車輛發動機多風扇散熱器性能研究

黃瑋隆，張光德，郭健忠，趙慧勇，陳清楚，周 昃，王理堃

(武漢科技大學汽車與交通工程學院，湖北 武漢，430081)

車輛發動機多風扇散熱器性能研究

黃瑋隆，張光德，郭健忠，趙慧勇，陳清楚，周 昃，王理堃

(武漢科技大學汽車與交通工程學院，湖北 武漢，430081)

為了提高車輛發動機散熱器的散熱性能，將某乘用車發動機的單風扇散熱器改裝成多風扇散熱器，利用FLUENT軟件對改裝前后散熱器的流場與溫度分布進行分析，并比較兩種散熱器的功耗。結果表明，將車輛發動機中的單風扇散熱器改裝為多風扇散熱器后，風扇流場的分布范圍更大，流過散熱器的冷卻風量更多，散熱器各部分的溫度分布更均勻，避免了扁管的局部積熱；多風扇散熱器冷卻效果提高的同時，風扇功耗也略有降低，入口水溫為366.15 K時，改裝后散熱器出口水溫降低了1.22 K，散熱量增加了6.7679 kW，風扇功耗略有降低。

車用發動機；散熱器；風扇；風洞試驗；散熱性能；功耗

傳統的汽車發動機單風扇散熱器中，由于冷卻水流動時分布不均使散熱器扁管各部分存在溫差，而風扇輸送的冷卻空氣流量分布并不能與散熱器扁管的溫度分布相匹配，易導致散熱器局部溫度過高，產生積熱引起應力集中而使散熱器產生水管開裂及散熱片變形等缺陷[1]。散熱器散熱狀況的惡化將嚴重影響汽車發動機的性能，導致其油耗增加、排放惡化、功率扭矩降低等問題的出現[2]。通過對傳統單風扇散熱器進行改進，采用多風扇的布置形式，可使散熱器各部分溫度分布更均勻，減少散熱器局部積熱現象。Robert等[3]將輕型卡車上集成式冷卻模塊的典型布置更改為分布式系統，設計了多風扇布置形式，在改善散熱器性能的同時，降低了水泵風扇總能耗，提高了發動機的燃油經濟性。張毅等[4]對商用車多風扇-冷卻模塊匹配問題進行了研究，對散熱器、中冷器、多風扇在不同布置形式下的功耗進行了比較分析。為進一步分析多風扇散熱器的溫度場、流場分布情況以及冷卻效果，本文對某乘用車發動機單風扇散熱器進行風洞試驗，獲得散熱器的相關參數，在此基礎上將此散熱器改裝為多風扇散熱器，利用CATIA軟件對改裝前后的散熱器進行三維建模，通過FLUENT軟件對其進行流場分析，仿真出散熱器表面速度場以及溫度場分布，并對比其功耗，以期為多風扇散熱器的開發及生產提供理論依據。

1 散熱器風洞試驗

為獲取仿真所需參數，對車輛發動機原型單風扇散熱器進行風洞試驗。

1.1 試驗裝置

試驗在山東同創汽車散熱裝置股份有限公司的實驗室進行。試驗裝置主要由風筒、循環水路、循環水加熱裝置、風速測量儀以及傳感器等組成，其中進風溫度傳感器布置在散熱器前方，風速傳感器布置在散熱器后方，壓力傳感器布置在上下水室的進水口與出水口。整個風洞采用開式吸風式風洞。

1.2 試驗條件

將循環水管中的水加熱至93 ℃，水泵水流量保持在80 L/min，分別選取2、3、4、5、6、8 m/s 6個不同風速工況點進行試驗，各工況下進水溫度波動不超過±0.2 ℃，每個工況點測定3次，3次測定的進、出水溫差不大于0.1 ℃。

1.3 多孔介質區域參數計算

通過風洞試驗，得到流體穿過散熱器翅片的壓力降和速度之間的關系。

由于散熱器中存在大量扁管與結構復雜的散熱翅片，如果直接用原型散熱器模型進行換熱流動，則會花費大量時間。散熱器對流經的氣流有阻力作用，工程上大多采用多孔介質模型來模擬。使用多孔介質模型時，需要定義一個具有多孔介質的單元區域。多孔介質動量方程如下：

(1)

式中：ΔP為流體穿過翅片后的壓力降；Si為動量源項；μ為流體動力黏度；1/α為黏滯阻力系數；vi為流體流動的速度；C2為慣性阻力系數；ρ為流體的密度；Δn為多孔介質的長度。

在多孔介質區域需要設置矢量來定義黏滯阻力系數、慣性阻力系數和孔間隙等參數。黏滯阻力系數、慣性阻力系數可通過風洞試驗中流體穿過局部翅片的壓力降ΔP和速度之間的關系計算出來。多孔介質動量方程可簡化為

ΔP=Av2+Bv

(2)

其中：

(3)

(4)

