基于場協(xié)同原理的車用散熱器內(nèi)流場優(yōu)化＊

張岳 熊銳 吳堅 馮博

（1.廣東工業(yè)大學，廣州 510000；2.廣州汽車集團股份有限公司汽車工程研究院，廣州 510000）

主題詞：散熱器 散熱特性 場協(xié)同原理 多尺度耦合

1 前言

隨著發(fā)動機升功率越來越高、體積越來越小，使得整車熱管理性能越發(fā)關(guān)鍵，而散熱器是整車熱管理中最重要的換熱元件之一，其換熱能力的好壞直接關(guān)系到車輛燃油經(jīng)濟性及駕駛穩(wěn)定性。

V Damodaran[1]利用Fluent 對整車發(fā)動機前艙的全尺寸散熱性能進行了仿真，與試驗數(shù)據(jù)相比，溫度場誤差約為10%，流場誤差在5% 以內(nèi)；Parandhamaiah Gorre[2]通過對散熱器風扇分別施加MP 和MRF 域，對比了不同方法下散熱器流場的區(qū)別；袁俠義[3]以某款轎車為基礎(chǔ)建立了比較完整的發(fā)動機前艙模型，分析了不同工況下前艙內(nèi)流動特性與散熱特性；Dangmali V[4]分析了風扇罩的包裹程度對散熱性能的影響；Zun Wang[5]對散熱器散熱管帶提出簡化方法；劉水長[6]闡述了高溫部件強化散熱原理，利用空氣速度和溫度梯度0°夾角原則優(yōu)化艙內(nèi)結(jié)構(gòu)，提高了排氣歧管散熱性能；郝曉紅[7]采用計算流體力學方法驗證了散熱器熱阻和壓力損失模型的準確性，并且采用多目標遺傳算法優(yōu)化散熱器的結(jié)構(gòu)參數(shù)；徐曉明[8]比較了整車不同出風口位置對散熱性能的影響。

目前對發(fā)動機艙內(nèi)強化散熱的研究主要集中在優(yōu)化發(fā)動機艙內(nèi)結(jié)構(gòu)，改變發(fā)動機艙內(nèi)流場方向或大小來優(yōu)化某個零件的溫度，但實際應用中發(fā)動機艙冷卻模塊布置位置狹小，前端冷卻模塊的布置改變可謂是“牽一發(fā)而動全身”，較難通過外部結(jié)構(gòu)的變動達到優(yōu)化目的，而散熱器單品的研究又沒有考慮在實車復雜環(huán)境下散熱器外部流場的不均勻性對換熱的影響。為此，本文對某款車型建立發(fā)動機前艙及冷卻模塊的傳熱和流動耦合仿真模型，分析散熱器在實車環(huán)境下外流場流動特性，并基于場協(xié)同原理對散熱器內(nèi)部水室結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化，以提升散熱器在整車下的散熱性能。

2 場協(xié)同原理

場協(xié)同原理從速度場和溫度場的協(xié)同程度來闡釋對流散熱強度，其計算公式為：

式中，Nu為努賽爾數(shù)，表示對流換熱強烈程度；Re為翅片通道處雷諾系數(shù)；y為在任意截面處邊界層厚度；Pr為普朗特數(shù)；為速度矢量場；為溫度梯度場。

a.速度矢量與溫度梯度矢量的夾角余弦值盡可能大，即兩矢量的夾角β＜90°時，β盡可能小，或當β＞90°，β盡可能大；

b.在最大流速和溫差一定條件下，流體速度剖面和溫度剖面盡可能均勻；

c.盡可能使3 個標量場中的大值與大值搭配，也就是說使3 個標量場的大值盡可能同時出現(xiàn)在整個場中某些域上。

由于車用緊湊式散熱器多為叉流式散熱器，較難改變夾角余弦場，且在整車環(huán)境中散熱器外部冷卻介質(zhì)速度場也已確定，為此僅探討協(xié)同理論的第3個方面對散熱器散熱性能的影響。

