Nghiên cứu cải tiến két nước trên xe tay ga bằng bộ tản nhiệt kênh mini nhằm nâng cao hiệu quả truyền nhiệt

TÓM T TMột phương pháp thực nghiệm đã tiến hành giữa hai bộ trao đổi nhiệt kênh Mini và két nước trên xe tay ga để so sánh đánh giá đặc tính truyền nhiệt c a chúng trong những điều kiện

TÓM T T

Một phương pháp thực nghiệm đã tiến hành giữa hai bộ trao đổi nhiệt kênh Mini và két nước trên xe tay ga để so sánh đánh giá đặc tính truyền nhiệt c a chúng trong những điều kiện thay đổi sau: lo i lưu chất làm việc, lưu lượng khối lượng và

vận tốc gió

Ngư i nghiên c u đã thiết kế chế t o thành công bộ trao đổi nhiệt kênh Mini dùng công nghệ UV light để dán giữa tấm nhôm và tấm PMMA l i với nhau Kích thước bộ trao đổi nhiệt kênh Mini chỉ bằng 64 % kích thước c a bộ trao đổi nhiệt két nước c a nhà s n xuất; tuy nhiên, kh năng truyền nhiệt c a bộ trao đổi nhiệt kênh Mini cao hơn hoặc bằng két nước này, đặc biệt khi vận tốc gió được thiết lập 1,2 m/s đến 3,5 m/s và lưu lượng c a lưu chất thay đổi từ 2,46 g/s đến 4,1 g/s

Bên c nh đó, phương pháp thực nghiệm trên cũng cho thấy rằng hiệu qu truyền nhiệt c a nước qua bộ trao đổi nhiệt lớn hơn hiệu qu truyền nhiệt c a hỗn

hợp nước – ethylen Kết qu này đồng thuận với các nghiên liên quan

Thêm vào đó, khi bộ trao đổi nhiệt kênh Mini được sử dụng, nó tận dụng dòng đối lưu cưỡng b c c a xe mà không cần qu t gió như các xe tay ga đang dùng

ABSTRACT

An experimental method has been carried out between a minichannel heat exchanger and a radiator on the scooter to compare and evaluate their heat transfer phenomena under changing conditions: types of working fluid, mass flow rate, and air velocity

The research has successfully designed and manufactured a minichannel heat exchanger using UV light technology to bond between aluminum and PMMA plates together The minichannel heat exchanger size is only 64% the size of the radiator which made from manufacturer; however, the heat transfer rate obtained from the minichannel heat exchanger is higher than or equal to that obtained from the radiator, particularly when air velocity is from 1.2 m / s to 3.5 m / s and the mass flow rate of the fluid varies from 2.46 g / s to 4.1 g / s

Besides, the experimental method also shows that the heat transfer efficiency obtained from the heat exchanger with water as the working fluid is higher than that obtained from the heat exchanger with ethylene solution as the working fluid The results are in good agreements with the relevant research

In addition, when the minichannel heat exchanger is used, it will take advantage of the forced convection by scooter moving, so the scooter will not need the fan as it is using

M C L C

TRANG

Lý lịch khoa học i

L i cam đoan ii

C m t iii

Tóm tắt iv

Abstract v

Mục lục vi

Danh mục các ký hiệu và chữ viết tắt viii

Danh mục các hình ix

Danh mục các b ng xi

Ch ng 1 T NG QUAN 1

1.1 Tính cấp thiết c a đề tài 1

1.2 Tổng quan kết qu nghiên c u liên quan 2

1.3 Mục đích c a đề tài 14

1.4 Nhiệm vụ c a đề tài và giới h n đề tài 15

1.5 Phương pháp nghiên c u 15

Ch ng 2 C S Ở LÝ THUY T 16

2.1 Lý thuyết truyền nhiệt 16

2.2 Làm l nh - gia nhiệt đối lưu và hệ số truyền nhiệt 18

2.3 Đối lưu tự nhiên – hệ số Grashof 21

2.4 Hệ số Nusselt 22

2.5 Dòng ch y lưu chất 22

2.6 Navier-Stokes chịu nén yếu 28

Ch ng 3 PH NG PHÁP TH C NGHI M 29

3.1 Mô hình thực nghiệm 29

3.2 Dụng cụ thí nghiệm 33

3.3 Đo đ t số liệu 35

3.3.1 Đo nhiệt độ 35

3.3.2 Đo lưu lượng 36

3.4 Phân tích sai số 36

Ch ng 4 CÁC K T QU VÀ TH O LU N 38

4.1 Kết qu thực nghiệm lưu chất làm việc là nước 38

4.1.1 Lưu lượng khối lượng c a lưu chất thay đổi 38

4.1.2 Vận tốc gió thay đổi 47

4.2 Kết qu thực nghiệm với lưu chất làm việc là hỗn hợp nước – ethylen 55

4.2.1 Két nước 55

4.3.2 Bộ trao đổi nhiệt kênh Mini 56

4.3.3 Két nước và kênh Mini với lưu chất làm việc là hỗn hợp nước -ethylen 57 Ch ng 5 K T LU N VÀ KI N NGH 59

5.1 Kết luận 59

5.2 Kiến nghị 60

TÀI LI U THAM KH O 61

DANH M C CÁC KÝ HI U VÀ CH VI T T T

Ac : diện tích mặt cắt, m2

BTĐN : bộ trao đổi nhiệt

Dh : đư ng kính quy ước, m

F : hệ số ma sát Fanning

H : hệ số tỏa nhiệt đối lưu, W/m2K

k : hệ số truyền nhiệt tổng, W/m2K

L : chiều dài kênh mini, m

m : lưu lượng khối lượng, kg/s

NTU : chỉ số truyền nhiệt đơn vị (Number of Transfer Unit)

