基于流體動力學仿真的機油冷卻器水道優化設計

陶正勇 唐華 韋世寶

針對某柴油機機油冷卻器水道阻力較大，影響到發動機工作性能的問題，采用三維計算機流體動力學（CFD）軟件對機油冷卻器進行流場分析及阻力模擬。根據模擬結果，找到流體阻力大的原因，對模型進行了優化設計。對優化后的模型進行再次模擬，以確定最優方案，并對優化后樣品進行阻力測試，以驗證仿真結果的準確性，為后續機油冷卻器的設計提供數據支持。關鍵詞：機油冷卻器;分流;分隔;流動阻力;芯子;試驗

0 前言

潤滑油路是決定柴油機使用壽命的關鍵因素之一。潤滑油路除了潤滑功能外，還可以確保發動機部件的冷卻和防蝕。機油冷卻器是保證潤滑油路正常工作的關鍵因素，機油冷卻器通常由發動機冷卻液在其中進行冷卻。冷卻器必須合理設計，以便在最高冷卻液溫度時，也不會出現過高的潤滑溫度。同時，機油冷卻器需要降低其介質流動的阻力，以便降低其對發動機功率的損耗[1-4]。

國內對機油冷卻器的研究主要有計算機流體動力學（CFD）仿真和試驗研究2種方法。在CFD仿真研究方面，蘇峰華等[5]采用多尺度的方法對機油冷卻器進行了多工況的數值模擬。李雷等[6]采用一維和三維聯合仿真的方法對機油冷卻器的水路匹配進行了計算。秦萌等[7]采用FLUENT仿真軟件分析了某車型機油冷卻器左右兩側的流體流動過程。童寶宏等[8]將試驗方法和仿真方法相結合，基于反向傳播（BP）神經網絡進行建模，分析了不同油溫對冷卻器流量特性的影響。龐威等[9]采用CFD方法優化改進了機油冷卻器的水套。在試驗研究方面，鐘勛等[10]采用試驗的方法研究了納米流體對車用機油冷卻器的強化換熱效果。王迎新等[11]通過試驗研究發現，不一樣的生產工藝會導致機油冷卻器有明顯的差異，尤其是阻力特性和傳熱性能。周輝志等[12]通過試驗對機油冷卻器進行分析和結構優化，有效降低了動力總成的阻力。

這些對機油冷卻器的CFD仿真研究和試驗研究都為本文提供了有益的參考。本文以某機油冷卻器出現高水阻為研究對象，通過三維CFD數值模擬獲得其流阻特性，找到引起高水阻的原因。研究人員針對具體問題設計改進方案，再通過三維CFD數值模擬驗證改進方案的可行性。后期，研究人員對該機油冷卻器樣件進行了臺架試驗，獲得其流阻特性的試驗數據，驗證了仿真結果的準確性。

1 機油冷卻器的結構和性能

本文研究了1款機油冷卻器的水路阻力狀況。該機油冷卻器采用板翅式散熱片的方式進行機油冷卻。機油冷卻器由冷卻芯子、殼體組成，冷卻功率可達14 kW。該機油冷卻器的結構尺寸分別為：長260 mm、寬160 mm、高130 mm，其幾何模型如圖1所示，冷卻芯子模型如圖2所示，殼體模型如圖3所示。

2 幾何模型仿真

研究人員將機油冷卻器水道內腔三維模型導入ANSYS MESHING程序進行網格劃分。仿真采用三角形網格類型來初步劃分面網格，選擇網格尺寸為0.5 mm。網格劃分的高級尺寸控制函數采用了基于臨近單元和曲率的方法，同時設置相關度為高度相關，并對網格進行高度光順和緩慢過度，以保證網格質量。模型網格共有19 218 935個單元。模型整體網格情況如圖4所示，模型局部網格情況如圖5所示。

仿真采用三維穩態流動計算。介質流動為不可壓縮定常流動。湍流模型選擇可實現k-e模型，壁面函數選擇標準壁面函數。入口流速為2.425 m/s，出口邊界條件采用壓力出口。入口速度為均勻流，方向垂直于入口截面。

3 試驗與仿真分析

3.1 臺架試驗

試驗測試系統如圖6所示。該試驗測試系統由進水供給系統和進油供給系統2部分組成。進水供給系統通過電動控制閥對進水流量進行控制，進水流量為50～500 L/min，水流進口溫度為35～105 ℃，穩定度控制為±1%，測量精度為±0.35%，最大水流進口壓力為280 kPa。進油供給系統通過電動控制閥對進油流量進行控制，進油流量為40～250 L/min，潤滑油進口溫度為35～120 ℃，穩定度控制為±0.5 ℃，測量精度控制為±0.01 ℃，最大入口壓力為600 kPa。

為了驗證仿真方法的合理性和有效性，研究人員按照不同工況對機油冷卻器樣件進行了臺架試驗。研究人員采用高精度試驗臺測量進水流量和阻力，為仿真模擬提供依據。研究人員按照進水流量范圍60～140 L/min和流速范圍1.039～2.425 m/s共設置了5種工況，如表1所示。

