汽車散熱器設計與有限元分析*

王 瑞，向小宇，磨良添，童榮澤，李則成，余慶兵，閉鴻鵬

（桂林航天工業學院 汽車工程學院，廣西 桂林541000）

FSAE是中國汽車工程學會舉辦的方程式賽事，賽車的整體研發設計是通過學生自主創新設計，加工以及制造完成，賽事一方面要求賽車具有一定的可靠性和耐久性，另一方面還追求賽車在賽道具有良好的加速、制動和操控等性能。散熱器是FSC賽車冷卻系統的重要零件，也是影響整車動力性、經濟性的重要部件，是整個循環中重要的熱量交換設備，通過與外界空氣進行熱量交換，實現發動機散熱系統的冷卻循環。本文主要以FSC賽車為載體，對賽車冷卻系統展開研究，目的是設計一款結構可靠、散熱性能良好的散熱器。基于傳熱理論和流體力學理論，根據發動機散熱實際情況，對散熱器結構尺寸進行設計分析[1]。運用三維建模軟件對散熱器進行實體建模，在對散熱器局部進行簡單處理后，將模型導入ANSYS中進行CFD仿真分析，設置邊界條件，以此獲得散熱器的溫度場、流體分布情況，結果表明通過散熱器冷卻的流動溫度由93度下降到73度左右，滿足車輛在最大負荷下的散熱要求[2]。

1 冷卻系統的總體參數計算

冷卻系統采用的是循環式水冷冷卻方式。在設計冷卻系統的部件時，以散入冷卻系統的熱量為原始數據，計算冷卻系統的循環水量和冷卻空氣量等參數[3-4]。

根據FSC車手在跑耐久時測得的發動機轉速，由圖1可知，發動機轉速經常在8500r/min。根據標定數據，發動機轉速在8500r/min時，功率為37.5kW。

圖1 耐久發動機轉速曲線

1.1 進入冷卻系統的熱量

進入冷卻系統的熱量受到諸多因素影響，這里應用到經驗公式：

式中，A-燃料熱能傳給冷卻系的分數，汽油機A=0.23～0.30，取A=0.25；Hu-燃料低熱值43100kJ/kg；ge-有效燃油消耗率250g（/kW·h）；Pe-有效功率，發動機以耐久賽的轉速8500r/min為參考，取37.5kW。

1.2 冷卻水的流量

式中，Δtw-冷卻水在內燃機中循環時的容許溫升，對于強制循環冷卻系統[5]，可取 Δtw=9℃；ρw-水的密度，ρw=1000kg/m3；cw-水的比定壓熱容，cw=4.187kJ（/kg·℃）。

1.3 冷卻空氣的需要量Va

在實際情況下，散熱器的散熱量與冷卻系統的散熱量近似相同。

式中，Δta-空氣流經散熱器前后的溫度差，取Δta=25℃；ρa-空氣密度，一般為1.01kg/m3；cp-空氣的比定壓熱容，一般為1.047kJ（/kg·℃）。

2 散熱器的結構設計

散熱器由上貯水箱、下貯水箱和散熱器芯部組成，本次設計選用的是紫銅管片式散熱器[6]。

2.1 散熱器表面積

式中，Δt-散熱器里的冷卻水和冷卻空氣之間的平均溫差，Δt=tw-ta；傳熱系數KR=0.11。

tw-冷卻水平均溫度冷卻空氣平均溫度

根據實車測試，tw1-散熱器進水溫度，對冷卻系統取95℃；ta1-冷卻空氣（散熱器）的進口溫度，取28℃；Δta-冷卻空氣（散熱器）的進出口溫度差，取26℃。

發動機最佳工作溫度在85°左右，為了把平均溫度控制在85°，Δtw-冷卻水（散熱器）的進出口溫度差取20℃。

經過散熱器的空氣流速受外界客觀因素影響，不能達到穩定速度，因此散熱性能會有所降低，所以實際選取的散熱面積A0要比計算的A大[7]，通常取：

A0=βA=1.05*4.784=5.023m2，

式中，β-儲備系數。

因為方程式賽車是場地賽，不是多塵多灰等的惡劣工作環境，所以取β=1.05。

2.2 散熱器芯部的選擇與設計

本文設計選用管帶式散熱器。其水管一般都是扁平形，以減小空氣阻力，管外大量的散熱片或散熱帶是為了增加對空氣的傳熱面積[8]。散熱芯冷卻管選用高頻對焊冷卻管，散熱片選用單排冷卻管散熱片。散熱器裝配實物圖如圖2所示。