DANH M C CÁC HÌNH

TRANG

Hình 1.1: Sự phân bố năng lượng trong xe [1] 3

Hình 1.2: Nhiệt độ đầu vào 950C 4

Hình 1.3: Nhiệt độ ra 86.940 C 4

Hình 1.4: Nhiệt độ đầu vào 35OC 5

Hình 1.5: Nhiệt độ ra 61.25OC 5

Hình 1.6: Mô hình làm mát trên xe 7

Hình 1.7: Hệ thống làm mát bằng gió cưỡng b c 9

Hình 1.8: Mẫu thiết kế hình học áo nước đầu xylanh 10

Hình 1.9: Mật độ dòng nhiệt tập trung trên đầu xylanh 12

Hình 1.10: Hệ số truyền nhiệt đối lưu và kích thước kênh [17] 13

Hình 1.11: Bộ trao đổi nhiệt micro ngược chiều dùng vật liệu thép không gỉ 14

Hình 1.12: Bộ trao đổi nhiệt micro hợp thành b i năm bộ trao đổi nhiệt riêng lẻ 14

Hình 2.1: Tám lo i làm mát đối lưu 19

Hình 3.1: Mô hình thực nghiệm 29

Hình 3.2: nh hệ thống thí nghiệm két nước 30

Hình 3.3: Kích thước mẫu thí nghiệm 31

Hinh 3.4: Bộ trao đổi nhiệt kênh Mini và két nước dùng vật liệu nhôm 32

Hình 3.5: Bộ thiết bị đo lư ng nhiệt độ 33

Hình 3.6: nh kết nối hệ thống thí nghiệm 34

Hình 4.1: So sánh độ chênh lệch nhiệt độ giữa đầu vào và đầu ra T c a kênh Mini và két nước vận tốc gió 0,8 m/s 39

Hình 4.2: So sánh lượng nhiệt c a két nước và kênh Mini vận tốc gió 0,8 m/s 39

Hình 4.3: So sánh độ chênh nhiệt độ giữa đầu vào và đầu ra T c a kênh Mini và két nước vận tốc gió 1,2 m/s 40

Hình 4.4: So sánh lượng nhiệt truyền ra môi trư ng c a kênh Mini và két nước vận tốc gió 1,2 m/s 41

Hình 4.5: So sánh độ chênh lệch nhiệt độ giữa đầu vào và đầu ra T c a kênh Mini

và két nước vận tốc gió 2,2 m/s 42Hình 4.6: So sánh nhiệt lượng tỏa ra c a kênh Mini và két nước 2,2 m/s 43Hình 4.7: So sánh sự chênh lệch nhiệt độ giữa đầu vào và đầu ra T c a kênh Mini

và két nước 44Hình 4.8: So sánh lượng nhiệt tỏa ra c a kênh Mini và két nước 45Hình 4.9: So sánh sự chênh lệch nhiệt độ giữa đầu vào và đầu ra T c a kênh Mini

và két nước 3,5 m/s 46Hình 4.10: So sánh tốc độ truyền nhiệt c a kênh Mini và két nước 3,5 m/s 47Hình 4.11: So sánh độ chênh nhiệt độ c a két nước và kênh Mini 1,64 g/s 48Hình 4.12: So sánh nhiệt lượng c a kênh Mini và két nước cùng lưu lượng 1,64 g/s 49Hình 4.13: So sánh độ chênh nhiệt độ giữa đầu vào và đầu ra T c a kênh Mini và két nước 2,46 g/s 50Hình 4.14: So sánh nhiệt lượng c a kênh Mini và két nước cùng lưu lượng 2,46 g/s 51Hình 4.15: So sánh độ chênh nhiệt độ giữa đầu vào và đầu ra T c a kênh Mini và két nước 3.28 g/s 52Hình 4.16: So sánh nhiệt lượng tỏa ra c a kênh Mini và két nước 3,28 g/s 53Hình 4.17: So sánh sự chênh lệch nhiệt độ giữa đầu vào và đầu ra T c a kênh Mini và két nước 4,1 g/s 54Hình 4.18: So sánh nhiệt lượng tỏa ra c a kênh Mini và két nước 3,28 g/s 55Hình 4.19: So sánh sự độ chênh nhiệt độ giữa đầu vào và đầu ra T c a nước và

hỗn hợp nước – ethylen cho két nước 56Hình 4.20: So sánh sự chênh lệch nhiệt độ giữa đầu vào và đầu ra T c a nước và hỗn hợp nước – ethylen cho bộ t n nhiệt Kênh Mini 57Hình 4.21: So sánh sự chênh lệch nhiệt độ giữa đầu vào và đầu ra T c a kênh Mini và két nước dùng hỗn hợp nước -ethylen 58

DANH M C CÁC B NG

TRANG

B ng 1.1: Kết qu thực nghiệm c a công ty 3

B ng 1.2: Tóm tắt kết qu CFD 6

B ng 1.3: So sánh giữa kết qu thực nghiệm và kết qu CFD 6

B ng 1.4: Kết qu nh hư ng c a kho ng cách 7

B ng 3.1: Thông số kỹ thuật c a két nước 30

B ng 3.2: Độ chính xác và các d i thang đo c a dụng cụ thử nghiệm 35

Ch ng 1

T NG QUAN

1.1 Tính c p thi t của đ tài

Hiện nay t i các thành phố lớn, xe tay ga ngày càng được ưa chuộng nh kiểu dáng đẹp, hệ thống truyền động vô cấp cho phép ngư i sử dụng không cần sang số khi tăng tốc Để có những ưu điểm đó thì kết cấu hệ thống làm mát trên xe ga cũng

có nhiều khác biệt so với xe số Toàn bộ thân bao kín, tốc độ lưu thông không khí thấp dù xe chuyển động tốc độ cao