3 仿真計算方法及邊界條件

3.1 計算模型

本文所分析的模型如圖1 所示，包含進氣格柵、保險杠、中冷器、冷凝器、散熱器支架及導流板等，模擬了真實環(huán)境下散熱器的外流場。

圖1 冷卻模塊及其前端結(jié)構(gòu)

散熱器為管帶式百葉窗散熱器，熱量通過冷卻液與扁管的換熱、扁管與翅片之間的導熱以及翅片與空氣的對流換熱最終由空氣帶走。百葉窗式翅片結(jié)構(gòu)復雜，為節(jié)省計算量，將翅片簡化為多孔介質(zhì)擬合出的百葉窗式翅片阻力系數(shù)f[10]：

式中，F(xiàn)p為翅片間距；Fh為翅片高度；Lp為百葉窗開窗間距；Ld為翅片長度；La為翅片開窗角度；Lh為翅片窗翅高度。

最后阻力系數(shù)定義為：

式中，ΔP為氣體通過翅片時產(chǎn)生的壓差；ΔPε、ΔPi為流通面積的突然增大和縮小引起的壓差；ρa為氣體密度；Vc為通道內(nèi)平均流速；D為水力直徑。

多孔介質(zhì)是指多孔固體骨架構(gòu)成的孔隙空間中充滿單相或多相介質(zhì)。多孔介質(zhì)流動模型是將流動區(qū)域中固體結(jié)構(gòu)的作用看作為附加在流體上的分布阻力，多孔介質(zhì)的動量方程為[11]：

式中，V為流體表面速度；γ為孔隙率；μ為黏性阻力系數(shù)；k為滲透率；τ為時間；ρF為流體密度。

對于簡單的多孔介質(zhì)模型，流體穿過多孔介質(zhì)壓降ΔPa為：

式中，C2為慣性阻力系數(shù)；v為多孔介質(zhì)表面流速；Δm為多孔介質(zhì)厚度。

多孔介質(zhì)的有效熱傳導率keff為：

式中，k f、kδ分別為流體熱傳導率和固體熱傳導率。

3.2 離散方法

汽車發(fā)動機艙內(nèi)空氣流速低于1/3當?shù)芈曀?，流體可以當作不可壓縮氣體處理，基本控制方程如下。

質(zhì)量守恒方程為：

動量守恒方程為：

能量守恒方程為：

式中，u為空氣流速；p為空氣壓力；F為微元體所受的體積力；T為空氣溫度；Sτ為能量源項。

3.3 邊界確定

在軟件ANSA 中對模型進行幾何處理和面網(wǎng)格劃分，將面網(wǎng)格導入STAR CCM+中進行體網(wǎng)格生成，空氣域、水域采用切割體網(wǎng)格模擬，固體域采用薄壁層網(wǎng)格模擬，散熱器水管采用三維殼單元模擬，體網(wǎng)格總數(shù)為1 300萬，體網(wǎng)格模型如圖2所示。

圖2 體網(wǎng)格模型

3.3.1 仿真工況確認

選取低速大負荷和高速爬坡兩個工況（表1）對散熱器進行分析。仿真模型采用速度進口（velocityinlet），湍流強度為1%，出口采用壓力出口（pressureout）。模型采用定常模擬，物性參數(shù)不隨條件改變。進氣格柵、散熱器支架、導流板、輪胎等作為壁面，發(fā)動機艙蓋、前保險杠等作為擋板界面。

表1 仿真工況

3.3.2 冷凝器、中冷器邊界確認

中冷器、冷凝器采用多孔介質(zhì)模型，其參數(shù)根據(jù)試驗數(shù)據(jù)（圖3）并結(jié)合公式（5）計算，結(jié)果為：中冷器慣性阻力系數(shù)為327.92，黏性阻力系數(shù)為5.00×107；冷凝器慣性阻力系數(shù)為588.67，黏性阻力系數(shù)為5.77×107。冷凝器、中冷器熱交換能量轉(zhuǎn)移由一維仿真獲得。

