車輛發動機散熱器冷卻性能匹配性分析

張思楊，郭獻洲

(1.四川工商職業技術學院，四川 成都 611800；2.河北工業大學，天津 300401)

1 引言

汽車散熱器是發動機冷卻液與空氣進行熱交換的設備，其性能好壞對發動機的動力性、經濟性和可靠性有很大的影響。由于散熱器結構比較復雜，影響其性能的因素也比較多，采取傳統的試驗設計方法無法充分反映散熱器性能，在一定程度上延長了設計周期，對新產品的開發是不利的[1]。因此，為散熱器的設計提供理論依據，對汽車發動機散熱器特性進行仿真研究是十分必要的。

國內外學者對汽車散熱器進行了一定研究：文獻[2]采用CFD方法對某散熱器的空氣流動進行建模分析，達到提升換熱效率的目標；文獻[3]基于試驗分析對某車型散熱器的影響因素進行分析，通過改變冷卻液、車速等尋找變化規律；文獻[4]采用多孔介質模擬散熱器內部結構，分析散熱器內部溫度變化對熱量分布的影響；文獻[5]對散熱器的結構進行優化設計，提高散熱器的散熱效率。

針對大型車輛用管芯式散熱器進行分析，采用CFD和AMESim軟件相結合的分析方法，分別搭建單元和整體模型，改變冷卻風速和風量，獲得散熱器的阻力特性曲線和回歸方程，與冷卻風散的性能曲線和回歸方程進行匹配，獲得通過散熱器的最佳風量和最佳入口風壓；分析在最佳工作狀況下，散熱器出口的水溫，檢驗散熱器是否滿足發動機的散熱需求；并采用試驗臺架對分析結果進行檢驗。

2 散熱器建模

2.1 汽車發動機水冷系統

車輛發動機水冷系統，如圖1(a)所示。系統的工作原理，如圖1(b)所示。水冷系統通過強制冷卻循環水的方式對散熱器進行散熱，冷卻水進行兩次換熱過程，在發動機內，通過缸蓋水道帶走熱量，在散熱器內與流動的冷卻空氣進行熱交換，實現散熱，從而實現發動機散熱[6]。良好的散熱系統需要實現散熱器、風扇、發動機之間的高效匹配[7]。

圖1 冷卻系統Fig.1 Cooling System

2.2 散熱器模型

這里所研究的散熱器位于冷卻風扇之前，從發動機流出的冷卻液流經散熱器后由風扇提供一定量的空氣對冷卻液進行冷卻，主要部分包括兩個冷卻液入口、上水室、冷卻水管、翅片、下水室和冷卻液出口[8]。冷卻液水管和翅片組成散熱器的芯部，是熱交換發生的主要位置。所以，散熱器芯部結構的選擇對散熱器的散熱效果有重要影響。大型車輛多采用的管芯式散熱器的芯部結構，如圖2所示。為了盡可能的模擬散熱器的實際運行狀況，嚴格按照散熱器實際的外部尺寸進行建模。散熱器具體尺寸，如表1所示。

圖2 管芯散熱器芯部結構Fig.2 Die Core Structure

表1 散熱器模型尺寸Tab.1 Radiator Model Size

為了進行散熱器的傳熱計算，需要建立空氣流動區域來包裹散熱器芯部[9]。空氣入流區域和出流區域的縱截面形狀與散熱器芯部形狀相同，在空氣流動方向的長度分別為430mm和750mm。這里散熱器的三維模型采用SolidWorks軟件建立，三維圖和線架圖，如圖3所示。

圖3 散熱器模型Fig.3 Radiator Model

3 散熱器性能模擬分析

3.1 單元模擬分析

將用SolidWorks建立的散熱單元模型保存為parasolid格式，即可導入Gambit中進行網格劃分。由于翅片的形狀相對比較復雜，在對散熱單元進行網格劃分之前，可以將空氣流通區域和翅片實體進行切割，再劃分網格[10]。另外，同冷卻風扇的情況相似，主要研究空氣通過散熱單元前后的靜壓差，因此在模擬過程中，是否對散熱單元中翅片實體進行網格劃分事實上對于研究結果的影響不大。因此，同冷卻風扇的模擬一樣，模型進行切割后，翅片實體可以刪去，只留下和翅片外形結構相同的空心區域。對于散熱單元，網格尺寸選擇0.5，網格劃分方式選擇TGrid，生成四面體和六面體的混合網格。網格劃分完成后，得到散熱單元的總網格數約為2776840。散熱單元局部網格，如圖4所示。

圖4 散熱單元局部網格Fig.4 Heat Sink Unit Local Grid

將散熱單元的網格文件保存后，即可導入Fluent中，進行邊界條件和相關參數的設置，在模擬前需要給入口的空氣一定的速度值[11]。本次模擬將設置8個不同的速度，分別為：5m/s、10m/s、15m/s、17m/s、20m/s、23m/s、25m/s和30m/s，得到8組靜壓變化數據。初始化后，輸入適當的迭代步數開始計算。所有空氣流速下的計算過程均大約在250步左右結束。速度為30m/s時的殘差曲線和靜壓云圖，如圖5所示。