Ngoài ra, hầu hết xe tay ga đều sử dụng hệ truyền động vô cấp So với lo i truyền động xích trên xe số thì hệ thống này t o ra nhiều nhiệt hơn Nhà s n xuất thư ng lựa chọn một trong hai gi i pháp: dùng qu t thổi gió cưỡng b c vào động cơ

hoặc thiết kế hệ thống làm mát bằng dung dịch

Với kiểu thổi gió cưỡng b c, động cơ truyền công suất làm quay qu t Không khí từ bên ngoài được hút vào, ch y theo các đư ng hướng gió làm mát thân máy Động cơ ch y thì qu t quay Kết cấu và nguyên lý làm việc c a hệ thống đơn gi n Tuy nhiên, hệ số tỏa nhiệt đối lưu c a không khí nhỏ hơn rất nhiều so với hệ số tỏa nhiệt đối lưu c a dung dịch Do vậy công suất xe lắp động cơ làm mát bằng gió bị kém đi trong quá trình sử dụng thực tế, nên để đ t được cùng một hiệu suất động cơ như nhau, lo i xe này thư ng ph i có dung tích xi-lanh lớn hơn so với xe lắp động

cơ làm mát bằng dung dịch Ngoài ra, nó cũng ph i tính đến nh hư ng c a lượng hơi nóng tỏa ra khi động cơ được làm mát bằng gió

Trong khi đó, động cơ làm mát bằng dung dịch với kh năng kiểm soát quá trình đốt nhiên liệu tốt hơn cũng như hiệu suất ho t động và độ ổn định cao hơn so với gi i pháp làm mát bằng gió cưỡng b c Hệ thống làm mát bằng dung dịch đã được sử dụng trên một số dòng xe mới như: Air Blade, SH, Lead, Nouvo LX… Tuy nhiên trên thực tế, két nước làm mát trên xe tay ga vẫn còn một số nhược điểm như: Các cánh t n nhiệt thì mỏng dễ bị móp méo, dễ bị bám bẩn Bên c nh đó,

các cánh t n nhiệt này được hàn vào ống dẫn dung dịch nên kh năng truyền nhiệt kém hơn so với các cánh t n nhiệt liền khối Thêm vào đó bộ t n nhiệt két nước c a các nhà s n xuất hiện nay ph i cần một qu t gió để t n nhiệt Tuy nhiên, bộ t n nhiệt này vẫn dừng l i kết cấu d ng Macro nên còn cồng kềnh, hiệu qu truyền

nhiệt chưa cao và giá thành đắt Từ những nhược điểm trên, công nghệ truyền nhiệt Mini/Microchannel thể hiện rõ tính ưu việc c a mình trong trư ng hợp này Bộ t n nhiệt két nước c a nhà s n xuất sẽ được thay thế bằng bộ t n nhiệt kênh Mini sử dụng công nghệ dán UV light Bộ t n nhiệt kênh Mini này sẽ nhỏ gọn hơn và tận dụng được dòng gió cưỡng b c từ chuyển động c a xe mà không cần qu t gió

Vì những lý do trên, ngư i thực hiện chọn đề tài “ nghiên c u c i tiến két nước trên xe tay ga bằng bộ t n nhiệt kênh Mini (Minichannel heat sink) nhằm nâng cao hiệu qu truyền nhiệt” Sự c i tiến này làm nâng cao hiệu suất động cơ, làm cho động cơ ổn định, kh năng vận hành êm ái, tiết kiệm nhiên liệu và kích thước nhỏ gọn

1.2 T ng quan k t qu nghiên c u liên quan

Xuất phát từ quá trình làm việc c a động cơ đốt trong, nhiệt truyền cho các chi

tiết máy tiếp xúc với khí cháy (piston, xéc măng, nấm xupap, thành xylanh) chiếm kho ng 25%  35% nhiệt lượng do nhiên liệu cháy trong buồng cháy tỏa ra Vì vậy các chi tiết thư ng bị đốt nóng m nh liệt: nhiệt độ đỉnh piston có thể lên tới 600o

C, nhiệt độ nấm xupap có thể lên tới 900oC Hình 1.1 thể hiện sự phân bố năng lượng trên xe Trong đó bao gồm 30% là t i nhiệt làm mát, 35% là t i nhiệt theo khí th i

và 35% là năng lượng nhiệt có ít [1]

Hình 1.1: Sự phân bố năng lượng trong xe [1]

Các kết qu nghiên c u liên quan đến hệ thống làm mát trên xe ô tô và xe ngắn máy cũng đã được một số nhà khoa học nghiên c u

Trivedi và Vasava [ 2 ] sử dụng phần mềm mô phỏng số ANSYS 12.1 để phân tích dòng ch y lưu chất và truyền nhiệt trong két nước làm mát ô tô Kết qu phân tích cho thấy rằng khi kho ng cách giữa các ống gi m hoặc tăng thì gi m lượng nhiệt truyền ra ngoài không khí Hiểu qu tối ưu cho hệ số truyền nhiệt khi kho ng cách giữa các ống là 12 mm Kết qu thực nghiệm được thể hiện trong b ng 1

B ng 1.1: Kết qu thực nghiệm c a công ty

Số Vật tốc xe

Km/h

Nhiệt độ phía đầu vào

Nhiệt độ phía đầu ra (thực nghiệm)

Nhiệt độ mặt bên phía ngoài đầu vào

Nhiệt độ mặt bên phía trong đầu ra (thực nghiệm)

Kết qu phân tích bằng CFD

Kết qu nhiệt độ đầu vào và đầu ra c a ống được thể hiện trong hình 1.2 và hình 1.3

Hình 1.2: Nhiệt độ đầu vào 950C

Hình 1.3: Nhiệt độ ra 86.940C

Kết qu nhiệt độ hai mặt bên c a két nước được thể hiện trong hình 1.4 và 1.5

Hình 1.4: Nhiệt độ đầu vào 35O

C

Hình 1.5: Nhiệt độ ra 61.25O

C

Nhiệt độ đầu ra

Nhiệt độ mặt phía ngoài đầu vào

Nhiệt độ mặt phía

ra

Khối lượng không khí

Hệ số truyền nhiệt

Hiệu suất nhiệt

Nhiệt độ đầu ra

c a ống (thực nghiệm)

