同时, 冷却装置集流管直接设置于散热器中, 也减少了散热器与集流管间的局部流通阻力。这种新型大片式冷却模块, 安装、拆卸、检修维护十分方便, 由于采用的是顶置式结构, 也为冷却室下部留有更多的设备布置空间。新型大片式散热器由于体积、质量较大, 因此需要较高散热器的设计和制造工艺水平。

从结构上, 新型散热器主要由高、低温芯体 (包括散热扁管, 散热翅片和主片) , 水室, 侧板, 密封垫, 水口滤网, 中间挡板, 拉筋, 吊装板, 紧固件等零部件组成。高、低温散热器均设计为8排散热扁管。高温散热器为单流程水流设计, 低温散热器为多流程水流设计。散热器芯体所使用的散热扁管采用进口高频焊接黄铜管, 散热铜翅片上冲有许多百叶窗孔, 以增强空气系统湍流特性, 提高传热系数。散热管端部与芯体主片之间采用国际先进的机械胀接制造技术, 能够极好的承受机车运行时产生的机械振动和热应力、从而大幅提高了产品质量和使用寿命。考虑到机车冷却水中可能存在的异物、杂质会对散热器内部造成冲蚀或腐蚀, 甚至导致泄漏的发生, 因此在散热器高、低温水室进口处设计安装了滤网。

4 散热器型式试验

2009年1月至6月, 和谐3型机车新型散热器在铁道部产品质量监督检验中心内燃机车检验站进行了传热性能, 空气阻力特性试验。

由于散热器实物巨大, 国内现有试验台无法满足实物试验的要求, 因此, 性能试验采用模型的方式进行。样件按国产机车常规散热器单节外形尺寸选取和设计, 采用高温散热器和低温散热器模型。

测试方法执行TB/T1160-2006《内燃机车用铜散热器》的规定, 测试分别按高、低温散热器设计工况条件进行, 进气温度为40.6℃、进水温度分别90.9℃和77.7℃;水流量分别为16.03m3/h和3.98m3/h。散热器的传热系数和空气阻力通过试验直接得到, 而散热量用该传热系数换算到规定工况求得。表1为试验模型散热器传热性能指标。

根据检测数据计算结果绘制的△Pa=f (Ga) 和Qw=f (Ga) 的关系曲线见图3和4。

5 装车性能试验

2010年1月, 和谐3型国产化内燃机车在黑龙江省加格达奇零下42℃环境温度条件下通过了低温试验;2012年8月在新疆鄯善进行了高温性能试验, 在高温条件下, 热平衡后机车油水温度正常, 新型散热器完全能够满足机车冷却能力要求。

6 结论

2009年7月, 和谐3型内燃机车散热器通过了铁道部机车验收室、大连机车车辆有限公司和EMD公司联合进行的首件评审认定工作, 并于2010年3月开始批量装车运用, 截止目前, 运用状况良好。

参考文献

[1]戴繁荣.内燃机车冷却装置1版, 中国铁道出版社, 1993.

大型板式换热器接管优化设计 第5篇

太原市集中供热瑞光热电一期工程,其中隔压换热站主要技术参数如下:板式换热器:单台换热量:68 MW;一级网设计压力:2.5 MPa,一级网设计供水/回水温度:140℃/80℃;二次网设计压力:1.6 MPa,二级网设计供水/回水温度:130℃/70℃。作用在换热器管口的外力为11 295 N,力矩为16 841 N·m。经过两次调整的换热器接管侧管道布置方式见图1,一、二次应力及换热器接口受力及力矩均通过应力计算。

2应力分析过程

2.1初步方案

对于本项目,在设备招标获得详细尺寸后,根据工艺布置方案确定了出版的管道布置图。一级网侧(本文仅以一级网管道进行论述)建立模型后在CAESARⅡ截图如图2所示。

根据初步确定的管道布置方式,应用软件进行应力分析。结果显示,一次应力均能满足规范要求,二次应力较大,二次应力计算结果截取如表1所示。

2.2调整部分管道布置,降低二次应力

按照计算结果,管道接口处二次应力较大,将所有接口由直流三通均改为顺流三通,并调整两侧管道接口布置方式,增加横向布置管道,布置方式截图如图3所示。调整管道布置方式,计算得调整后二次应力部分结果截取如表2所示。