圖5 空氣流速為30m/s的分析結果Fig.5 Analysis Results of Air Flow Rate of 30m/s

數值模擬結果，如表2所示。

表2 不同流速的靜壓值Tab.2 Static Pressure Values of Different Flow Rates

根據表2中數據，可以得到空氣流經散熱器前后的靜壓差在不同空氣流速下的變化規律的回歸曲線，如圖6所示。

圖6 靜壓差隨空氣流速變化Fig.6 Static Pressure Difference Varies with Air Flow Rate

由圖可知，空氣流經散熱器時，壓力損失隨著速度的增大而逐漸增大，并且速度越大，單位速度增量下的這種增加趨勢越明顯。很明顯，數據點都落在了一條二次函數，或者冪函數曲線附近。將圖中的曲線擬合成節距為0的二次函數，保留4位小數。以p表示壓力降，v表示流速，則回歸方程為：

3.2 散熱器整體的模擬分析

散熱器模型的建立、網格劃分和散熱單元的數值模擬都是散熱器整體模擬過程的準備工作，缺一不可[12]。模型網格劃分過程中，由于冷卻水管屬于極為細長的結構且數量較多，因此多孔介質區(翅片區)采用網格尺度為10，TGrid方法生成混合網格，而空氣進出流區采用網格尺度為30，Cooper方法生成網格。完成后，多孔介質區的網格總數3141898，空氣入流區為700980，空氣出流區為1254500，總數為5097378。由于本次模擬研究的是不同風量下的散熱器內部結構對于空氣的阻力的變化規律，因此，將空氣入口設置為質量入口(mass—flow—inlet)，質量流量分別設置為7kg/s、8kg/s、9.4kg/s、11kg/s、13.2kg/s、17.6kg/s、28.46kg/s、33.8kg/s，分別對應地體積流量為5.7m3/s、6.5m3/s、7.6m3/s、9.0m3/s、10.8m3/s、14.4m3/s、23.2m3/s、27.6m3/s。空氣出口設置為壓力出口(Pressure—outlet)，壓力為0。

設置監視器和適當的迭代步數后開始迭代。迭代過程大約在200步左右收斂。質量流量為17.6kg/s時的殘差曲線圖如圖7所示。計算過程結束后，在Fluent中Y=1400處建立一個垂直于冷卻水管方向的平面。散熱器模型在Y=1400處平面上的靜壓云圖和速度矢量圖，如圖7(b)、圖7(c)所示。由靜壓云圖可以看出，空氣自模型入口到散熱器芯部之間的流動過程中靜壓基本不變。在進入翅片區(多孔介質)后，靜壓逐漸由開始的627.7Pa減小到0Pa。這一變化過程和空氣流經散熱單元內部時的靜壓變化過程十分相似。該現象說明經過設置后，多孔介質確實具有了類似于散熱器翅片結構的性質。由速度矢量圖可以看出，在散熱器芯部內，空氣在Z軸負方向，即來流方向上，由于流通面積突然間小，流速突然增大，平均速度達到了12m/s左右，而在X軸方向上的流速則與前者相比相差較大，只有平均2m/s左右的流速。因此，在來流方向上，散熱器內部的熱量交換會較為充分和高效，因此在這方向應該增加散熱器的翅片長度，能夠充分利用散熱器內部的空間，提高散熱器芯部整體的散熱效率。

圖7 質量流量為17.6kg/s分析結果Fig.7 Mass Flow Rate is 17.6kg/s Analysis Result

8組模擬過程結束后，各流量下風扇入口靜壓值和空氣散熱器內部靜壓損失，如表3所示。根據表中數據做出的回歸曲線。

表3 不同流量下的風扇入口靜壓和散熱器內部靜壓損失Tab.3 Static Pressure Loss at Different Flow Rates

表3中風扇的數據由對直徑1760mm，輪轂直徑為400mm，葉片數為8的風扇進行數值模擬所得。由表中數據和回歸曲線可知，空氣在散熱器內部的靜壓損失隨著流量的增大而增大，而且隨著流量的增大，單位流量增量下的靜壓損失增量也逐漸增大。這一趨勢與散熱單元模擬所得的結果十分相似。由此可以從一個方面證明，在數值模擬中，用多孔介質成功地模擬了散熱器翅片結構的性質，用多孔介質模擬散熱器芯部在數值模擬中是可行的。

如圖中所示，兩條回歸曲線的方程在圖中標出。若以p表示壓力和壓力損失，V表示空氣流量，保留四位小數，則風扇入口靜壓真空值隨流量的變化關系可表示為：

空氣流經散熱器的靜壓損失隨流量的變化可表示為：

兩條曲線的焦點表示風扇和散熱器匹配的最佳工況點。解式(3)和式(4)組成的方程組可得：

由回歸曲線圖可以看出，當工況點位于交點左側時，風扇的提供的壓力大于散熱器造成的壓力損失，因此風扇的壓力得不到充分的利用，甚至會出現大馬拉小車的現象。反之，當工況點位于交點右側時，風扇所提供壓力小于散熱器所造成的壓力損失，因此，當空氣流經散熱器時，會出現流動不暢的狀況，導致散熱器的散熱能力不能充分發揮，降低冷卻系統的散熱效率，甚至影響發動機正常工作。