Nhiệt

độ đầu

ra c a ống

Nhiệt

độ mặt ngoài đầu vào

Nhiệt độ đầu ra

c a mặt phía trong (thực nghiệm)

Nhiệt

độ đầu

ra c a mặt phía trong

Phần trăm biến thiên nhiệt độ ống

Phần trăm biến thiên nhiệt độ hai mặt bên

Nhiệt đô phía ống đầu ra

Nhiệt độ phía vỏ đầu vào

Nhiệt độ phía vỏ đầu ra

Hệ số truyền nhiệt

Hiệt suất nhiệt

rằng nước vẫn là chất làm mát tốt nhất nhưng nó làm ăn mòn và ch a muối không tan làm thoái hóa đư ng ống dẫn Hỗn hợp nước với ethylenglycol có nhiệt dung riêng c a nó gi m nhưng tính chất c a nó được tăng cư ng Hỗn hợp này làm tăng nhiệt độ sôi c a nước và gi m nhiệt độ đóng băng Hiệu suất c a hỗn hợp bằng hiệu suất nước thì tăng lưu lượng c a hỗn hợp Hình 1.6 thể hiện mô hình thí nghiệm làm mát trên xe

Với: Cpc = 4,18KJ/kgK (với nước) = 3,39kJ/kgK (với 40% nước + 60% propylenglycol)

Cpa= 1,005 kJ/kgK

ma = 1,49 kg/s

mc : Lưu lượng khối lượng c a chất làm mát kg/s

ma : Lưu lượg khối lượng c a không khí kg/s

Cpa : Nhiệt dung riêng c a không khí t i áp suất không đổi kJ/kg K

CPC : Nhiệt dung riêng c a chất làm mát t i áp suất không đổi

tci : Nhiệt độ đầu vào c a môi chất làm mát

tco : Nhiệt độ đầu ra c a chất t i l nh

tai : Nhiệt vào c a không khí

Khot và Santosh [4] đã sử dụng phần mềm mô phỏng số học CFD để đánh giá

và so sánh tính năng c a hai áo nước làm mát khác nhau c a động cơ Diesel 6 xylanh thẳng hàng Từ phân tích cho thấy rằng model 2 có vận tốc đầu áo nước được c i thiện và tổn thất áp suất gi m

Nhiệt độ dầu động cơ có thể được điều khiển bằng cách c i tiến thiết kế phù

hợp trong hệ thống làm mát đã được thực hiện b i Singh cùng cộng sự [5] thể hiện

rõ trong hình 1.7 Kết qu cho thấy rằng tấm ngăn trên nắp máy sau khi c i tiến đã làm cho nhiệt độ dầu gi m kho ng 7oC, tiếp tục c i tiến thiết kế nắp máy để dòng

ch y trực tiếp trên thân máy thì nhiệt độ dầu gi m 12,5oC Thêm vào đó, sau khi thiết kế l i các cánh qu t ly tâm thì nhiệt độ dầu gi m tổng thể kho ng 24oC

Hình 1.7: Hệ thống làm mát bằng gió cưỡng b c Qingzhao [6] đã trình bày và phân tích sự phân bố áp suất, vận tốc, hệ số truyền nhiệt và nhiệt độ cho áo nước đầu xylanh Kết qu phân tích cho thấy rằng nước làm mát trong đầu xylanh đã thực hiện phân phối lưu lượng dòng ch y tốt và

sự phân phối áp suất tương đối chấp nhận được Sự bố trí c a các phần trong đầu xylanh đã cung cấp sự tác động cần thiết để tăng kh năng làm mát trong vùng nguy

hiểm, như là xupap th i, kim phun nhiên liệu Vì vậy các chi tiết nóng sẽ không quá nóng để phá h y Mẫu thiết kế hình học áo nước đầu xylanh c a nghiên c u này được thể hiện hình 1.8

Hình 1.8: Mẫu thiết kế hình học áo nước đầu xylanh Paul cùng cộng sự [7] đã nghiên c u việc dùng không khí để gi i nhiệt cho động cơ xylanh bằng cách gi định tập hợp các cánh là hình vành khuyên gắn trên

một xilanh Mô phỏng số đã được thực hiện để xác định các đặc tính truyền nhiệt

c a các thông số cánh khác nhau như: cánh, độ dày cánh, sự thay đổi vận tốc dòng không khí khi độ dày c a cánh tăng lên Kho ng cách giữa các cánh gi m dần, nh

hư ng đến quá trình t o rối giúp tăng sự truyền nhiệt Số lượng cánh lớn tương ng

độ dày cánh nhỏ để gi i nhiệt cho xe phân khối lớn thì dùng khá phổ biến, kết qu làm cho kh năng trao đổi nhiệt cao hơn

Pulkit cùng cộng sự [8] đã nghiên c u sự truyền nhiệt bằng phương pháp mô

phỏng số CFD Tốc độ truyền nhiệt phụ thuộc vào vận tốc c a xe, hình d ng cánh

t n nhiệt và nhiệt độ xung quanh vận tốc 40 km/h, 60 km/h và 72 km/h hệ số truyền nhiệt đã được tính toán từ giá trị dòng nhiệt 724 W, 933,56 W và 1123,03 W tương ng

Masao cùng cộng sự [9] đã nghiên c u nh hư ng c a số lượng cánh, kho ng cách cánh và tốc độ gió làm mát bằng không khí cho xylanh động cơ xe máy Kết

qu cho thấy rằng nhiệt độ tỏa ra từ xylanh không được c i thiện khi thân xylanh có quá nhiều cánh và kho ng cách giữa các cánh quá hẹp t i những tốc độ gió quá

thấp, do vậy mà nhiệt độ giữa chúng sẽ tăng lên Ngoài ra kích thước cánh tối ưu khi xe đ ng yên là 20 mm và khi xe di chuyển là 8 mm