圖2 散熱器裝配實物圖

根據汽車行業標準QC/T 29025-1991初步匹配散熱器參數，其中冷卻管和散熱片交替均勻排布，散熱器具體參數如表1所示。

表1 散熱器結構參數

每片散熱帶的有效散熱面積（雙面）：

散熱帶總散熱面積為：

S2=19*S=1196386.3mm2；

冷卻管總表面積約為：

S3=36H×T=253440mm2；

水箱總散熱面積為：

S＝4（S2+S3）=5799305mm2。

有效總散熱面積為5.799m2，大于理論計算得出的最大散熱面積5.023m2，滿足散熱設計要求。

利用上文設計的散熱器結構參數，可以確定散熱器的整體外框。通過拉伸、陣列命令建模翅片和散熱管。最終三維模型如圖3所示。

圖3 散熱器三維模型圖

3 散熱器仿真

雖然設計的散熱面積大于理論計算的散熱面積，但是通過仿真分析更能保證設計產品的合格性，由于設計的水箱散熱片較薄，導致ANSYS網格劃分的時候劃分網格數量過多，工程量巨大。所以通過截取散熱器部分結構進行仿真分析。

3.1 有限元網格劃分

考慮到散熱器網格劃分較為復雜，選取劃分四面體網格，網格大小為0.5mm，以便于仿真分析。

3.2 邊界條件的輸入

首先是初始模型的建立，如圖4所示。散熱器的工作環境在一般工況下較為穩定，依據汽車的散熱循環在進行持續熱交換的過程中水溫溫度趨于維持發動機溫度的最佳溫度范圍（90℃~95℃），選擇穩態模型作為計算模型，通過計算和測量得到所需的冷卻參數。

圖4 初始模型建立

設立仿真模型初始條件，如圖5所示。考慮水泵的揚程和整個冷卻循環系統的循環損失，在實驗臺架可以使用流速傳感器或壓力傳感器獲得實際初值。同時結合設計熱分析的設計參數與計算的散熱翅片及發動機水泵轉速范圍（1500r/min~6000r/min）得到發動機水泵的揚程（9t/h~15t/h），算得循環系統的流速，得到邊界條件設置的數據。

圖5 初始條件設置

3.3 求解及結果分析

加載完邊界條件后，調用壓力速度耦合算法和對計算參數進行調整，根據散熱需求求解分析得到散熱器的熱分布云圖，通過圖6可以看出進出水口附近的溫度數值（進水口水溫93℃、出水口73℃），溫度得到有效下降，仿真求解的發動機進出口溫度與實際水溫傳感器檢測到的數值基本符合，從熱分布云圖中看出計算值和散熱要求相比留有（5℃~6℃）的富余散熱量，實際溫度與仿真結果誤差不超過5%。冷卻液流動情況如圖7所示，由仿真結果可以看出，冷卻液在散熱器中流速基本維持不變。與流速傳感器測得的數據基本一致，為0.2m/s左右。

圖6 散熱器溫度場分布云圖

4 結論

本文以中國大學生方程式散熱器設計開發為例，通過理論計算冷卻系統主參數，進行散熱器結構設計。通過CFD仿真得到散熱器的溫度場分布和冷卻液流動情況，對散熱器理論計算結果的準確性進行了驗證。仿真結果表明，冷卻液流過散熱器的溫度得到有效降低，進出水口溫度差為20℃左右。冷卻液流速也符合實際需求，散熱器具有較好的散熱性能。可以滿足發動機高熱負荷要求，同時為汽車冷卻系統的開發提供了數據資料。

圖7 冷卻液流體分布圖