基于CFD的冷卻水泵氣蝕性能預測及優(yōu)化

尹曼莉 嚴冬 葉伊蘇

摘要：發(fā)動機冷卻水泵的氣蝕破壞是縮短汽車冷卻系統(tǒng)壽命、產(chǎn)生振動噪聲等危害的關鍵因素，為了提高發(fā)動機冷卻水泵的抗氣蝕性能，本文以某汽油機冷卻系統(tǒng)為例，利用AVL-FIRE軟件對水泵性能進行預測，并分別對大川、循環(huán)時水泵及旁通管路的內(nèi)部流場進行CFD數(shù)值模擬，預測水泵氣蝕傾向，最后針對水泵氣蝕部位進行結構優(yōu)化建議，作為設計指導依據(jù)。

關鍵詞：水泵;旁通管路;CFD;氣蝕;優(yōu)化

發(fā)動機冷卻水泵是汽車發(fā)動機冷卻系統(tǒng)的重要組成部分之一，其作用是通過對冷卻液進行加壓，保證其在冷卻系統(tǒng)中循環(huán)流動，加速熱量的散發(fā)，使發(fā)動機能夠正常工作。水泵作為冷卻系統(tǒng)的“心臟”，其性能對汽車發(fā)動機的動力性、經(jīng)濟性和使用壽命有著直接影響，而氣蝕現(xiàn)象對其性能具有重要的影響。氣蝕的產(chǎn)生和發(fā)展往往會伴隨振動和噪聲的產(chǎn)生，不僅會導致水泵性能的下降，同時也會造成水泵結構的破壞，氣蝕現(xiàn)象造成的性能急降和氣蝕破壞嚴重影響發(fā)動機冷卻系統(tǒng)的穩(wěn)定性，所以對水泵氣蝕的預測也就尤為重要。

本文在某發(fā)動機冷卻水泵的概念設計階段，利用AVL-FIRE軟件對其進行數(shù)值模擬，在性能預測的同時，同時預測大/小循環(huán)時冷卻水泵及旁通管路內(nèi)部的流場分布，評估氣蝕傾向，為預防和減輕葉輪氣蝕提供了理論依據(jù)，并根據(jù)仿真結果提出優(yōu)化建議。

1 冷卻水泵的匹配

根據(jù)某汽油機冷卻系統(tǒng)設計要求，需要先選擇與之匹配的冷卻水泵。

1.1水泵設計流量的計算

首先根據(jù)冷卻系統(tǒng)散熱量Qw確定冷卻液需求量。冷卻系統(tǒng)散熱量Qw，受許多復雜因素的影響，很難精確計算，初估Qw時，可以用下列經(jīng)驗公式（1）計算：

Qw=Ne×η

（1）

其中：Ne為發(fā)動機額定功率，η為各支路傳給冷卻系統(tǒng)熱量占Ne的百分比（經(jīng)驗值）。

發(fā)動機額定功率為140 kW，冷卻系統(tǒng)中包括機水套和油冷卻器，根據(jù)經(jīng)驗計算得水套散熱量Qw1=65.4 kW，油冷散熱量Qw2=11.6 kW。

然后確定冷卻液需求量，根據(jù)散人冷卻系統(tǒng)中的熱量，可以根據(jù)公式（2）算出冷卻液的循環(huán)量Vw：

其中：Vw為冷卻部件的設計流量，ρ為冷卻液密度，c為冷卻液比熱容，ΔT為冷卻液溫差（經(jīng)驗值）。

冷卻液類型為W/C=50%的乙二醇溶液，根據(jù)其在101.2℃時的物理特性，計算可得冷卻液需求量也是水泵設計流量為176 L/min（水套及油冷需求量之和）。

1.2 水泵設計揚程的計算

在概念設計階段，水泵揚程一般通過一維冷卻系統(tǒng)性能仿真計算得出，一維冷卻系統(tǒng)模型如圖1所示，計算得以為冷卻系統(tǒng)模型最大壓力為150 kPa，即水泵揚程設計目標值為14.8 m。

通過水泵流量及揚程設計目標的計算，確定該水泵在轉速7500 rpm，流量176 L/min時的揚程為14.8 m。

2 冷卻水泵性能分析

2.1 水泵幾何模型的建立

水泵3D模型如圖2（a）所示，水泵主要由水泵蝸殼、葉輪、進水管和出水管組成。用CATIA軟件對水泵幾何模型進行流體域表面的抽取后，利用AVL-FIRE軟件，根挺各表面的曲率變化等特征設置不同的網(wǎng)格大小，并對壁面處，尤其是曲率半徑較大的地方進行網(wǎng)格加密，網(wǎng)格模型如圖2（b）所示。