Siegel và Graham [10] đã nghiên c u hiệu suất truyền nhiệt c a màng ngăn các cánh t n nhiệt để làm mát trên các đầu nhỏ c a xilanh Kết qu cho thấy rằng thiết kế cánh t n nhiệt cho động cơ thì kho ng cách cánh t n nhiệt là khác nhau, tùy thuộc vào độ dài c a khu vực cánh Khu vực giữa các đư ng ống n p và đư ng ống

x thư ng là độ dài ngắn hơn và giá trị tổn thất áp suất cao hơn trên một đơn vị chiều dài so với các khu vực cánh xung quanh đầu

Công cụ CFD cho phép tối ưu hóa hình d ng vỏ bộ t n nhiệt c a xe t i TATA Mini đã được thực hiện b i Chackol cùng cộng sự [11] Kết qu cho thấy rằng từ

việc gi i quyết các thiết kế cơ b n đã lo i bỏ được vùng tuần hoàn khép kín và tăng lưu lượng gió thông qua cánh t n nhiệt kho ng 34%

Laramee [12] đã áp dụng một lo t tính năng cao c a sự trích đặc điểm công nghệ hiện đ i và kỹ thuật hình nh để kh o sát dòng ch y c a lưu chất xuyên qua áo nước làm mát Phương pháp mô phỏng số CFD, nghiên c u này đã đưa ra hình nh không gian hình d ng tia phun, dòng ch y, dòng bề mặt, để xác định chính xác sự phân bố nhiệt độ, lưu lượng dòng ch y và áp suất

Wamei [1] đã ng dụng phần mềm mô phỏng số ANSYS FLUENT để mô

phỏng và phân tích các đặc tính c a các bộ trao đổi nhiệt, với việc thay đổi hình

d ng cánh và vật liệu mới Nghiên c u đã được tiến hành so sánh m c độ hoàn thiện c a chúng với nhau Kết luận cho thấy rằng bộ t n nhiệt mới với d ng cánh hình sóng và vật liệu là bọt grafit có độ hoàn thiện cao hơn so với bộ trao đổi nhiệt thông thư ng Lo i vật liệu mới đã phát huy được hiệu qu truyền nhiệt cao và điều quan trọng là khi ng dụng bộ trao đổi nhiệt tiên tiến này thì thể tích và khối lượng

c a nó gi m hẳn

Hê ̣ s ố truyền nhiệt bề mặt bị nh hư ng b i các yếu tố : chiêu rô ̣ng cánh , kho ng cách giữa các cánh , chiêu day cánh , sự biên đổi vâ ̣n tôc dong khi , câu ta ̣o

vâ ̣t liê ̣u cánh đã đư ợc thực hiện b i ARNOLD và BENJAAW [13] Hệ số truyền nhiê ̣t đối lưu thay đổi chủ yêu d ựa vào vâ ̣n tôc dong không khi va khoảng cach giữa các cánh t n nhiệt

Một phân tích tr ng thái truyền nhiệt ổn trên phần đầu xylanh đã được thực

hiện b i Andrew[14] T i nhiệt c a mặt độ dòng nhiệt tập trung trên đầu xylanh với phương th c truyền nhiệt đối lưu từ không khí phía trên cánh t n nhiệt đầu xylanh

và màng dầu trên các bộ phận trục khuỷu Mật độ dòng nhiệt tập trung trên đầu xylanh đã được thể hiện trong hình 1.5

Hình 1.9: Mật độ dòng nhiệt tập trung trên đầu xylanh Chein và Chen [15] đã thực hiện một nghiên c u số về nh hư ng c a bố trí đầu vào / đầu ra c a dòng ch y trên chỉ số hoàn thiện c a bộ t n nhiệt kênh micro Sáu bộ t n nhiệt đã được nghiên c u với chỉ số hoàn thiện cao nhất thuộc về lo i kênh V B i vì những kênh micro với sự thay đổi kết cấu hình học trong khi giữ cùng diện tích mặt cắt và chiều rộng, chiều sâu c a kênh lo i V sẽ sâu hơn so với kênh hình chữ nhật Wei [16] đã chế t o một bộ t n nhiệt kênh micro d ng xếp chồng nhau sử dụng kỹ thuật gia công micro Dữ liệu thực nghiệm và mô phỏng số

đã đưa ra b i Wei đến đặc tính nhiệt và dòng ch y lưu chất cho c sơ đồ cùng chiều

và ngược chiều Tuy nhiên, kết qu mô phỏng số trong [15,16] chỉ đề cập cho các

kênh và substrate c a bộ t n nhiệt, nhóm tác gi đã không mô phỏng kết qu cho c ống góp và nắp dán phía trên c a substrate

nh hư ng c a đư ng kính quy ước đến quá trình truyền nhiệt trong kênh micro được mô t trong hình 10 cho môi chất làm việc là nước và không khí dưới điều kiện dòng ch y tầng đã phát triển hoàn toàn Sự tăng nhanh hệ số truyền nhiệt đối lưu khi gi m kích thước kênh đã minh ch ng rõ ràng trên hình 10

Hình 1.10: Hệ số truyền nhiệt đối lưu và kích thước kênh [17]