一、二次应力均通过计算,此时校核换热器出口外力和力矩,结果见表3。阴影部分均大于换热器厂家提供的受力数据换热器允许管口的力为11 295 N,允许的力矩为16 841 N·m。因此需进一步调整管道布置。

2.3第二次调整管道布置

由表3知,尽管二次用力均满足要求,但是换热器部分管道出口的轴向力和力矩均大于厂家允许的受力,所以仍需调整。第二次调整后,管道布置方式截图如图4所示。

此时,对管道进行应力计算,二次应力进一步降低,如表4所示,对换热器出口受力及力矩进行校核,均能满足要求,见表5。

经过二次调整,各管道一、二次应力均符合规范,换热器接口处受力均能满足要求。

3结语

大型板式换热器管口的应力要求比较严格,同时受到空间的限制,在管道设计中会遇到许多困难。借助CAESARⅡ应力分析软件,通过计算数据,能够指导管道设计人员对管道布置进行定量的优化,从而高效率、高质量地完成设计工作。

该工程已于2012年建成投运,运行状况良好。

摘要：基于隔压换热站供热面积大、管径大、压力高、温度高等特点,结合具体工程,利用CAESARⅡ应力分析软件,对热力站的布置方案进行了优化,从而降低了管道及换热器管口的应力,高效率、高质量地完成了设计工作。

关键词：隔压换热站,CAESARⅡ,二次应力,接口受力

参考文献

[1]GB50316,工业金属管道设计规范[S].

[2]唐永进.压力管道应力分析[M].北京:中国石化出版社,2009.

管壳式换热器优化设计研究 第6篇

主导地位 . 在换热器向高温、高压、大型化发展的今天,随着新型高效传热管的不断出现,使得管壳式换热器的应用范围得以扩大,更增添了管壳式换热器新的生命力[1]。

基于换热器的设计内容较多,本篇文章仅结合企业实际运行情况,就换热器实现最佳设计给出一些建议和相关内容的总结。

1 管壳式换热器设计

1. 1 初始设计

在开始着手设计之前,应该首先清楚可选管子尺寸、壳体形状、管束布置方式以及折流板形式。

1. 2 换热管尺寸选择

换热管尺寸对换热器大小和性能的影响总结为:

( 1) 换热器容积随着换热管直径增大而增大;

( 2) 壳程传热膜系数随着换热管直径增大而降低;

( 3) 总换热系数和换热面积随着换热管直径增大而减小;

( 4) 管侧压降随着换热管直径增大而降低;

以上应用实际对换热管尺寸的选择提供了依据。

( 1) 首先,推荐采用Φ19的换热管;

( 2) 在设计适当增大管径以改变压降条件。

1. 3 壳体类型选择

目前壳体形状较多,最简单的就是带有折流挡板的单管程E型壳体,介质流动为逆向流动,这种流向设计,可以充分利用温差效应,因此换热管尺寸最小。如果需要多管程,则需要对对数平均温差做出校正,以弥补因流体非完全逆流造成的误差。通常情况下,需要设计多壳程换热器[2,3]。

F型壳体有纵向折流板,该壳体可使流体接近双管程纯逆向流动,壳体内压降与壳程流速平方以及管排数量成正比。对于相同的壳体尺寸和折流板数量的换热器,由于纵向折流板原因,F型壳体内流体流速是E型壳体内流体流速的两倍,而截面上的管子数相同。因此,F型壳体压降比E型壳体的压降高出四倍。

同样,对于G,H,J型壳体,G型壳体的压降是E型壳体的压降的二分之一。H型壳体的压降是E型壳体的压降的十六分之一。J型壳体的压降是E型壳体的压降的八分之一。

综合以上信息,在换热器初始设计时笔者给出如下建议:

( 1) 初始设计选择E型壳体;

( 2) 若需要多管程换热器,可换成F型壳体,因为F型壳体可以弥补多壳程引起的损失;

( 3) 如果存在管侧压降受限的情况,可换成J型壳体,其次再考虑用G,H型壳体。

1. 4 管束布置

节距比 ( 管间距与管板直径之比) 的比值越小,对于给定壳体形状的换热器,其换热管数越多。所以,换热器最小节距比首先取1. 25,若壳侧压降受限,则需要逐步扩大节距比。管束布局分成两类,内联布置和错列布置。内联布置是指管子按照45°或者90°排列布置,适于机械方法清洗管壁面。错列布置是指管子按照30°或者60°排列布置,适于化学方法清洗管壁面。