通過風洞試驗測定出不同入口速度下ΔP的值，結果如表1所示。

表1 不同入口速度下流體穿過散熱器翅片的壓力降

根據表1數據，通過MATLAB進行曲線擬合可確定式(2)中系數A=3.3323、B=5.8527，再由式(3)、式(4)計算即可得相應的1/α和C2的值。

2 仿真

2.1 模型的建立與簡化

為分析散熱器表面風速分布情況及流過散熱器的冷卻風量，建立散熱器的空氣側仿真風洞模型進行仿真。另外，建立散熱器的水側仿真風洞模型,用以分析散熱器表面溫度分布情況及散熱器的冷卻效果和功耗。

原型發動機的單風扇及改裝后的多風扇布置形式如圖1所示。計算散熱器表面的速度分布以及通過散熱器的風量時，散熱器上下水室對其影響不大，故可簡化掉上下水室，空氣側仿真模型中只保留散熱器芯體部分，把散熱器芯體整體當作多孔介質來處理，而水側仿真模型中把散熱器芯體中的翅片區域當作多孔介質來處理，保留扁管部分，此時多孔介質長度即為散熱器扁管沿空氣流方向的長度。按照軟件仿真的流體動力性要求，考慮到風洞中洞壁干擾和雷諾效應的影響，模擬風洞的特征長度設為1000 mm，風洞長度為特征長度的8倍[5]。建立改裝前后散熱器的空氣側仿真風洞模型如圖2所示，水側仿真風洞模型如圖3所示。

(a) 單風扇

(b)多風扇

(a)單風扇

(b)多風扇

(a)單風扇

(b)多風扇

2.2 邊界條件設置

空氣側和水側風洞模型中，風扇均定義為繞Z軸轉動壁面；風洞入口設置為速度入口，速度為10 m/s，出口設置為壓力出口，進出口初始相對壓力均為0。理論上風洞內部流場為不可壓縮氣體，旋轉區流動屬于湍流運動，湍流強度為0.5%，故旋轉區設置為框架移動(moving reference frame)，即利用運動的相對性，固定風扇不動，而讓旋轉流體區繞Z軸旋轉，使旋轉流體區域切割風扇葉片，造成風扇的相對運動，產生流場。將該旋轉流體區域定義為fluid，變換轉速也是通過設置該區域的轉速來實現[6]。

空氣側風洞模型中散熱器多孔介質區域設置是通過風洞試驗中得到的系數A和B，計算出慣性阻力系數C2=396.578、黏滯阻力系數1/α=2.16×107，并在主流方向Direction-1輸入1/α和C2的值，其余兩個方向Direction-2 vector和Direction-3 vector均輸入Direction-1方向數值的1000倍[7]。

水側風洞模型多孔介質區域的設置中，由于此時把散熱器芯體中的翅片區域當作多孔介質來處理，保留扁管部分，多孔介質的長度Δn發生了變化，故由式(3)、式(4)重新計算可得慣性阻力系數C2=442.323，黏滯阻力系數1/α=2.411×107。

3 仿真結果與分析

3.1 改裝前后通過散熱器的冷卻風量對比

風扇改裝前后不同轉速下通過散熱器的冷卻風量對比如圖4所示。從圖4可以看出，隨著轉速的增大，采用單風扇和多風扇布置形式時流過散熱器的冷卻風量均逐漸增大，且多風扇散熱器的冷卻風量大于單風扇散熱器的冷卻風量，表明采用多風扇代替單風扇的布置形式可以加大通過散熱器的冷卻風量。

圖4 改裝前后散熱器的冷卻風量

3.2 改裝前后散熱器表面風速分布對比

風扇轉速為2500 r/min時，單風扇散熱器和多風扇散熱器的表面風速分布云圖如圖5所示。從圖5可以看出，與單風扇相比，多風扇的風量覆蓋范圍更大；多風扇散熱器四周邊角位置與中心位置的風速相差不大，而單風扇散熱器四周區域的風速明顯要比中心區域的風速小。

(a)單風扇

(b)多風扇

3.3 改裝前后散熱器的溫度分布及冷卻效果

風扇轉速為2500 r/min時，風扇改裝前后散熱器表面溫度分布云圖如圖6所示。由圖6中可以看出，與單風扇散熱器相比，多風扇散熱器表面的溫度分布更加均勻，四周角落容易出現積熱的位置溫度也相對較低，散熱器整體溫度分布更加均勻。

(a)單風扇

(b)多風扇

風扇改裝前后散熱器扁管溫度分布云圖如圖7所示。從圖7可見，多風扇散熱器沿扁管水流方向的溫度下降更快，扁管底部兩側容易出現積熱的位置明顯比單風扇散熱器相應位置的溫度要低。這一方面是因為多風扇散熱器扁管內部冷卻水經過多個風扇的冷卻，溫度下降較快，另一方面多風扇布置形式也使扁管底部兩側容易出現積熱的地方接受更多的冷卻風量，從而減輕積熱狀況。