Với bộ trao đổi nhiệt micro được mô t trên hình 11, mật độ lưu lượng khối lượng có thể đ t được 2000 kg/m2s được đo với môi chất làm việc là nước và có tổn thất áp suất là 0,5 MPa trên mỗi pass Để lưu lượng khối lượng qua bộ trao đổi nhiệt micro lớn, nhiều bộ trao đổi nhiệt có thể được ghép song song với nhau Hình 12

mô t một bộ trao đổi nhiệt micro được ghép từ năm bộ trao đổi nhiệt riêng lẻ Bộ trao đổi nhiệt này được làm từ thép không gỉ; công suất nhiệt cực đ i c a bộ này có

thể đ t tới 1 MW

Hình 1.11: Bộ trao đổi nhiệt micro ngược chiều dùng vật liệu thép không gỉ

Hình 1.12: Bộ trao đổi nhiệt micro hợp thành b i năm bộ trao đổi nhiệt riêng lẻ

1.3 M c đích của đ tài

Đề tài này tập trung nghiên c u đánh giá quá trình t n nhiệt trong bộ t n nhiệt kênh Mini khi được ng dụng vào trong bộ t n nhiệt két nước c a hệ thống làm mát

bằng dung dịch trên xe tay ga Mục đích c a đề tài nhằm nghiên c u để làm tăng

hiệu qu làm mát cho động cơ, giúp động cơ ho t động ổn định hơn, kh năng vận hành êm ái, tiết kiệm nhiên liệu Thêm vào đó kết cấu bộ t n nhiệt nhỏ ngọn

1.4 Nhi m v của đ tài và gi i h n đ tài

Tập trung nghiên c u đánh giá quá trình trao đổi nhiệt trong bộ t n nhiệt két nước trên xe ô tô và xe gắn máy liên quan

Lựa chọn thiết kế bộ trao đổi nhiệt phù hợp để thay thế cho bộ t n nhiệt két nước trên xe tay ga hiện nay

Phân tích đánh giá quá trình trao đổi nhiệt c a bộ t n nhiệt đã lựa chọn so với

bộ t n nhiệt két nước trên xe tay ga bằng phương pháp thực nghiệm

Do kh năng và th i gian có h n nên em chỉ tập trung vào phân tích quá trình trao đổi nhiệt trong bộ t n nhiệt két nước trên xe tay ga

1.5 Ph ng pháp nghiên c u

Tổng quan các kết qu phân tích c a các nghiên c u liên quan

Phương pháp thực nghiệm

So sánh kết qu

Ch ng 2

C SỞ LÝ THUY T

2.1 Lý thuy t truy n nhi t

 Lý thuyết nền t ng

Về cơ b n có ba phương th c sau:

Dẫn nhiệt: là quá trình trao đổi nhiệt giữa các vật chất có nhiệt độ khác nhau khi tiếp xúc trực tiếp nhau Trong quá trình này, nhiệt lượng truyền qua, còn vật

l i giữa năng lượng sóng điện từ và nhiệt năng

Các định luật cơ b n chi phối tất c sự truyền nhiệt là định luật th nhất c a nhiệt động lực học, thư ng được gọi là nguyên tắc b o toàn năng lượng [7, 8] Tuy nhiên, nội năng U, là một đ i lượng khá ph c t p để đo lư ng và sử dụng trong mô

phỏng Vì vậy, các định luật cơ b n thư ng được viết l i trong điều kiện nhiệt độ,

T Đối với một lưu chất, có phương trình nhiệt là:

•  là khối lượng riêng, kg/m3

• C p là nhiệt dung riêng đẳng áp, J/kg.K

• T là nhiệt độ tuyệt đối, K

• u là vector vận tốc, m/s

• qlà khối lượng riêng dòng nhiệt bằng dẫn nhiệt, W/m2

• p là áp suất, Pa

• Q nguồn gia nhiệt, W/m3

Xuất phát từ phương trình (2-1), một số quan hệ nhiệt động lực học đã được sử

dụng Phương trình cũng cho rằng khối lượng luôn luôn được b o toàn, có nghĩa

là khối lượng riêng và vận tốc ph i được liên hệ thông qua:

Chế độ ng dụng truyền nhiệt tổng quát sử dụng luật Fourier về dẫn nhiệt, q

thì tỷ lệ thuận với gradient nhiệt độ:

thanh nhiệt Nói chung thành phần này có giá trị nhỏ đối với các dòng ch y có

2.2 Làm l nh - gia nhi t đ i l u vƠ h s truy n nhi t

Một trong các điều kiện biên chung nhất c a mô hình truyền nhiệt là làm mát hoặc gia nhiệt đối lưu, trong đó một lưu chất làm mát bề mặt bằng đối lưu tự nhiên hoặc cưỡng b c Về nguyên tắc, nó có thể để mô hình hóa quá trình này trong hai cách:

• Sử dụng một hệ số truyền nhiệt trên bề mặt làm mát bằng đối lưu

• M rộng mô hình để mô t dòng ch y và truyền nhiệt trong lưu chất làm mát

Phương pháp đầu tiên rất m nh và hiệu qu Ngoài ra, chế độ ng dụng truyền nhiệt tổng quát cung cấp xây dựng dựa trên việc sử dụng hệ số truyền nhiệt Đối với

hầu hết các mục đích kỹ thuật, sự sử dụng các hệ số này là một cách tiếp cận mô hình chính xác và hiệu qu Sau đó b n mô hình hóa làm mát đối lưu bằng cách xác định mật độ dòng nhiệt trên biên tiếp xúc với các lưu chất làm mát, nó tỷ lệ thuận với độ chênh lệch nhiệt độ trên một lớp cách nhiệt gi định B n mô t hệ số truyền nhiệt h, theo phương trình:

  n( k T) h T( inf T) (2- 5 ) Cách tiếp cận th hai, nó bao gồm c dòng ch y c a lưu chất làm mát và truyền nhiệt trong mô hình, nó có thể hữu ích trong một số trư ng hợp nhất định B n có

thể thử phương pháp này, ví dụ, hình d ng c a mô hình làm cho hệ số truyền nhiệt

để thay đổi đáng kể với vị trí Nhiệt độ trong lưu chất cũng nh hư ng đến hệ số truyền nhiệt Trong những trư ng hợp như vậy, các điều kiện biên t i các mặt chung liên tục