对于一个给定的换热器壳体直径,若采用错列布置方式,则适合换热管数量较多的场合。根据单位长度上的压降与传热效率的关系,30°,60°,90°布管方式,他们的换热性能基本类似。对于压降不变的情况下,45°的布管方式可以提高10% 左右的换热性能。另外,在截面流速相同的情况下,45°的布管方式并非最佳选择。关键是考虑换热与压降之间的关系。

30°布管方式在不引起共振的情况下可以承受更高的流速。

鉴于以上应用实际,在设计时给出以下建议:

( 1) 若换热器换热管需要机械清洗,可以采用45°的布管方式;

( 2) 若换热器换热管需要化学清洗,可以采用30°的布管方式;

1. 5 折流板形状选择

折流板形状对换热性能的影响非常明显,图1是折流板切割率对换热器折流板流通面积的影响。对于给定管子数量和折流板间距的换热器,文献均作了计算,在计算时,将所需面积这个变量转换为管子长度和壳侧压降的函数,通过分析找到了优化数据,即折流板的缺口率为27% 为最优折流板。如果采用缺口率为15% 的折流板,将导致所需面积比最小值高出23% 。如果采用缺口率为45% 的折流板,将导致所需面积比最小值高出17% 。其他条件不变,换热器性能达到最优条件是折流板流通面积与折流板错流流路面积大致相同[4]。

所以,改变折流板间距将引起最佳折流板切割率的点发生变化。而获得折流板的最佳切割率时,换热器折流板流通面积与折流板错流流路面积基本相同。

一旦壳体直径与折流板切割率确定下来,折流板间距在基于折流板流通面积与折流板错流流路面积相等条件下也可以确定下来。接下来考虑折流板形状的选择和换热器空间的最优设计。

目前关于换热器折流板性能的比较分析的学术报告很少,只是一些涉及关于杆式折流板和螺旋折流板性能的研究报告。而对于换热器折流板性能的研究有待进一步的研究[5]。本文结合企业应用实际,在设计时有如下建议:

( 1) 首先选用单弓型折流板;

( 2) 在遇到壳侧压降受限的情况下,可换成双弓折流板或者三弓折流板;

( 3)采用特殊形式的折流板。

充分考虑换热器的空间大小后再确定折流板的切割率大小和间距。

2 举 例

杭州下沙生物科技有限公司一车间采用列管式换热器。工艺要求: 正己烷/甲醇减压二级冷凝。

热侧: 正己烷/甲醇冷凝,进出口温 度15 /10℃ ; 流量0. 4 t / h。

冷侧: 冷盐水,进出口温度5 /7℃。

选型: E型壳体,换热器壳体尺寸为DN400 /DN310,L =3050 mm /2956 mm,45°布管,Φ19换热管,双弓形折流板,折流板的缺口率为27% ,换热面积20 m2/10 m2,如图3所示。

经过长期观察,该列管式换热器换热性能基本稳定,能够达到工艺要求。

3 结 语

根据工程应用实际,换热器的设计时应遵从如下规则:

( 1) 初始参数确定、换热管尺寸、壳体类型、管束布置方式、折流板形状等信息确定;

( 2) 选择折流板切割率的初始值;

( 3) 结合Poddar给出的参考图进行判断。

若壳侧压降需要控制,其压降线将位于管侧压降线的左侧( 图3所示) 。增大折流板切割率将有助于减少压降,进而使两条线基本协调。由图4可知,进一步增大折流板切割率并不能提高换热性能,由于该方案不能充分利用壳侧压降。

若管侧压降需要控制,采用推荐的折流板切割率不能充分利用壳侧压降。目前,降低折流板切割率和调整折流板间距有助于提高换热器壳侧流速和促进壳侧热传递,改变管程数是使管侧压降发生变化的一种手段。

参考文献

[1]钱颂文主编.热器设计手册[M].北京:化学工业出版社,2002:1-5.

[2]史美中,王中铮.热交换器原理与设计[M].南京:东南大学出版社,2009:4-10.