3.2 仿真結果驗證

圖7 為水側壓降的仿真計算結果與試驗結果對比曲線。由圖7可見，隨著水流量增加，阻力也逐漸增大。仿真結果整體數據相對測試結果偏小，這是由于研究人員對仿真模型進行了簡化。仿真結果與試驗變化趨勢總體一致，最大壓降誤差為9.07%，與試驗結果比較吻合，從而證明了仿真模型的有效性。

3.3 水路改進前的仿真結果

水道壓力分布圖如圖8所示。水道右側為水流進口，進水口的壓力為41.43 kPa。水道左側低壓處為出水口。從圖8可見，從水流進口到水流出口處，壓力呈現出明顯的三級階梯遞減，而且高壓區集中在水道左側。

圖9為水道整體流場分布圖。從圖9可見，水流進入水道后即分為2條支路流動，芯子處的水流量為46.5 L/min，旁通處的水流量為93.5 L/min。在水流出口處有明顯的漩渦。從圖10可以看出漩渦的速度梯度，因為漩渦的原因，水流阻力增大了。在芯子出水口處有2股水流的沖擊區，從圖11可以看到沖擊的范圍及水流對沖后的流向。由于水流沖擊的影響，芯子出口處出現了明顯的滯留區。所以，在水道優化設計時，研究人員需要考慮優化整體流場結構，增加分隔板進行導流來避免上述問題。圖12為機油冷卻器改進后的模型。

3.4 水路改進后仿真結果

圖13為水道優化后整體流場分布圖。過芯子的水流量為58.5 L/min，旁通水流量為81.2 L/min。在經過優化后，芯子獲得了更多水流量，水流量增加了37.5%，更利于增加散熱量。圖14是芯子支路的導流圖。水從芯子出口出來后直接引流到水道出口，避免了兩股水流對沖。圖15是旁通支路導流圖。從圖15可見，局部還存在有漩渦，但較優化前已有明顯改善，而且大部分冷卻水直接導流到了出口。圖16是優化后的冷卻器內部壓力場分布圖，進口壓力為27.58 kPa，水流阻力相對優化前降低了50.21%。

3.5 水路改進后的仿真結果與試驗結果比較

圖17 為水路改進后水側壓降的仿真計算結果與試驗結果對比曲線。由圖17可見，仿真結果與試驗結果非常吻合，最大壓降誤差為7.57%。隨著水流量的增加，仿真結果與試驗變化趨勢一致，從而證明了仿真模型的有效性。

4 結論

研究人員采用三維CFD模擬仿真，進行機油冷卻器水道流場和壓力場分布的計算。通過試驗驗證，將各工況下的仿真結果與實測結果進行比較，兩者吻合良好。研究人員利用仿真軟件模擬冷卻器內部水道流動情況，可以直觀看到芯子水路與旁通水路對沖導致動量損失影響了冷卻液流動，壓降增大。根據仿真結果，研究人員對水路進行改進，在芯子水路與旁通水路間設置分隔板對介質進行引流。該優化方案可以有效降低機油冷卻器水阻，滿足整機匹配的要求。

[1]郭麗華，覃峰，陳江平，等.板翅式機油冷卻器流動和換熱性能的CFD研究[C].第三屆制冷空調新技術研討會論文集，2005：521-524.

[2]孟祥廷，閆偉，王桂華，等.基于CFD的油冷器流動和換熱性能[J].內燃機與動力裝置，2019，36（2）：80-84.

[3]孔瓏.工程流體力學[M].中國電力出版社，2007.

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[5]蘇峰華，馮文營，袁熙.基于多尺度方法的機油冷卻器數值模擬[J].華南理工大學學報（自然科學版），2020，48（05）：112-117.

[6]李雷，唐帥，曾超，等.基于一維-三維聯合仿真的某機油冷卻器水路匹配計算[J].柴油機設計與制造，2020，26（03）：6-9，13.

[7]秦萌，陳江平，陳芝久.車用發動機機油冷卻器流動的數值模擬研究[J].車用發動機，2004（03）：23-25.

[8]童寶宏，桂長林.發動機機油冷卻器流量特性的試驗與仿真[J].車用發動機，2009（03）：40-43.

[9]龐威，徐萬毅，周祥軍.機油冷卻器水套的CFD優化改進[J].柴油機，2009，31（02）：34-38.

[10]鐘勛，俞小莉.納米流體在車用機油冷卻器中的強化換熱試驗研究[J].內燃機工程，2011，32（03）：74-78.

[11]王迎新，武占華，李世奇，等.板翅式機油冷卻器傳熱性能和阻力特性的實驗[J].大連海事大學學報，2006（02）：130-132.

[12]周輝志.6DY柴油機機油冷卻器的試驗研究與設計優化[J].現代車用動力，2012（03）：45-49.