某型SUV空-空中冷器內部流動換熱研究*

邱颯蔚，王震虎，廖 斌，夏二立，李落星

（1.湖南大學，汽車車身先進設計制造國家重點實驗室，長沙 410082； 2.湖南大學機械與運載工程學院，長沙 410082；3.重慶長安汽車歐尚研究院，重慶 400023）

前言

隨著汽車新排放標準的實施，渦輪增壓技術在汽車發動機上的普遍應用已成為當前時代的一種主流。據資料表明：汽車加裝渦輪裝置后，發動機最大功率最多可提升20%，且發動機噪聲、廢氣排放物____和燃油消耗率均得到有效降低［1］；但渦輪增壓后，空濾進氣如果未經充分冷卻進入燃燒室則存在缸內溫度過高產生缸裂、缸爆等風險，同時還會導致廢氣排放物濃度增加［2］。因此，對發動機進氣進行充分冷卻是保證汽車工作性能穩定的有效途徑。

空-空中冷器由于具備傳熱效率高、制造成本低、防泄漏性能好等優點［3］，現已成為汽車發動機重要的渦輪增壓冷卻系統。目前國內外針對汽車空-空中冷器的研究主要集中在單體流動傳熱性能方面，分析不同結構的冷卻扁管與翅片對中冷器流動傳熱的影響規律，預測不同結構參數對換熱性能的影響［4-6］；或在整車上研究中冷器散熱對機艙熱害的影響，且僅以冷流側分析結果進行評判［7］。而基于整車同時考慮機艙內部結構、零部件布置和中冷器進氣管道對中冷器內部流動換熱的研究鮮見報道。

本文中運用計算流體力學理論基于STARCCM＋軟件對某型SUV中冷器建立三維雙流體模型，在整車CFD模型上對空-空中冷器內部流動換熱進行研究，分析不同行駛工況下中冷器冷流與熱流內部速度場、溫度場和壓力場。另外，采用一維與一維／三維聯合分析方法對中冷器冷流與熱流出口溫度結果進行了分析對比，并通過環境艙熱管理試驗進行了驗證。

1 整車CFD分析模型的建立

1.1 基本控制方程與換熱理論

由于汽車在不同行駛工況下車速與當地聲速比值低于0.3，在CFD仿真中可把空氣假設為不可壓縮連續流體［8］。根據機艙內復雜空氣流動特性，對流體力學控制方程進行求解。中冷器內部換熱遵循冷熱流之間熱平衡，以雙流體局部換熱數學模型計算。求解中采用的基本控制方程如下［9-10］。

（1）質量守恒方程

式中：ρ為流體密度；t為時間；ui為流體在各個方向的速度矢量，i分別代表方向 x，y，z。

（2）動量守恒方程

式中：u為微元體速度矢量；p為流體在微元體上的壓力；j與i含義相同；τij為微元體黏性應力τ的分量；Si為微元體在各方向的動量源項。

（3）能量守恒方程

式中：T為溫度；k為流體的導熱系數；cp為流體比熱；ST為黏性耗散項。

（4）雙流體局部換熱數學模型

式中：UAL為雙流體中局部傳遞系數；C0，C1和 C2為通過最小二乘回歸擬合UAL表獲得的系數；Vc和Vh分別為冷流與熱流速度；ec和eh分別為冷流和熱流指數，一般默認為0.8。

1.2 CFD仿真模型與網格劃分

整車CFD分析模型包括整車車身、外飾、電器、底盤和動力5大總成模型。為真實反映機艙內各零部件對中冷器周邊流場的影響，盡量保持機艙內完整特征。圖1為某SUV冷卻系統與發動機艙視圖。STAR-CCM＋由于具備強大的前處理功能，通過設置合理網格尺寸對整車數據進行包面與重構，采用切割體生成整車體網格，并對機艙與底盤局部加密，生成體網格后數量約為2 000萬，圖2（a）為整車風洞仿真模型，圖2（b）為同一坐標系Y＝0截面（車寬正中間）整車體網格示意圖。

圖1 冷卻系統與發動機艙

圖2 整車三維CFD仿真模型

1.3 邊界條件與參數設置

為減少洞壁效應，仿真風洞選用經驗尺寸，長、寬、高分別為13倍車長、15倍車寬、8倍車高，其中車前距離為3倍車長，車后距離為9倍車長，車左與車右距離各為7倍車寬。入口類型設為速度入口，出口類型設為壓力出口，出口壓力為一個標準大氣壓。風洞地面與兩側都設為滑移壁面以降低壁面剪切力的影響。鑒于機艙內零部件本身及相互之間的復雜布置，采用合適的Realizable k-ε湍流模型，壁面采用兩層 all y＋設置［11-12］。中冷器、冷凝器和散熱器設置為多孔介質，慣性阻力系數Pi和黏性阻力系數Pv由供應商提供的參數擬合得到。風扇采用MRF（moving reference frame）模型模擬。根據工程項目經驗，主機廠典型分析工況為10%爬坡、6%爬坡和高速工況，環境溫度為40℃，分析參數輸入如表1所示。