2.2水泵計算模型的建立及邊界條件

以時均N-S方程作為基本控制方程，采用k-zeta-f湍流模型，邊界條件采用進口壓力，出口質量流量，分別用穩(wěn)態(tài)MRF（多重參考坐標系，相對滑移網(wǎng)格，作為初始流場計算）及瞬態(tài)Slidingmesh（滑移網(wǎng)格，更為接近實際流場）技術對水泵進行CFD分析，計算水泵揚程及液壓效率，其特性曲線分別如圖3 （a）、（b）所示，

以額定工況為例，水泵流量為176 L/min時，通過兩種分析方法得到的水泵揚程及液壓效率均在設計值之上，其中穩(wěn)態(tài)計算得到的結果略高于瞬態(tài)，由于穩(wěn)態(tài)計算已經(jīng)能夠初步預測水泵性能，瞬態(tài)汁算一般可省略。通過水泵CFD性能預測，也進一步驗證初期所選或設計的水泵匹配性，滿足設計目標要求。

3 大/小循環(huán)冷卻性能分析

3.1 冷卻水泵及帶節(jié)溫器的旁通管路模型說明

對于系統(tǒng)級而言，水泵性能達標不足以代表整個冷卻系統(tǒng)性能達標，要保證發(fā)動機冷卻系統(tǒng)的正常工作，水套、旁通管路、節(jié)溫器的設計也尤為重要，本文暫不預測水套冷卻性能，主要是對大川、循環(huán)回路的流動狀態(tài)進行分析，而回路流動是否順暢，與節(jié)溫器開肩/關閉是時旁通管路的設計息息相關。圖4為某汽油機冷卻大/小循環(huán)回路圖。

在概念設計階段，針對大/小循環(huán)回路還需對管路進行設計，當節(jié)溫器開啟和關閉時，連接的旁通管路CFD模型如圖5所示，其中（a）為節(jié)溫器開啟時水泵及管路網(wǎng)格模型，（b）為節(jié)溫器關閉時水泵及管路網(wǎng)格模型，（c）為節(jié)溫器開啟/關閉時網(wǎng)格模型。與水冷性能仿真分析相同，同樣采用兩種MRF和Sliding技術方法進行CFD仿真分析。

3.2節(jié)溫器開啟（大循環(huán)回路）CFD分析結果

如圖6（a）流量一流阻曲線圖所示，通過擬合不同流量邊界下節(jié)溫器開啟時兩端流阻的曲線，對比一維冷卻性能仿真時相應的流阻值，可知，當節(jié)溫器開啟時，水泵流量為150 L/min時，節(jié)溫器兩端阻力為160 mhar，而在概念設計前的一維冷卻性能模擬中，水泵流量為140L/min時，節(jié)溫器兩端阻力為200 mbar，三維仿真結果顯示比一維性能仿真預估的結果較好，該管路的設計不會造成水泵葉輪氣蝕現(xiàn)象。

圖6（b）為水泵在額定轉速下，流量為176 L/min時，管路壓力云圖，其中節(jié)溫器兩端壓力為252 mbar，與一維冷卻性能仿真結果接近。

圖6（c）顯示在不同流量邊界下，水泵及旁通管路各區(qū)域氣蝕體積出現(xiàn)情況，當節(jié)溫器開啟時，冷卻液溫度101.2℃，水泵入口壓力為1992 mbar，水泵流速為250 L/min時，葉輪工作而出現(xiàn)明顯氣蝕現(xiàn)象。

圖6（d）擬合了各區(qū)域隨流量變化的氣蝕余量變化，所謂氣蝕余量是指在泵吸人口處單位重量液體所具有的超過氣蝕壓力的富余能量，即泵人口處冷卻液所具有的總水頭與液體氣蝕時的壓差。在節(jié)溫器開啟時，水泵流量176 L/min，氣蝕安全余量為+112 mbar（+85 mbar考慮補償?shù)綐藴蕢毫λ剑@說明冷卻液溫度101.2℃，水泵人幾壓力1992 mbar為安全邊界。當水泵流量超過200 L/min時，氣蝕安全余量低于0，有氣蝕風險。

3.3 節(jié)溫器關閉（小循環(huán)回路）CFD分析結果

如圖7 （a）流量一流阻曲線圖所示，通過擬合不同流量邊界下節(jié)溫器關閉時兩端流阻的曲線，并對比一維冷卻性能仿真時相應的流阻值。從CFD仿真結果可知，當節(jié)溫器關閉時，水泵流量為150 L/min時，節(jié)溫器兩端阻力為3265 mbar，而在概念設計前的一維冷卻性能預估中，水泵流量為131 L/min時，節(jié)溫器兩端阻力264 mbar，三維仿真結果遠大于一維，根據(jù)仿真經(jīng)驗，該處極有可能有氣蝕風險。