Tuy nhiên, tính ph c t p c a mô hình tăng đáng kể do sự cần thiết c a việc gi i các trư ng dòng ch y cũng như trư ng nhiệt độ Thêm vào đó, yêu cầu bộ nhớ và

th i gian tính toán tăng đáng kể Phần này tập trung vào phương pháp sử dụng hệ số truyền nhiệt để mô t làm mát đối lưu

Khó khăn chính trong việc sử dụng hệ số truyền nhiệt là việc tính toán hoặc xác định giá trị thích hợp c a hệ số h Hệ số này phụ thuộc vào lưu chất làm mát, đặc tính vật liệu c a lưu chất, nhiệt độ bề mặt và đối lưu làm mát cưỡng b c, cũng như

về vận tốc dòng ch y c a lưu chất Ngoài ra, sơ đồ hình học cũng nh hư ng đến hệ

số này

Nó có thể chia làm mát đối lưu thành bốn lo i chính tùy thuộc vào lo i điều

kiện đối lưu (tự nhiên hoặc cưỡng b c) và các lo i hình học (bên trong hoặc bên ngoài dòng ch y đối lưu) Ngoài ra, bốn trư ng hợp đều có thể là dòng ch y đối lưu

ch y tầng hoặc ch y rối, dẫn đến có tổng số tám lo i đối lưu, như trong hình 2.1

Hình 2.1: Tám lo i làm mát đối lưu

Sự khác biệt giữa đối lưu tự nhiên và cưỡng b c trong thể hiện rõ khi có một

lực bên ngoài như một qu t t o ra dòng ch y Đối lưu tự nhiên, lực nổi gây ra b i sự khác biệt nhiệt độ và gi n n nhiệt c a dòng ch y môi chất

Đối với mỗi lo i, các mối quan hệ khác nhau cho hệ số truyền nhiệt đã được đưa ra trong các tài liệu lien quan Đối với hầu hết các trư ng hợp, phương trình mô

t hệ số h thay đổi đáng kể với các hình d ng hình học ví dụ, công th c khác nhau cho dòng ch y tầng đối lưu cưỡng buwscbeen trong giữa một ống và một cụm những tấm song song

Thư viện hệ số truyền nhiệt c a Module truyền nhiệt bao gồm một tập hợp con c a chúng Thư viện hệ số truyền nhiệt sử dụng cuốn sổ tay biểu th c dựa trên các thiết lập sau đây c a các số không th nguyên:

2.3 Đ i l u t nhiên ậ h s Grashof

Trong bất kỳ mô hình dòng ch y lưu chất nào, trước khi thiết lập mô hình là cần thiết để biết b n chất c a dòng ch y, một khía c nh nh hư ng đến việc

lựa chọn các mô hình toán học

Trong trư ng hợp dòng ch y bên ngoài, chẳng h n như đối lưu cưỡng b c, b n

chất c a dòng ch y được đặc trưng b i hệ số Reynolds (Re), trong đó mô t tỷ

lệ c a lực quán tính và lực nhớt Nó dựa trên vận tốc, độ nhớt, khối lượng riêng và kích thước tính toán

Tuy nhiên, phần lớn vận tốc là các biến chưa biết cho các dòng ch y bên trong như đối lưu tự nhiên Trong những trư ng hợp như vậy hệ số Grashof (Gr), đặc trưng cho dòng ch y Nó mô t tỷ lệ c a các lực bên trong (lực nâng) để một

lực nhớt tác động lên lưu chất Tương tự như vậy với hệ số Reynolds nó đòi hỏi xác định kích thước tính toán, tính chất vật lý c a lưu chất và chênh lệch nhiệt

độ Số Grashof được định nghĩa là:

0 2

Trong đó: g là gia tốc trọng trư ng,  là hệ số giãn n nhiệt c a lưu chất, T

biểu thị nhiệt độ c a bề mặt nóng, T0 là nhiệt độ c a không khí xung quanh, L

là kích thước tính toán,  đặc trưng cho độ nhớt động học c a lưu chất và  là khối lượng riêng

Đối với khí lý tư ng, hệ số giãn nỡ nhiệt bằng:

Việc chuyển đổi từ dòng ch y tầng đến dòng ch y rối x y ra trong kho ng giá

trị Gr là 109, dòng ch y rối cho các giá trị lớn hơn

2.4 H s Nusselt

Thư viện hệ số truyền nhiệt có ch a đựng trong Module truyền nhiệt, hệ số h được dựa trên hệ số Nusselt từ cuốn sổ tay và được thể hiện như một ch c năng c a các đặc tính vật liệu, nhiệt độ, lưu lượng dòng ch y và hình dáng hình học

Đối với đối lưu tự nhiên, mối quan hệ cho hệ số Nusselt thư ng có d ng:

Tham số C’ phụ thuộc vào hình học Số mũ n lấy bằng 0.25 cho ch y tầng và 0.33 đối với dòng ch y rối Quan hệ Nusselt cho đối lưu cưỡng b c thay đổi đáng

kể và không có công th c chung

Có hai lo i số Nusselt: trung bình, Nu L; và cục bộ, Nu y Lo i trung bình là một hình th c tích phân Nó được xác định dựa trên tổng chiều dài c a bề mặt làm mát

và sinh ra một hệ số truyền nhiệt trung bình have Số Nusselt cục bộ đưa đến hệ số truyền nhiệt cục bộ tùy thuộc vào vị trí Trong trư ng hợp này, biến L trong các

biểu th c được thay thế b i y, kho ng cách từ mép đầu (hoặc kho ng cách từ điểm tiếp xúc đầu tiên theo hướng dòng ch y) Trong thư viện các hệ số truyền nhiệt c hai lo i Nusselt này đều được xem xét

- Bỏ qua truyền nhiệt b c x

Những phương trình chính yếu trong hệ thống này bao gồm phương trình liên tục, phương trình mômen và phương trình năng lượng

v x

u z

w y

v x

u



(2 – 9 )