1.4 空-空中冷器雙流體換熱模型

空-空中冷器雙流體換熱模型包括空氣外側冷流和內側熱流兩部分，其熱交換拓撲結構如圖3（a）所示［10］，共包含6個區域，分別為冷流進口、冷流芯體、冷流出口、熱流進口、熱流芯體和熱流出口。冷流芯體與熱流芯體通過貼合程度較好分布較均勻的切割體組成，兩者完全共形匹配并在兩者之間創建熱交換器以確保最大限度傳遞冷熱流之間熱量，中冷器三維雙流體模型如圖3（b）所示。

圖3 雙流體熱交換拓撲結構和仿真模型

通過臺架試驗測得，發動機在不同工況起動后達到穩定工作狀態時，中冷器進氣溫度和流量變化較小［13］，故使用該車型中冷器在不同穩定工況點數據作為穩態邊界輸入，如表2所示。中冷器換熱參數由發動機臺架單體試驗獲取，如圖4所示。

表2 中冷器參數輸入

圖4 中冷器單體換熱曲線

2 中冷器一維／三維聯合仿真模型

發動機一維冷卻系統模型包括空氣外側和冷卻內側兩部分。空氣外側基于流線理論由壓力系數Cp值、換熱模塊（中冷器、冷凝器和散熱器）、風扇、機艙內阻BIR（built in resistances）等部件構成，冷卻內側由冷卻液和潤滑油等環路構成。在KULI傳統一維冷卻模型中，往往沒有考慮中冷器表面不同速度分布對內部流動換熱的影響。為了提高傳統一維冷卻模型仿真精度，在原模型基礎上把中冷器分割成許多離散單元，將整車CFD中冷器表面速度分析結果以阻尼矩陣的方式導入，建立一維／三維空氣外側聯合仿真模型，如圖5所示。

圖5 一維／三維空氣外側聯合仿真模型

空氣側Cp值由整車CFD仿真模型分析獲得，機艙內阻BIR通過設定中冷器目標進風量標定求解，一維冷卻內側環路模型如圖6所示。

3 仿真結果分析與試驗驗證

3.1 中冷器冷流與熱流速度場分析

圖6 一維冷卻內側環路模型

根據圖2中建立的整車三維CFD仿真模型，仿真得到車輛在不同工況下中冷器冷流入口端速度場分析結果，如圖7所示。3個工況下，中冷器迎風面速度場分布相似，且總體增長趨勢一致。其中在高速工況表面速度最高，10%爬坡工況表面速度最低。中冷器正前方由于格柵條、機艙線束、ACC控制器等部件的遮擋，使中間迎風氣流受阻，在迎風面上形成了中間流速低、兩端流速高的現象。

圖7 不同分析工況中冷器冷流迎風面速度場

圖8 為Z＝45 mm截面上整車在不同工況下中冷器熱流內部速度場分布云圖。從圖8可看出：熱流通過進口段與出口段時，由于沒有內部芯體阻尼的作用，氣流流速較大，當經過中間段時，受內部芯體阻尼影響，氣流流速較低。另外，借助氣流矢量方向可看出，在入口段存在渦流，這會導致熱流進氣不暢通，影響發動機進氣效率。為清晰查看熱流入口段渦流現象，對渦流進行局部放大，如圖9所示。

在不同工況下，對中冷器冷流與熱流入口端平均進氣速度進行了對比，如圖10所示。中冷器冷流流速在10%爬坡與6%爬坡之間，進氣速度増長緩慢，而在6%爬坡與高速之間進氣速度增加較快，可得中冷器冷流進氣速度與車速呈非線性遞增關系。然而，中冷器熱流流速在上述3個工況中，進氣速度首先降低然后上升，這與發動機運行狀態密切相關。

圖8 不同分析工況中冷器熱流內部速度場

圖9 不同分析工況熱流入口段渦流局部放大圖

圖10 不同工況中冷器冷流與熱流平均速度

3.2 中冷器冷流與熱流溫度場分析

圖11 為Z＝45 mm截面上整車在不同工況下中冷器冷流內部溫度場分析結果。3個工況下，冷流內部總體溫度分布趨勢一致。中間段由于速度較小，冷卻進氣不足，從而引起溫度較高。圖12為Z＝45 mm截面上整車在不同工況下中冷器熱流內部溫度場分析結果。從熱流進口端至出口端，熱流依次得到冷卻，且溫度分布相似。從圖12（b）中看出：6%爬坡工況熱流進氣冷卻效果比其他工況好，體現了發動機進氣冷卻不僅與行駛工況有關，而且與發動機載荷狀態有關。

3.3 中冷器冷流與熱流壓力場分析

圖11 不同工況中冷器冷流內部溫度場

圖12 不同工況中冷器熱流內部溫度場

圖13 不同工況中冷器冷流內部壓力場

圖13 為Z＝45 mm截面上整車在不同工況下中冷器冷流內部壓力場分析結果。對比可知：中冷器冷流內部壓力場隨分析工況車速的升高逐漸變大，總體增長趨勢一致；高速工況下冷流內部壓力場最大，10%爬坡工況內部壓力場最低；中冷器正前方由于氣流流速受阻，產生動量損失，引起了冷流內部壓力中間低，兩端高。