(a)單風扇

進口水溫為366.15 K時，改裝前后散熱器的散熱性能參數如表2所示。由表2中可以看出，相比于單風扇散熱器，多風扇散熱器的冷卻風量增加了0.18 kg·s-1;出口水溫降低了1.22 K，散熱量增加了6.7679 kW，表明多風扇散熱器的冷卻效果優于單風扇散熱器。

表2 改裝前后散熱器的散熱性能參數

3.4 改裝前后風扇功率對比

風扇消耗的功率可由下式計算：

P=Qp/(3600×1000η0η1)

(5)

式中：Q為單個風扇范圍內通過散熱器的空氣流量，m3/h；p為風扇的全風壓，Pa；η0為風扇的內效率，本研究中取η0=0.75；η1為風扇的機械效率，本研究中取η1=0.96。

風扇轉速為2500 r/min、扁管入口流體流速為1.246 m/s、入口水溫設置為366.15 K時，多風扇散熱器與單風扇散熱器中風扇的功耗分別如表3和表4所示。從表3、表4中可知，多風扇散熱器的5個風扇共消耗了71.6 W的功率，而單風扇散熱器的風扇消耗的功率為71.7 W，可見對相同溫度的冷卻水進行冷卻時，多風扇散熱器的風扇功耗稍小于單風扇散熱器的風扇功耗。

表3 多風扇散熱器各風扇的功耗

表4 單風扇散熱器的功耗

4 結論

(1)將車輛發動機中的單風扇散熱器改裝為多風扇散熱器后，風扇流場的分布范圍更大，流過多風扇散熱器的冷卻風量更多。

(2)多風扇布置形式使得散熱器各部分的溫度保持相對均勻，避免了扁管局部積熱。

(3)與改裝前的單風扇散熱器相比，入口水溫均為366.15 K時，改裝后多風扇散熱器出口水溫降低了1.22 K，散熱量增加了6.7679 kW，冷卻效果優于單風扇散熱器，散熱性能提高的同時，風扇的功耗也略有降低。

[1] 莊華曄，劉柯軍. 鋁散熱器水管開裂原因分析[J]. 金屬熱處理，2011，36(S)：80-82.

[2] Sebben S. Numerical simulation of a car underbody:effect of deflectors[C]∥SAE Technical Paper,2004-1-1307.

[3] Robert D, Chalgren Jr,Allen D J.Light duty diesel advanced thermal management[C]∥SAE Technical Paper, 2005-01-2020.

[4] 張毅，陸國棟，俞小莉，等. 商用車多風扇冷卻模塊匹配研究[J]. 汽車工程，2014，36(5)：552-555,565.

[5] 羅仁宏，郭健忠，胡溧，等. 某商用車發動機艙散熱性能提升與試驗研究[J]. 制造業自動化，2015，37(4)：88-91.

[6] 劉翀. 多種轎車風扇性能對比與仿真研究[D]. 長春：吉林大學,2011.

[7] 張凌杰. KLQ518翅片管式換熱器傳熱與流動特性數值模擬研究[D]. 武漢：武漢理工大學，2015.

[責任編輯 鄭淑芳]

Performance of the multi-fan radiator for vehicle engines

HuangWeilong,ZhangGuangde,GuoJianzhong,ZhaoHuiyong,ChenQingchu,ZhouZe,WangLikun

(College of Automobile and Traffic Engineering, Wuhan University of Science and Technology, Wuhan 430081, China)

In order to improve the heat dissipation performance of the radiator for vehicle engines, a single fan radiator for vehicle engines was refit into a multi-fan radiator. The flow field and temperature distribution of the radiator before and after refit were analyzed by FLUENT software, and the power consumptions of the radiator before and after refit were compared. The results show that, after refit, the distribution of the flow field of the radiator is larger, the cooling air volume flowing through the radiator is larger, the temperature distribution of each part of the radiator is more balanced, and the power consumption of the radiator is reduced. It is also found that, after refit, the multi-fan radiator can improve cooling, and when the inlet water temperature is 366.15 K, the outlet water temperature has decreased by 1.22 K, the heat radiation has increased by 6.7679 kW, and the power consumption of the fans has decreased a little.

vehicle engine; radiator; fan; wind tunnel test; heat dissipation performance; power consumption

2016-08-29

湖北省自然科學基金重點項目(2015CFA113); 汽車動力傳動與電子控制湖北省重點實驗室(湖北汽車工業學院)開放基金項目(ZDK201212);“汽車零部件技術湖北省協同創新中心”研究平臺資助項目；“汽車節能技術湖北省協同創新中心(培育)”研究平臺資助項目.

黃瑋隆(1991-)，男，武漢科技大學碩士生.E-mail:hwl1991220@163.com

張光德(1964-)，男，武漢科技大學教授，博士生導師.E-mail:gd-zhang@wust.edu.cn

10.3969/j.issn.1674-3644.2017.01.013

TK414.2+12

A

1674-3644(2017)01-0065-05