[3]朱聘冠.换热器原理及计算[M].北京:清华大学出版社,1987:7-12.

[4]李安军,桂菊,丽雯.换热器强化传热技术的研究进展[J].冶金能源,2008,27(1):50-54.

板式换热器的特点与优化设计 第7篇

板式换热器技术主要在以下方面得到迅速发展:板式换热器单元和单片面积大型化,如英国APV公司单片最大面积达4.75 m2/片,单台换热面积2500 m2/台;采用垫片无胶连接技术,使板式换热器,安装和维护的时间节约80%;由一种规格的板片设计两种不同波形夹角,以满足有不同压力降要求的场合,从而扩大了应用范围;板片材料多样化,已使用了不锈钢、高铬镍合金、蒙乃尔哈氏合金等,目前还出现了石墨式换热器。

板式换热器的广泛应用,加速了我国板式换热器行业的迅速发展,但我国板式换热器设计与发达国家之间仍存在着不小的差距。本文讨论了板式换热器的优化设计方法,分析了板式换热器设计的较优方案。

1 板式换热器的特点

板式换热器是以波纹板作为传热面,在流道中布满网状触点,流体沿着板间狭窄弯曲、犹如迷宫式的通道流动,其速度大小和方向不断改变,形成强烈的湍流,从而破坏边界层,减少界面液膜热阻,并使固体颗粒悬浮,不易沉积,有效地强化了传热,因此,它比管壳式等其它类型换热器具有很多独特的优点。

1.1 板式换热器的优点

(1)传热系数高。由于板式换热器的特殊结构及组装方式,使介质在流经相邻两板片间的通道时,流动方向和流速不断变化,在低流速下,形成急剧湍流,强化换热。板式换热器的总传热系数K一般为2330~5810 W/(m2·K),高的可达6980~8150 W/(m2·K),比管壳式换热器K=1400~2790 W/(m2·K)高出2~3倍[1]。在同一压力损失下,板式换热器所传递的热量为管壳式换热器的6~7倍。

(2)温差小。由于板式换热器具有较高的传热系数及强烈的湍流,可使热交换器的一、二次流体温度十分接近,温差趋近1~3℃。

(3)热损失小。由于板片边缘及密封垫暴露在大气中,所以热损失极小,一般为1%左右,不需采取保温措施。在相同换热面积情况下,板式换热器的换热损失仅为管壳式换热器的1/5,而重量则不到管壳式的一半。

(4)结构紧凑。换热板片由薄的不锈钢板(厚0.8 mm)压制而成,板片间距一般为4 mm,板片表面的波纹大大增加了有效换热面积,这样单位容积中可容纳很大的传热面积(每立方米体积可布置250 m2的传热面积),占地面积仅为管壳式的1/5~1/10。因此,体积小,节省安装空间。

(5)适应性强。可根据产量及工艺要求,方便地增加或减少传热板片,亦可将板片重新排列,改变流程组合。

(6)用途广泛。目前,已广泛应用于化工、石油、机械、冶金、电力、食品、热水供应、集中供暖等多种工程领域,完成加热、冷却、蒸发、冷凝、余热回收等工艺过程中介质间的热交换。

(7)操作灵活。维修方便传热板片及活动压紧板均悬挂在机器的横梁上,压紧板上方设有滚动装置,可方便地打开设备,进行清洗,并能取出一板片,进行检查或更换垫片。

1.2 板式换热器的缺点

(1)工件压力在2.5 MPa以下板式换热器是靠垫片密封的,密封周边很长,而且角孔的两道密封处的支承情况较差,垫片得不到足够的压紧力。

(2)工作温度在250℃以下板式换热器的工作温度决定于密封垫片能承受的温度。用橡胶弹性垫片时,最高工作温度在200℃以下;用压缩心棉绒垫片(Csf)时,最高工作温度为250~260℃。由于压缩心棉绒垫片的弹性差,所以工作压力较用橡胶垫片低。

(3)不易于进行易堵塞通道的介质的换热板式换热器的板间通道很窄,一般为3~5 mm,当换热介质中含有较大的固体颗粒或纤维物质时,就容易堵塞板间通道。对这种换热场合,应考虑在入口装设过滤器,或采用再生冷却系统。