3.3 最佳工況點的檢驗

為了驗證在最佳工況點的工作狀態下，能否滿足發動機的散熱要求，現在進行散熱器在最佳工況點下散熱的模擬。本次模擬中需要還原上下水室、冷卻水管和進出水管。散熱器模型的各部分網格的具體畫法、網格數和網格圖如中所述。冷卻水進口設置為質量入口，質量流量為355gpm，即22.4kg/s，入口溫度為95℃。冷卻水出口設置為壓力出口，壓力為0。空氣入口溫度為27℃，體積流量為最佳工況點的流量，即15.77m3/s，轉換為質量流量為19.32kg/s。設置監視器和適當的迭代步數后開始模擬計算。迭代過程大約在800步左右收斂。殘差曲線，如圖8(a)所示。散熱器迎風面和背風面的溫度云圖，如圖8(b)、圖8(c)所示。散熱器在Y=1400界面處的溫度云圖，如圖8(d)所示。

圖8 最佳工況點檢驗結果Fig.8 Best Working Point Test Results

由以上三圖可知，散熱器在第一排和第二排管的散熱效果最佳，之后的冷卻水管散熱效果基本一致，明顯弱于前兩排管。空氣流經散熱器后，平均溫度由入口的27℃上升到大約80℃，其中和進水管相鄰冷卻水管附近空氣溫度最高，達到將近90℃。冷卻水由入口處的95℃下降到出水管處的大約平均80℃，發動機內冷卻水的最低溫度為79.4℃。因此，最佳工況點下的冷卻能力可以滿足發動機要求。

4試驗分析

搭建發動機冷卻系統運行試驗平臺，系統由發動機、電動機、測功機、發電機、電阻等組成。發動機冷卻系統的運行模擬運行試驗中，發動機在轉速為1900r/min輸出功率為22.3kW工況條件下工作時，其水冷和中冷介質的溫度變化曲線，如圖9所示。

圖9 發動機冷介質溫度變化圖Fig.9 Engine Cold Medium Temperature Change Diagram

從圖中可以看出發動機的冷卻介質溫升很慢，需要1000s以上才能達到熱平衡。其時間遠遠大于仿真的時間，而且散熱器進出口的溫度從初始就有變化的，這說明發動機的節溫器即使在未達到開啟溫度時也會有一定的開度，有一定量的冷卻液是經過散熱器大循環流回發動機回水通道的，這說明試驗用發動機的熱機過程較慢，節溫器設置有待改進。在發動機的冷卻液達到熱平衡狀態后，將發動機得到的冷卻介質的熱平衡溫度檢測結果與采用CFD和AMESim相結合的計算機模擬計算結果進行對比，具體如表4所示。

表4 模擬計算和臺架試驗結果比對Tab.4 Comparison of Simulation Calculations and Bench Test Results

對比仿真模型模擬計算和發動機實際運行試驗的結果，在發動機轉速條件相同的情況下，比較散熱器進出水溫差、散熱器出水溫度、中冷器進出氣溫差和中冷器出氣溫度這四組數據的變化情況來看，水冷散熱器冷卻液溫度的仿真結果與試驗結果相吻合，誤差不大，最大誤差不超過1%，而中冷散熱器的冷卻空氣的仿真結果與試驗結果卻相差較大，最大誤差達到2%。

造成這種現象的原因是：發動機在試驗中的高轉速低轉矩低出的條件下工作，輸出功率較正常低，雖然通過較長時間的工作，冷卻水的溫度可以達到熱平衡狀態，但是中冷器卻還遠沒有達到工作狀態，中冷器的冷卻介質溫度變化與按照理想工作條件下的仿真計算結果相差較大。

綜上所述，利用計算機仿真所得的結果中，發動機熱平衡條件下的水冷散熱器進出水溫度與試驗結果最為接近，具有較高的應用價值，而這些參數恰恰也是我們最為關注的發動機冷卻指標。

5結論

采用計算流體力學和試驗相結合的方法對車輛散熱器的冷卻匹配性進行分析，結果可知：

(1)通過用多孔介質模型模擬散熱器的阻力特性，得到了散熱器的阻力特性曲線和回歸方程。與風扇的性能曲線和回歸方程進行匹配，獲得散熱器的最佳風量和最佳入口風壓，分別為15.77m3/s和751.46Pa；(2)對最佳工況下的散熱器進行熱傳導的模擬，得到散熱器出口的水溫大約為80℃，高于發動機廠商所規定的79.5℃的最低溫度。因此，在這個最佳工況點下，散熱器可以滿足發動機的散熱需求。(3)試驗結果表明，模擬仿真與試驗結果基本一致，誤差在2%以內，為同類設計提供參考。