圖7（b）為水泵在額定轉速下，流量為176 L/min時，管路壓力云圖，其中節(jié)溫器兩端壓力為4483 mbar，與一維冷卻性能仿真不符。

圖7（c）顯示在不同流量邊界下，預測管路、節(jié)溫器、吸力側、蝸殼、葉輪氣蝕分布及氣泡體積大小，當節(jié)溫器關閉時，隨流量增大，各區(qū)域均出現(xiàn)氣蝕體積變大的趨勢，但是在節(jié)溫器及管路氣蝕體積高達1 40cm³，而造成嚴重氣蝕的原因是因為節(jié)溫器關閉時，旁通管路阻力過大，氣泡在高壓的作用下突然被水壓壓迫，在氣泡破裂的瞬間，水流因慣性以高速沖向氣泡中心，在氣泡閉合去內(nèi)產(chǎn)生強烈的局部水錘現(xiàn)象。

圖7（d）擬合了各區(qū)域隨流量變化的氣蝕余量變化，當水泵流量超過100 L/min時，氣蝕安全余量已低于0，有氣蝕風險。

圖8顯示MRF和Sliding兩種方法模擬的水泵氣蝕位置，可以看出氣蝕初生位置發(fā)生在葉輪進口的低壓區(qū)，并逐漸由葉片的背面擴展到葉片的工作面、葉輪的出口位置，蝸殼的末端。通過MRF和Sliding分析的氣蝕結果結果顯示，MRF低估了氣蝕現(xiàn)象，Sliding可以較真是的反應氣蝕現(xiàn)象。

4 水泵結構優(yōu)化分析

根據(jù)大小循環(huán)回路CFD仿真結果分析可知，節(jié)溫器開啟時，旁通管路流通較順暢，流阻處于正常值;可當節(jié)溫器關閉時，預測氣蝕位置判斷是由于冷卻液在旁通管路流動不順暢造成葉輪局部壓力過高，所以具體優(yōu)化方案如圖9所示，主要是節(jié)溫器關閉狀態(tài)，對水泵連接旁通管路出水口結構進行優(yōu)化，增大出水口面積，同時將出水口結構變平緩。

在相同邊界條件下對小循環(huán)的部分管路流體域進行CFD分析，分析結果如圖10所示。

如圖10（a）流量一流阻曲線圖所示，優(yōu)化后，水泵流量為175 mbar時，節(jié)溫器兩端阻力為由637 mbar，接近一維性能仿真值，較優(yōu)化前有極大改善。

圖10 （b）為水泵在額定轉速下，流量為176L/min時，管路壓力云圖，對比圖7（b），由于旁通管路進口截面積增大，管路流動順暢，阻力下降明顯。

圖10（c）顯示優(yōu)化后，水泵流量176 L/min時，吸力側和葉輪的氣蝕現(xiàn)象得到明顯改善。

圖10（d）顯示優(yōu)化后，最少氣蝕余量接近200 mbar，足夠安全。

5 結論

1）根據(jù)一維冷卻性能仿真結果得到冷卻水泵的設計目標值并進行水泵選型匹配。

2）用MRF和Sliding網(wǎng)格技術對冷卻水泵進行性能預測，預測水泵揚程及液壓效率。在水泵設計初期，通過MRF方法基本可以預測水泵性能。

3）針對大/小循環(huán)回路中，開啟/關閉節(jié)溫器時，對水泵及旁通管路進行CFD分析，預測氣蝕風險及發(fā)生氣蝕區(qū)域，主要在小循環(huán)回路時會有氣蝕現(xiàn)象，根據(jù)分析結果提出結構優(yōu)化改進建議，再次進行CFD分析后，優(yōu)化方案已無氣蝕風險。

參考文獻：

[1]李偉，施衛(wèi)東，裴冰，張華，陸偉剛.發(fā)動機冷卻水泵空化特性的數(shù)值模擬與改進[J].內(nèi)燃機學報.2013.

[2]黃立榮，趙祎，劉云霞，馬曉峰發(fā)動機水泵氣蝕原因分析[J].發(fā)動機技術，2012.12.016.

[3]李偉，施衛(wèi)東，張華，裴冰，陸偉剛基于CFD的發(fā)動機冷卻水泵汽蝕性能預測[J].排灌機械工程學報，2012.03.

[4]薛黨勤，張林海，侯書林基于CFD的礦用車輛冷卻水泵空化數(shù)值模擬研究[J].礦山機械2015.02.

[5]楊勇，蔣文萍，楊昆，陳小東，胡鐵剛，謝蓉，襲路遠基于CFD的汽車水泵優(yōu)化設計[J].排灌機械工程學報，2014.06.

[6]蘇曉芳，王次安，王宏大，雷蕾，張超某國V發(fā)動機冷卻水泵氣蝕分析與優(yōu)化[J].內(nèi)燃機與動力裝置.2016.