圖3 中冷器、冷凝器冷卻介質(zhì)側(cè)空氣壓降試驗曲線

3.3.3 散熱器及風扇邊界確認

對散熱器進行流動傳熱耦合仿真，固體域為散熱管、水室、風扇罩，材料為3003AL 和PA66+GF30?？紤]熱輻射影響，散熱管殼單元壁厚為0.22 mm，考慮重力影響，流體域為水域和空氣域，水域介質(zhì)為冷卻液（50%水+50%乙二醇）。散熱器進口采用質(zhì)量流量進口（mass-flow），出口采用壓力出口（pressure-out）。

將散熱器的每一排百葉窗翅片均簡化為多孔介質(zhì)，根據(jù)式（2）可計算出不同風速與壓降的關(guān)系，如圖4所示。經(jīng)對多孔介質(zhì)阻力系數(shù)進行計算，得出慣性阻力系數(shù)為427.62，黏性阻力系數(shù)為2.62×107。

圖4 百葉窗式翅片冷卻介質(zhì)側(cè)空氣壓降擬合曲線

對風扇建立MRF(Moving Reference Frame)域，模擬風扇轉(zhuǎn)速，左風扇轉(zhuǎn)速為2 450 r/min，右風扇轉(zhuǎn)速為2 650 r/min。

4 仿真及試驗驗證

4.1 仿真結(jié)果分析

4.1.1 散熱器外流場及溫度場

以整車坐標系為基準，建立y=200 mm截面，截面截取前保險杠、進氣格柵、發(fā)動機前艙蓋、擋板、冷凝器、中冷器、散熱器及風扇等。圖5為截面前艙溫度場分布，由圖5可看出，隨車速的增加散熱器的散熱效果改善明顯，最高溫度發(fā)生在低速大負荷工況下散熱管底部，達到116 ℃。

圖6 為截面速度矢量圖，在前保險杠、擋板處出現(xiàn)渦流，車輛在高速爬坡工況時，散熱器與中冷器間隙處發(fā)生了回流，影響散熱效果。

建立z=200 mm 截面，截面經(jīng)過下進氣格柵、中冷器、散熱器及風扇。圖7為截面溫度場，由圖7可看出，空氣溫度場與散熱管溫度梯度相符，在低速大負荷工況下溫度最高達到117 ℃。

圖5 y=200 mm截面溫度場

圖6 y=200 mm截面速度矢量圖

圖7 z=200 mm截面溫度場

圖8為截面速度矢量圖，由于空氣被下進氣格柵中間車牌遮擋，中冷器中間位置空氣流速低于兩側(cè)，高速工況下有所改善。散熱器左側(cè)風扇在低速工況時散熱效果更明顯，高速時風扇作用影響減弱。

圖8 z=200 mm截面速度矢量圖

建立z=440 mm 截面，截面經(jīng)過上進氣格柵、冷凝器、散熱器及風扇。圖9 為截面溫度場，散熱管處空氣溫度低于z=200 mm 截面散熱管處空氣溫度，同圖5 截面處溫度場趨勢相同，散熱器上部溫度低于下部溫度。

圖10為截面速度矢量圖，由圖10可看出，在高速工況下散熱器后端面外流場均勻性更佳。低速工況下散熱器前支架擋板出現(xiàn)渦流，高速時有所改善。

圖9 z=440 mm截面溫度場

圖10 z=440 mm截面速度矢量圖

圖11為散熱器中面x向的速度截面。由圖11可看出，風扇在低速工況下對外流場影響大，而在高速工況下，因為上、下進氣格柵和冷卻模塊的布置，使外流場出現(xiàn)了塊狀高速區(qū)域；同時由圖可見，管1～9 和管51～59處外流場流速低。