2 板式换热器的优化设计

2.1 板式换热器的常规设计方法

设计计算是板式换热器工程设计的核心,主要包括两部分内容,即传热计算与压力降计算[2]。板式换热器工程设计计算的内容不同于传统的管壳式换热器。它不需要作任何元件或结构方面的设计,一般只要不超出最高使用压力,设计时也不再作强度方面的校核。所需要的只是恰当地组合板片并进行传热计算与压降计算,得出所需要的总换热面积与板片数。由于板片的传热与压降性能紧密相关,因此,这两方面的计算常常需交叉或交替进行。

一般情况下,两侧流体的流量及四个进、出口温度中的任意三个已给定,板式换热器的设计应包括确定板型、板片尺寸、流程与通道数的组合、传热面积等。在作设计计算时,设计者应具备以下资料:

(1)选择适宜板片的主要几何参数,如单板有效换热面积、当量直径或板间距、通道横截面积及通道长度等。(2)适用介质种类与适用温度,压力范围。(3)传热及压降关联式或以图线形式提供的板片性能资料。(4)所用流体在平均工作温度下的有关物性数据,主要包括:密度、比热容、导热系数及粘度。

在进行设计计算时,首先可选定一种板型和板片尺寸,然后假定冷热流体的流程数、通道数,接下来进行对数平均温度、雷诺数及各个物性参数的计算,然后计算换热系数,由计算出的换热系数确定出实际所需的换热面积并校核,最后进行压力降的校核。如果出现压力降超出设定范围,则重新假定冷热流体的通道数、流程数,重新进行热力计算。

2.2 板式换热器的优化设计

换热器的优化设计,就是要求所设计的热交换器在满足一定要求的前提下,一个或几个指标达到最好[3]。优化设计是在最优化数学理论和近代计算机广泛应用的基础上发展起来的新技术,运用计算机寻求设计的优化方案,是计算机辅助设计的重要组成部分和核心技术之一。经验证明,一个好的设计,往往能使换热器的投资节省10%~20%。因此进行优化设计是一个好的设计不可少的组成部分。

要表示出优化问题,首先要确定一个多变量函数作为评价装置设计的判断基准,然后在变量的某一给定约束条件下,使目标函数取得最大值或最小值[4]。一般设计步骤为:

(1)确定目标:目标会随着实际问题的要求不同而不同,但一般“经济性”常常成为热交换器优化设计中的目标。

(2)决定使目标函数取最大或最小的决策变量,确定约束条件;约束条件可分为等式约束条件和不等式约束条件。在某些特殊情况下,还会有无约束的最优化问题。如求解热交换器传热性能最好的问题,常常有阻力损失不能超过某个数值的约束条件。

(3)建立描述装置内部过程的关系式,以满足给定的输入和输出;任何一个优化设计方案都要用一些相关的物理和几何量来表示。由于设计问题的类别或要求不同,这些量可能不同,但无论哪种优化设计,都可将这些量分成给定和未给定的两种。未给定的那些量就需要在设计中优选,通过对它们的优选,最终使目标函数达到最优值。如,以热交换器的传热系数为目标函数的优化设计,流体的流速、温度等就是设计变量。这样,对于有n个设计变量x1,x2,…,xn的优化问题,目标函数F(X)可写作F(X)=F(x1,x2,…,xn)。显然,目标函数就是设计变量的函数。

(4)简化上述关系式,把多变量系统分成若干少变量系统;热交换器设计问题一般都是约束(非线性)最优化问题(也可称为约束规划问题)。约束最优化问题的求解方法有消元法、拉格朗日乘子法、惩罚函数法、复合形法等多种。

(5)用最优化的数学方法,在计算机上实现自动设计求最优解。

在换热器的优化设计过程中,目标函数有很多种,即所要求的优化设计的目的各不相同,大致可以分为以下几类:

(1)对完成同一目的的新换热器得到投资、折旧、操作、维修费等最经济的换热器型式及结构,材料。计算中要满足约束条件,如对流速或压降的限制、结构尺寸的限制等。

(2)对已有换热器或正在操作的换热器,计算最经济的操作条件或最经济的余热回收条件。

(3)除单台换热器的最优化设计及核算外,在某些条件下,可以对换热器系统进行经济性评价和优化计算。

若以换热器的耗资为目标函数,每个板片可以根据经验,大体可以得出以下结论:

随着雷诺数的增加,压力将增加,流体流动阻力增大,克服阻力需要耗电,这就使得在雷诺数较大时电耗突然增大;制造费用在雷诺数较小时,换热系数较小,相同的换热量下,需要更多的换热面积,所以在雷诺数较小时,制造费用会很大,随着雷诺数的增大,换热系数变大,所需换热面积变小,制造费用降低。

总之,每一个板片的耗资都随着雷诺数的变化而不同,但总会有一个最优的雷诺数,使工作流体在此雷诺数下运行时,耗资最小,经济性最好。

2.3 板式换热器CFD及场协同研究

由于板式换热器实物实验投资大,时间长,花费大量的人力;一些大型换热器及复杂工况条件下的换热器难以进行实验。故近年来,人们越来越热衷于采用计算流体力学(CFD)手段对板式换热器进行数值模拟,而将CFD与实验有机结合在一起研究板式换热器是一种高效、经济的研究手段。早在1974年,英国学者Patankar首先采用CFD手段对热交换器进行数值模拟研究,他们计算了管壳式热交换器的流阻[5]。

Carla S.Fernandes等运用CFD软件对板式换热器中搅拌酸奶的生产过程进行了模拟,建立了非牛顿流体模型,经过数值计算得到其速度场和温度场[6]。Flavio C.C.Galeazzo等对食品工程中使用的平板式板式换热器进行了模拟计算,结果证明平板式换热器中的流动多为层流,局部呈现湍流状态[7]。他们通过实验验证了计算的有效性及正确性。

Kone Grijspeerdt等对人字形板式换热器分别做了3维和2维的数值计算。在2维计算中得到波纹形状的影响,3维计算中确定了波纹角度的影响,最终得到优化波纹的模型[8]。Ciofalo.M.等利用有限元法和低雷诺数下的k-ε模型,对波纹板式换热器过渡区和弱紊流区进行了数值模拟和实验验证,为其它板式换热器的数值计算提供了参考[9]。

近几年国内学者对板式换热器CFD方面的研究取得很大的进展。杨勇[10]采用曲线坐标下的低雷诺数模型对波纹板式换热器进行了数值模拟,得到了速度场及温度场,发现并解释了在换热器冷、热流量较大时特殊的对流交换曲线。张广明等[11]采用CFD软件对人字形板式换热器进行了数值模拟,从模拟计算发现,波纹倾角对流型变化影响很大,随着波纹倾角的增大分别出现了十字交叉流和曲折流。曲宁[12]截取流道的一半为计算区域,通过Fluent软件对人字型板片进行数值模拟,得到其槽道内的3维压力场、速度场和温度场,较为仔细地分析了波纹倾角、波高和波距对流动与换热的影响。任承钦等[13]设计了一种隔板为六边形的板式换热器,并对此进行了数值模拟,结果表明该新型换热器具有准逆流换热的特点和强化换热作用。景步云等[14]对R22在板式蒸发器中沿流动方向各点分布参数进行数值模拟,采用稳态分布参数法建立仿真模型,并分析了板式换热器中介质流动时压力和板壁温度的变化情况。

过增元等[15]提出的场协同原理是分析对流换热过程的一个工具。场协同原理是指对流换热强度不仅取决于流体与固体壁面之间的温差,流动速度和流体热物理性质及输运性质,同时还取决于流体速度矢量与热流矢量的夹角大小。在提出此理论后,一些研究者使用该原理对不同的对流换热过程进行了分析,并取得了很好的效果。李晓亮[16]采用场协同原理对人字形板式换热器进行了强化传热研究,结果表明利用场协同积分余弦值和场协同匹配性与换热效果存在相关性。场协同理论也可用于指导板式换热器的设计改进及对其强化换热效果进行评价。