圖14為Z＝45 mm截面上整車在不同工況下中冷器熱流內部壓力場分布云圖。3種工況下，熱流內部靜壓分布相似，靜壓最高區域出現在入口拐角處，靜壓最低區域則出現在出口段，并且由入口至出口方向靜壓顯著降低。另外，在每個分析工況下中冷器出口段轉角處出現了局部負壓區，存在出氣倒吸風險，會降低發動機進氣效率。

圖14 不同分析工況中冷器熱流內部壓力場

3.4 中冷器仿真結果對比和試驗驗證

對不同整車工況下的中冷器冷流與熱流出口溫度，分別對比了一維、三維和一維／三維仿真分析結果，并根據設計要求在環境艙對該試驗車中冷器進行了熱管理試驗驗證，如圖15所示。其中圖15（a）為拆除前保險杠后，中冷器風速儀和熱電偶線布置示意圖；圖15（b）為溫度測量儀，中冷器進氣和出氣溫度傳感器布置在對應管道內。

圖15 中冷器環境艙熱管理試驗

3.4.1 冷流出口溫度對比分析和試驗驗證

10%爬坡工況下，利用傳統一維冷卻模型、三維整車CFD模型和一維／三維聯合模型，分別仿真獲得各模型冷流出口表面溫度，結果如圖16所示。對比可知：在這3種分析結果中，冷流出口表面溫度分布從右至左總體呈降低趨勢，其中三維與一維溫度分布結果相差較大，一維分析結果呈梯度均勻下降；而三維與一維／三維溫度分布結果較為接近，這是由于在一維／三維分析模型中存在速度阻尼矩陣，考慮了中冷器表面速度分布不均對內部流動換熱的影響。

圖16 10%爬坡工況中冷器冷流出口溫度

圖17 為3個分析工況下利用一維、三維、一維／三維和試驗4種分析方法獲得的中冷器冷流平均出口溫度。10%爬坡工況下冷流出口溫度最高，高速工況下最低。冷流出口仿真溫度與試驗相對誤差如表3所示。由表3可知：不同分析工況下，一維／三維仿真分析結果與試驗結果最接近，最大相對誤差為-0.7%；其次為一維分析結果，與試驗最大相對誤差為-2.6%；三維分析結果與試驗相差最大，最大相對誤差為4.6%。

圖17 不同工況中冷器冷流平均出口溫度對比

表3 冷流平均出口溫度仿真與試驗相對誤差

3.4.2 熱流出口溫度對比分析和試驗驗證

圖18為3個分析工況下利用4種分析方法獲得的中冷器熱流平均出口溫度。10%爬坡工況下熱流出口溫度最高，6%爬坡工況出口溫度最低。中冷器熱流出口仿真溫度與試驗相對誤差如表4所示。由表4可知：一維、三維和一維／三維仿真結果與試驗最大相對誤差分別為-1.9%、3.7%和-1.2%。對比結果表明，一維／三維聯合分析仿真結果精度最高，三維分析結果誤差相對較大，但在可接受的范圍內。

圖18 不同工況中冷器熱流平均出口溫度對比

表4 熱流平均出口溫度仿真與試驗相對誤差

綜合分析，上述3種仿真結果與試驗對比總體趨勢一致，其中一維和一維／三維分析結果比試驗值稍低，最大相對誤差分別為-2.6%和-1.2%，而三維分析結果總體趨勢比試驗值稍高，最大相對誤差為4.6%，說明一維、三維和一維／三維分析模型都是簡化的參數模型，與實際中冷器有一定差別。該結果一定程度上驗證了一維／三維聯合分析方法可以提高仿真精度，同時也驗證了三維雙流體模型用于預測中冷器內部冷流與熱流溫度分析的可行性。

4 結論

基于整車采用三維雙流體模型對空 空中冷器進行內部流動換熱研究，可直觀分析中冷器冷流和熱流內部速度場、溫度場和壓力場，能夠有效預測內部流場渦流的存在和局部高低溫區與壓力區的分布，得出結論如下。

（1）機艙內復雜零部件的布置和行駛工況直接影響中冷器內部速度場的分布，同時間接影響中冷器冷流內部溫度場與壓力場的分布。

（2）中冷器熱流內部速度場和壓力場分布主要由發動機載荷狀態和中冷器內部結構決定，而溫度場分布還與行駛工況外部進氣冷卻有關。

（3）在一維、三維和一維／三維3種仿真分析方法中，三維與一維／三維溫度分布結果較為接近。通過試驗驗證得出一維／三維聯合分析方法精度最高，三維分析結果誤差相對較大，但最大相對誤差在5%以內，驗證了三維雙流體模型用于預測中冷器冷流與熱流溫度分析的可行性，便于為發動機進氣效率提高與中冷器內部換熱研究提供參考。