中冷器流熱固耦合分析與試驗研究

陳存福 胡金蕊 費洪慶 胡闊亮 豐偉 黃德惠

（一汽解放青島汽車有限公司，青島 266043）

1 前言

隨著排放法規(guī)的日益嚴(yán)格和發(fā)動機(jī)動力需求的提升，發(fā)動機(jī)增壓技術(shù)在商用車領(lǐng)域的應(yīng)用越來越廣泛。中冷器作為機(jī)械增壓系統(tǒng)的重要部件，主要用于降低增壓后的進(jìn)氣溫度，提高發(fā)動機(jī)燃燒效率。據(jù)測試，渦輪增壓后進(jìn)氣溫度可達(dá)200 ℃，進(jìn)入中冷器的高溫氣體對其本體產(chǎn)生熱影響，尤其是在車輛急加速階段，高速氣體會導(dǎo)致中冷器發(fā)生熱形變，較大的熱應(yīng)力會造成中冷器的可靠性降低。

中冷器氣管內(nèi)、外部均存在擾流片，且擾流片結(jié)構(gòu)多樣，故中冷器芯體較為復(fù)雜。中冷器進(jìn)氣端與出氣端壓差可達(dá)150 kPa，壓力梯度大，受熱不均勻，因此，如何評估中冷器所受熱應(yīng)力及其可靠性，成為汽車行業(yè)的研究難點。M. Harada 等[1]利用STAR-CCM+與Ansys 軟件分析了水空式中冷器的瞬態(tài)應(yīng)力與應(yīng)變，探討了熱應(yīng)變的機(jī)理，仿真與試驗結(jié)果吻合良好。T.Perrotin等[2]研究了平板式換熱器二維與三維流動特性，仿真與試驗對比結(jié)果表明，翅片溫度均勻、恒定的二維模型嚴(yán)重高估了傳熱系數(shù)。J.Wen等[3]研究了換熱器翅片高度、翅片間距、翅片厚度和翅片中斷長度對換熱、流動阻力和流動特性的影響，結(jié)果表明，換熱系數(shù)、流動阻力和最大應(yīng)力對翅片開口長度最為敏感。S.L.Mao 等[4]對重型商用車?yán)鋮s系統(tǒng)的散熱器進(jìn)行了熱性能分析和熱應(yīng)力預(yù)測。

本文以某重型載貨汽車中冷器為研究對象，利用計算流體力學(xué)（Computational Fluid Dynamics，CFD）方法分析中冷器穩(wěn)態(tài)流場、溫度場及應(yīng)力結(jié)構(gòu)場，并利用臺架試驗驗證仿真結(jié)果的正確性。

2 計算模型

本文的研究對象為某國產(chǎn)中冷器，如圖1所示，其長度、寬度、厚度分別為600 mm、910 mm、50 mm，由進(jìn)氣室、芯子、出氣室等組成。其中，芯子由主片、散熱管、外部翅片、內(nèi)部擾流片等組成，如圖2所示。散熱管與主片的連接方式為焊接，散熱管之間為翅片，散熱管內(nèi)設(shè)計有擾流片，以提升散熱效率并增強(qiáng)散熱管壁面強(qiáng)度。中冷器管數(shù)量為36根，管的兩端與主板連接，主板通過焊接方式與氣室相連。

圖1 中冷器結(jié)構(gòu)

圖2 中冷器氣管結(jié)構(gòu)

3 數(shù)值計算

氣體流動和傳熱遵守質(zhì)量守恒、動量守恒和能量守恒[5]定律，控制方程（動量方程以x向為例）為：

式中：ux、uy、uz分別為x、y、z方向的速度分量，t為時間，ρ為密度，u為流體速度矢量，τxx、τyx、τzx為分子粘性作用產(chǎn)生的作用在微元體表面上的粘性應(yīng)力τ的分量，fx為x方向的單位質(zhì)量力，E為流體微團(tuán)總能，hj為組分j的焓，keff為有效熱傳導(dǎo)系數(shù)，Jj為組分j的擴(kuò)散通量，τeff為有效粘性力，sh為包含化學(xué)反應(yīng)熱及其他體積熱的源項。

中冷器流熱固耦合分析采用單向傳遞的思路，如圖3 所示，利用流體力學(xué)仿真軟件進(jìn)行流體域和固體域的流熱固耦合分析，確定固體域的溫度，并據(jù)此進(jìn)行熱響應(yīng)分析，獲得固體域的熱應(yīng)力狀態(tài)。

圖3 流熱固耦合傳遞路徑

3.1 計算域與網(wǎng)格模型

本文利用流體力學(xué)仿真軟件STAR-CCM+對中冷器進(jìn)行仿真。在中冷器外部建立冷側(cè)計算域，入口側(cè)與中冷器迎風(fēng)面的距離為400 mm，出口距中冷器背風(fēng)面600 mm。氣室內(nèi)部為熱側(cè)流體域，為加快計算收斂，中冷器熱側(cè)進(jìn)口與出口分別拉伸3倍和6倍入口直徑長度，由于外部翅片和內(nèi)部擾流片尺寸較小，無法直接生成網(wǎng)格，故將其作為多孔介質(zhì)處理。為精確分析中冷器的結(jié)構(gòu)應(yīng)力，在分析模型中使用均質(zhì)化的翅片模型且考慮其剛度，如圖4所示[1]。