3 结论

大功率散热器优化设计 第8篇

汽车零部件尤其是汽车散热器的需求量迅速增长, 带动了国内汽车散热器芯体生产企业数量上的增长。截至目前,国外企业仍牢牢掌控全自动芯体装配机(简称装芯机)的核心技术,国内企业只能花高价采购整机, 掌握不到现有技术[1]。装芯机主要由三个部分组成,分别是排管部、转运部和压装部。本文是在联合江苏康杰机械股份有限公司研发设计的第一代装芯机的基础上, 针对排管部过重的问题,以基座为对象,减轻其重量和提高其刚度为多目标的优化设计。目前,对于多目标优化问题,多目标遗传算法(Multi-Objective Genetic Algorithm,MOGA)[2]能够快速有效地获得Pareto最优解集,如孙伟[3]等以UH-1H直升机为对象,采用多目标遗传算法,引入个体的序和密度的概念使得搜索到的Pareto解集,更具有贴近性、均匀性和完整性。顾春荣[4]等采用响应面与多目标遗传算法相结合来进行印制电子喷印机的结构优化,可以控制系统的不确定因素, 保证结果最终优化的可靠性。

本文简要介绍了多目标遗传算法和响应面方法, 制定了全自动汽车散热器装芯机排管部基座的优化设计路线:以基座的刚度和重量为优化目标,基于ANSYS Workbench,利用多目标遗传算法,调整基座结构的关键参数,搜寻其优化设计的最优解。

1多目标优化算法

1.1多目标优化问题

在工程实践和科学研究中,目标函数超过一个并且需要同时处理的最优化问题,即多目标优化问题。多目标优化问题一般具有n个设计变量,m个目标变量,表述如下:

式中,为n维的设计变量;为m维的目标变量;为映射函数;定义了p个不等式约束;定义了q个等式约束。

在多目标优化问题中,某解对于某个目标而言是好的,但对于其他目标却可能较差,因此一般不存在一个最优解能同时使所有目标达到最优。一般都是取一个折衷的集合,称为Pareto最优解集(或非支配解集)[5]。 这些最优解需要决策者根据工作经验、设计要求折衷处理,选出一个解作为问题的最优解。

1.2多目标遗传算法

多目标遗传算法是在一次优化过程中搜寻大量多目标优化问题的Pareto最优解,是将生物进化理论应用于现代优化设计中,具有高效性、鲁棒性好的特点[6]。其基本流程图如图1所示。

2响应面方法

响应面法是构造显示近似表达式来代替原设计问题中的约束隐式函数和目标函数,对设计点集合进行实验设计,从而得到响应面模型来预测非试验点的响应值。 本文选用的对于n个设计变量的二阶多项式响应面模型表示如下:

式中,为拟合函数;为设计变量;为未知系数向量,通过最小二乘法拟合得到。采用拟合优度来评价响应面模型的拟合精度,复相关系数R2是度量相关程度的指标,数值在[0,1],越接近1,说明响应面精度越高, 误差越小[7]。

3装芯机排管部基座的优化设计

基于多目标遗传算法和响应面法的装芯机排管部基座优化设计的流程如下:根据基座的结构,确定影响优化指标的关键因素,利用NX 7.5建立三维参数化模型; 导入至ANSYS Workbench 14.0平台,进行静力学分析; 利用中心复合试验确定试验点,并重新进行有限元计算,通过试验点和分析结果建立响应面模型;运用哈默斯利序列抽样技术抽取样本点,选取初始种群;最后通过多目标遗传算法,得到最优解,实现装芯机排管部基座的优化设计。

3.1建立基座参数化模型

如图2所示,排管部基座主要能够保证铝管顺利通过槽口以及三组链轮上的挡块处于同一工作平面,即要能保证滑动导轨上支撑板2、3、4处的上平面共面且变形小,即满足一定的刚度要求。装芯机排管部基座主要包括两个部分:底部机身部分和左、右铝管存放槽部分。由于安装不同型号的芯体所需的铝管的尺寸不同, 因此需要通过导轨移动右侧的铝管存放槽部分,调节两块树立大板间的距离,使其与铝管尺寸相吻合。槽口导向板内部弧线为水平抛物线状,可以对射出的铝管的运动方向进行引导。

确定关键尺寸参数,利用NX 7.5进行基座的三维参数化建模。在关键尺寸参数前加前缀“DS_”便于在ANSYS Workbench 14.0中识别设计变量,并对模型简化,建好的三维参数化模型如图3所示。

3.2基座有限元分析

1)有限元前处理

导入A N S Y S W o r k b e n c h 1 4 . 0中, 进入M e c h a n i c a l模块,对基座进行静力学分析。基座中导轨材料为HT200,密度ρ=7200kg/m3,杨氏模量E=1.48×1011Pa,泊松比λ=0.31,其余零部件材料均为45钢,密度ρ=7890kg/m3,杨氏模量E=2.09×1011Pa, 泊松比λ=0.269。导轨之间采用No Separation的接触方式,其余零部件间采用默认的Bonded接触方式。采用默认的网格化分,单元尺寸设置为25mm,网格划分结果如图4所示。