圖11 散熱器中面x向的速度截面

4.1.2 散熱器內(nèi)流場及溫度場

建立散熱器水域流線圖，如圖12和圖13所示，由圖可看出，冷卻液進入水室后呈螺旋狀在水室內(nèi)運動，進、出口冷卻液流速高于水室其它部位，但進水室底部因重力作用流速大于出水室頂部的流速。散熱器在整車布置中離地面最遠的散熱管為管1，散熱管1～59內(nèi)冷卻液流量仿真結(jié)果如圖14所示。

由圖14 可看出，低速工況與高速工況下散熱管內(nèi)流量分布呈相同趨勢。管7～管10 處出現(xiàn)1 個波峰，因為此處為水室入口，入口冷卻液流速大；由于重力和出口位置的原因，管30 之后的散熱管流量逐漸增大；管52～管57流量略降低，因為在水室底部產(chǎn)生渦旋使流速降低；管58～管59直接面對出水口導致流量加大。

圖15 為低速工況下散熱器溫度場分布圖，可見整個散熱管路表面溫度分布并不均勻。溫度最高區(qū)域發(fā)生在散熱器右下部，散熱管路中間部位溫度低于上、下端溫度。由圖6截面可知，在散熱器后端右下角處為護風罩，導致外流場速度低，同時下部散熱管冷卻液流量大于上部散熱管，導致在散熱管右下角容易積熱；散熱管41～管49 溫度低是因為中冷器和冷凝器的間隙使得空氣流量較大，同時這幾根管路冷卻液流量沒有下部管路流量大，導致溫度偏低。圖16 為散熱器后端面溫度場及測點位置，最高溫度為右下區(qū)域，約為117 ℃。

圖12 低速工況下散熱器內(nèi)流場流線圖

圖13 高速工況下散熱器內(nèi)流場流線圖

圖14 散熱管流量仿真結(jié)果

圖17 為高速工況下散熱器溫度場分布圖，散熱器的溫度均勻性比低速工況有明顯改善，由圖17可看出，在高速時風扇對冷卻模塊的外流場影響減弱，高速工況帶來的高進風量使整個散熱器外流場流量均勻性變好。圖18 為高速工況散熱器后端面溫度場及測點位置，與低速工況截面處相同，積熱現(xiàn)象明顯改善，測點溫度如圖19所示。

圖15 低速工況下散熱器溫度場

圖16 低速工況下散熱器后端面溫度場及測點位置

圖17 高速工況下散熱器溫度場

圖18 高速工況下散熱器后端面溫度場及測點位置

圖19 仿真測點位置溫度曲線

4.2 試驗驗證

在環(huán)境模擬艙內(nèi)對樣車進行試驗，如圖20 所示。試驗前按仿真測點對散熱器進行傳感器布置，選用測量精度為0.75%的K型熱電偶傳感器，傳感器布置位置如圖20a 所示，測點包括散熱器后側(cè)上、中、下部位9 個測點以及散熱器水室入口位置1個測點。

圖20 整車環(huán)境模擬試驗

環(huán)境模擬試驗時，首先按照相應測試工況對試驗艙進行預熱，濕度為40%，陽光模擬為950 W/m2；然后對試驗信號進行測試，設(shè)定測量采樣參數(shù)，按照試驗工況循環(huán)進行試驗。試驗結(jié)果與仿真結(jié)果對比如圖21 所示。由圖21 可看出，低速工況下誤差為-5%～3%，高速工況下誤差為-4%～3%。由于散熱器翅片采用經(jīng)驗公式耦合，同時忽略了中冷器、冷凝器管路對外側(cè)流場的影響，所以誤差在可接受范圍內(nèi)，且模型測點溫度與試驗溫度趨勢相同，表明模型仿真精度在可接受范圍內(nèi)。

圖21 仿真與試驗測點位置溫度對比結(jié)果

4.3 場協(xié)同原理下的散熱管分析

對散熱器進行離散，觀察場協(xié)同原理對散熱性能的影響。在每根散熱管中，冷流體與熱流體存在熱量交換，溫度沿流動方向而變化，冷流體流速等效為流經(jīng)散熱管處的空氣流量，熱流體溫度梯度等效為散熱管內(nèi)的冷卻液流量，散熱管表面平均溫度可直接反映冷熱流體交換熱量后的結(jié)果。離散后擬合曲面如圖22所示。