Phương trình Moment

z

u w y

u v x

u u

u x

u x

v v x

v u

v x

v y

w v x

w u

w x

w z

z

T w y

T v x

T u

Q z

T y

T x

Với những điều kiện thực nghiệm trong nghiên c u này, những đặc tính c a lưu chất như mật độ dòng nhiệt, hiệu suất truyền nhiệt, tổn thất áp suất và chỉ số hoàn thiện c a bộ trao đổi nhiệt sẽ được đề cập như sau

Trong đó: Q là tốc độ truyền nhiệt

mw là khối lượng

Cp là nhiệt dung riêng đẳng áp

Twi là nhiệt độ đầu vào

Tw0 là nhiệt độ đầu ra

Lượng nhiệt truyền qua thiết bị, Q, được tính

 w o w i

w w

Mật độ dòng nhiệt được tính

c

w

W A

Q

q

c

i w, o w, w w

nL

) T - (T c m



Trong đó m là lưu lượng khối lượng, n là số kênh mini, c là nhiệt dung riêng,

T w,i và T w,o là nhiệt độ đầu vào và đầu ra, q là mật độ dòng nhiệt, A là diện tích

truyền nhiệt, k là hệ số truyền nhiệt tổng, và ∆� độ chênh nhiệt độ trung bình

m wD

L w f

p

h h

phương z, là độ nhớt động lực học,  là khối lượng riêng, Ac là diện tích mặt cắt,

P là chu vi ướt, L là chiều dài kênh và f là hệ số ma sát Fanning

Chế độ ng dụng phương trình Navier-Stokes không nén được được gi định

rằng lưu chất là không nén được, có nghĩa là  là hằng số hoặc gần như là hằng số Đây là trư ng hợp ng dụng cho tất c các lưu chất trong điều kiện bình thư ng và cũng có thể ng dụng cho chất khí vận tốc thấp Đối với  là hằng số phương trình (2-9) được đơn gi n thành:

.u 0

  (2-19)

Và tensor ng suất trong phương trình (2-25) tr thành:

Các phương trình trên được sử dụng để thiết lập cho các điều kiện c a các

miền con trong chế độ ng dụng này

Các điều kiện biên cho chế độ ng dụng phương trình Navier-Stokes không nén được nhóm l i thành các lo i sau:

 VÁCH

Những điều kiện biên này mô t sự tồn t i c a một vách rắn:

Không trược là điều kiện biên chuẩn và mặt định cho một vách rắn ổn định Điều kiện mô t lưu chất t i vách không di chuyển

B n cũng có thể sử dụng điều kiện biên c a vách di chuyển để mô phỏng một

b c vách có lưu chất rò rỉ vào hoặc đi qua một b c vách có đục lỗ

Điều kiện vách trượt, vách được gi định như là một băng chuyền, lúc đó, bề

mặt vách trượt theo hướng tiếp tuyến c a nó Thực tế, các vách không chuyển động trong một hệ tọa độ

Trong không gian hai chiều (2D), hướng tiếp tuyến không mơ hồ, được định

nghĩa b i hướng c a biên Tuy nhiên, hướng này tr nên ph c t p hơn trong không gian ba chiều (3D) Vì lý do này, điều kiện biên này đã được định nghĩa khác nhau trong các không gian khác nhau

Điều kiện trượt gi định rằng không có lực nhớt tác dụng lên vách và do đó không có hình thành một lớp biên Vấn đề này có thể là một xấp xỉ hợp lý nếu như tác dụng quan trọng c a vách là ngăn chặn lưu chất r i khỏi miền kh o sát Trong toán học, sự ràng buộc có thể được xây dựng như sau:

- Điều kiện vận tốc cung cấp hai cách để chỉ định vận tốc đầu vào Cách th nhất thiết lập giá trị vận tốc bằng với một vector vận tốc cho trước u0:

Chú ý rằng biên pháp tuyến, n , hướng ra phía ngoài c a miền kh o sát

- Địều kiện áp suất, không ng suất nhớt chỉ rõ sự mất lực nhớt cùng với điều

kiện Dirichlet trên vấn đề áp suất:

b n có một vận tốc đầu vào không theo phương pháp tuyến Nó có hai lựa chọn:

Hoặc là di chuyển biên ra xa hơn so với vị trí mà dòng ch y pháp tuyến đến biên,

hoặc là sử dụng một điều kiện biên ng suất Điều kiện này giống như đối với áp

suất, không có điều kiện về ng suất nhớt cho điều kiện biên đầu ra Do đó, tùy thuộc vào trư ng áp suất phần còn l i c a miền con, điều kiện biên này tốt cho điều kiện biên đầu ra

 Đ U RA

Lo i biên này có các cách khác nhau để xác định điều kiện trên một biên, t i đây lưu chất đi ra khỏi miền kh o sát Chú ý rằng tất c các công th c trong lo i này

có thể được tìm thấy, chỉnh sửa đôi chút trong các lo i biên khác Do đó, nó không

có các công th c toán học có thể ngăn chặn một dòng lưu chất đi vào vùng ngang qua biên nơi b n thiết lập kiểu biên đầu ra

Thiết lập điều kiện đầu ra cho các phương trình Navier-Stokes không ph i là

một công việc đơn gi n Nếu có một vấn đề gì đó quan trọng x y ra t i biên đầu ra, thì nó cần m rộng miền kh o sát cho hiện tượng này

Điều kiện biên về vận tốc cung cấp hai cách để xác định vận tốc đầu ra Cách

Sử dụng điều kiện biên này giới h n cho dòng ch y có chỉ số Reynolds cao

biên đầu ra, đó là Re | |2. 1

Điều kiện này có thể hữu ít trong một số trư ng hợp b i vì nó không áp đặt bất

kì sự ràng buộc nào về áp lực Một ví dụ điển hình cho một mô hình với lực khối làm tăng gradient áp suất thì khó thể hiện trước Tuy nhiên nó cần được kết hợp với

một điều kiện ràng buộc về áp suất để có l i gi i số ổn định