整个结构依靠两个立柱的底面支撑,故对两个底面进行固定约束。该基座的受力情况比较复杂,但是对刚度影响较大的是如图1中支撑板2、3、4上链轮击管模块的重力,因此重点对支撑板2、3、4进行受力分析。 支撑板2、3、4上链轮击管模块的重量分别是68kg、 57kg、68kg,在其上分别施加F1=680N,F2=570N, F3=680N(g=10N/kg),方向均为-Y方向。基座结构自身有重量(重量为1208.5kg),故施加标准重力9806.6mm/s2,方向为-Y方向,约束与载荷如图5所示。

2)有限元结果分析

通过对基座结构的静力学分析,得出的结果分别如图6、图7所示,得到以下结论:(1)基座的最大应力为5.4288MPa,远小于材料的许用应力,在结构优化时可忽略应力的影响;(2)基座的最大变形为4.602×10-2mm, 主要在树立大板的上部以及支撑板2的前部,其余零部件变形较小,故整体结构有较大的优化空间。

3.3基座多目标优化

1)多目标优化数学模型

以降低基座重量和提高结构刚度为双优化目标,其中提高结构的刚度就是减小结构的最大变形量。根据公式(1),具体的基座多目标优化设计的数学模型如式(3) 所示。

将基座结构的主要零部件尺寸作为设计变量,优化区间为初始值±10%,选取的设计变量如表1所示。

2)优化过程与结果分析

通过中心复合试验生成了152个试验点及有限元分析的响应结果,再利用二次插值函数生成响应面和局部灵敏度模型。通过拟合度曲线来评价响应面的拟合优度,如图8所示,重量和最大变形量的样本点呈一条直线趋势,并且样本点均在该直线附近,拟合优度较好。

生成的局部灵敏度如图9所示,由图可知,对基座重量影响比较大的分别是支撑板Z向的宽度P4、支撑板X向的长度P8及前板Y向的高度;对基座刚度影响较大的分别是树立大板Y向的高度、底部横梁X向的长度及树立大板X向的厚度,固定板Z向的厚度P9对结构刚度有负面影响[8]。

生成的响应面模型如图10所示,由图可知,支撑板Z向的宽度P4和X向的长度P8对基座重量影响最大,其本身变形小,结构大,最有优化的空间。

对优化目标计算求解,得到的Pareto最优解集如图11所示。由图可知,随着基座重量的增加,最大变形会急剧减小;随后最大变形取向于稳定值,不再随着重量的增加而减小。因此,最优解位于拐点处,既能保证基座的重量小,又能保证结构的最大变形小,即基座结构的刚度大,符合多目标优化的期望。该最优解及其圆整后的数据如表2所示。

如表3所示,基座优化圆整后的重量为1045kg, 比优化前减轻13.53%;优化圆整后的最大变形为0.02974mm,比优化前减少26.78%,结构刚度有较大提高,满足轻量化设计的要求。

4结论

本文是以全自动汽车散热器装芯机排管部基座为实例,以减轻其重量和提高其结构刚度为双标,基于响应面模型及多目标遗传算法的优化设计,得出结论如下:

1)优化后的结构重量比优化前减少13.53%,最大变形减少26.78%,符合轻量化设计的要求,并为以后的装芯机及类似结构的优化提供理论依据;

2)采用多目标遗传算法,能够在可行域内快速、 准确搜寻优化设计问题的Pareto最优解集,大大提高了多目标优化设计的效率。

摘要：针对研发设计的全自动汽车散热器装芯机排管部过重的问题,以其基座为案例,以减轻重量和提高刚度为双目标,基于ANSYS Workbench的优化设计。采用响应面模型与多目标遗传算法相结合的方法,寻找多目标优化设计问题中的Pareto最优解集。结果表明,优化后的重量比优化前减轻13.53%;最大变形比优化前减少26.78%,符合多目标参数的优化设计,并为之后的汽车散热器装芯机及类似模型的结构优化提供依据。