根據(jù)場協(xié)同原理（速度絕對值、溫度梯度絕對值與夾角余弦場盡量峰值匹配），可以得到更好的散熱效果。實車為叉流式散熱器，夾角余弦場無法改變，換熱性能好壞直接取決于散熱管外冷流體流量絕對值和散熱管內(nèi)熱介質(zhì)流量絕對值的匹配。由圖22 可知，在冷介質(zhì)流量相同時，散熱管溫度隨熱介質(zhì)流量的變大而升高；對于相同流量的散熱管，冷介質(zhì)流量大的管路溫度低；當溫度場和速度場協(xié)同效果好時散熱效果較好。上述規(guī)律表明，速度場與溫度梯度絕對值的峰值匹配可以獲得更好的換熱效果，為優(yōu)化散熱器水室奠定基礎(chǔ)。因?qū)嵻囋谀彻r下的冷介質(zhì)流場已確定，為獲得更好的散熱效果，可以將更多冷卻液流量分配到冷介質(zhì)流速大的區(qū)域。

5 散熱器水室結(jié)構(gòu)優(yōu)化

由上述分析可知，冷介質(zhì)流速在管11～管48 處較大，而溫度梯度在管50～管59 處最大，為強化雙場協(xié)同程度，應將更多的冷卻液流量分配到空氣流速大的區(qū)域，增大上述區(qū)域的溫度梯度，實現(xiàn)雙場峰值匹配，提高換熱效率。

某散熱器水室內(nèi)冷卻液在重力作用下使得散熱管底部流量分布與發(fā)動機艙內(nèi)流場方向分布不合理，為此在散熱器進水室和出水室內(nèi)部增加擋板，以減少進、出口和重力對不同散熱管流量分配不均的影響，同時可以增加散熱管11～散熱管48 流量，以強化雙場耦合，優(yōu)化結(jié)構(gòu)如圖23所示。

圖23 水室結(jié)構(gòu)優(yōu)化

將優(yōu)化后的散熱器模型在相同工況下進行仿真模擬，因為低速工況下溫度不均勻性差，所以僅以低速工況進行說明。管內(nèi)流量對比如圖24所示，可知經(jīng)優(yōu)化后明顯減少了管49～管59的冷卻液流量，同時均勻增大了管11～管48處的流量，優(yōu)化后最大流量發(fā)生在管44～管48處。散熱管溫度分布對比如圖25 所示，可見降低了管51～管59 的溫度，減少了管路的最高與最低溫度差值。散熱器水室優(yōu)化后出口溫度及管路溫度標準偏差見表2。

圖24 低速大負荷工況下優(yōu)化后散熱管流量對比

圖25 低速大負荷工況下優(yōu)化后散熱管溫度對比

表2 散熱器水室優(yōu)化后結(jié)果對比

由表2可知，優(yōu)化后散熱管路溫度不均衡得到有效改善，減少了散熱器熱應力。由此表明，通過在某些區(qū)域使溫度梯度場與速度場峰值匹配來強化雙場協(xié)同程度，可增加散熱效率，在不改變散熱器外部冷介質(zhì)流速的前提下降低了出口冷卻液溫度。

6 結(jié)束語

通過分析散熱器在低速大負荷工況下和高速爬坡工況下散熱特性，建立了仿真模型，獲得散熱器在整車真實環(huán)境下的速度場、溫度場，能夠可視化地判斷散熱器工作狀態(tài)，為前端冷卻模塊布置提供了參考。同時根據(jù)場協(xié)同原理，對整車環(huán)境下散熱器水室提出優(yōu)化方向。經(jīng)優(yōu)化后散熱器出水溫度有效降低，在低速大負荷工況下出水溫度降幅為1.32 ℃，并且使散熱管溫度分布更加均勻，均勻度提升為29.01%，可降低散熱管因溫度分布不均而產(chǎn)生的熱應力。