圖4 翅片-空氣模型均質(zhì)化

為實現(xiàn)中冷器內(nèi)、外部流動的仿真，在氣室內(nèi)部、散熱管外部設(shè)置邊界層，因固體側(cè)的散熱管管壁較?。?.45 mm），利用STAR-CCM+的薄壁網(wǎng)格算法，生成2層網(wǎng)格。為提升網(wǎng)格質(zhì)量，將固體側(cè)的連接部分設(shè)置為共節(jié)點，固體側(cè)與流體側(cè)利用交界面（Interface）連接，在中冷器周圍進(jìn)行網(wǎng)格加密，網(wǎng)格類型設(shè)置為多面體網(wǎng)格，共生成體網(wǎng)格3 000×104個，網(wǎng)格模型如圖5所示。

圖5 計算網(wǎng)格

3.2 湍流模型與邊界條件

中冷器內(nèi)部流動為湍流形式，故選擇k-ε湍流模型，計算方式為穩(wěn)態(tài)計算，流體側(cè)的物理介質(zhì)選擇空氣，激活能量選項，固體側(cè)材料選擇鋁，激活應(yīng)力計算和能量項。

中冷器氣室及氣管由不同材料構(gòu)成，其物理屬性如表1所示。

表1 中冷器材料參數(shù)

由于中冷器內(nèi)部氣流的馬赫數(shù)Ma低于0.3，故可視為不可壓縮氣體，根據(jù)發(fā)動機(jī)性能數(shù)據(jù)，設(shè)置中冷器內(nèi)部入口邊界為質(zhì)量入口，質(zhì)量流量為0.42 kg/s，氣管內(nèi)雷諾數(shù)Re約為25 500，處于湍流狀態(tài)。設(shè)置入口溫度為160 ℃、湍流強(qiáng)度為0.1%、湍流直徑為0.01 m；設(shè)置出口為壓力出口、壓力為0 Pa、溫度為環(huán)境溫度25 ℃；內(nèi)、外部多孔介質(zhì)慣性與粘性阻力系數(shù)利用試驗獲得。

中冷器冷側(cè)與熱側(cè)均為翅片結(jié)構(gòu)，存在強(qiáng)化傳熱，為模擬這一特性，通過設(shè)置多孔介質(zhì)的孔隙率和固體導(dǎo)熱率對多孔介質(zhì)的強(qiáng)化對流換熱進(jìn)行仿真，這是通過強(qiáng)化流體的導(dǎo)熱率實現(xiàn)的，可以作為中冷器模擬的等效方法。在具體工程實踐中，需要通過修改孔隙率校核獲得針對翅片或肋片設(shè)計的換熱量。中冷器中管道內(nèi)、外部均存在翅片或肋片，因此，可通過單流道的內(nèi)部模擬校核獲得管道內(nèi)的等效孔隙率，然后校核外部的等效孔隙率。本文以中冷器熱側(cè)出口溫度為目標(biāo)標(biāo)定孔隙率。多孔介質(zhì)內(nèi)部的固體導(dǎo)熱系數(shù)設(shè)置為鋁的導(dǎo)熱系數(shù)；設(shè)置冷側(cè)邊界入口為速度入口、速度為6 m/s，溫度為環(huán)境溫度25 ℃，湍流強(qiáng)度為0.1%，湍流長度尺度為0.1 m；設(shè)置出口為壓力出口、壓力為0 Pa，溫度為25 ℃，湍流強(qiáng)度為0.1%，湍流長度尺度為0.1 m；其余壁面設(shè)置為滑移壁面，流體側(cè)與固體側(cè)之間設(shè)置交界面。

4 結(jié)果分析

4.1 流量分析

圖6 所示為中冷器內(nèi)部散熱管流量分布情況，由圖6 可知，中冷器內(nèi)部散熱管流量由上至下逐漸減小，在第20根管后氣流流量基本穩(wěn)定在2%左右，其分布趨勢同文獻(xiàn)[6]規(guī)律相似。

圖6 中冷器散熱管內(nèi)部流量分布情況

4.2 流場分析

圖7 所示為中冷器截面速度分布情況，由圖7可知：中冷器進(jìn)、出口處氣流速度較大，超過100 m/s，氣管內(nèi)部速度相對較低；在中冷器下部，速度降低。在中冷器進(jìn)氣室與出氣口均出現(xiàn)湍流動能較高的區(qū)域，如圖8 所示，說明此處能量交互較為劇烈，流動不穩(wěn)定，易造成能量損失。

圖7 中冷器截面速度分布情況

圖8 中冷器截面湍流動能分布情況

圖9 所示為中冷器截面速度矢量分布情況，由圖9 可知，在中冷器出氣側(cè)底部和頂部出現(xiàn)大小不一的漩渦，漩渦造成了中冷器內(nèi)部的能量損失，并增大了壓力損失。產(chǎn)生漩渦的原因為以上兩處因造型突變導(dǎo)致流動發(fā)生分離，氣體存在粘性，導(dǎo)致氣流帶動周圍的氣體旋轉(zhuǎn)。圖10 所示為中冷器芯子入口速度分布情況，由圖10 可知，中冷器上部速度變化較為劇烈，靠近底部的區(qū)域速度變化緩和，這是氣流在上部發(fā)生一定程度的分離導(dǎo)致的。

圖9 中冷器截面速度矢量

圖10 中冷器芯子入口速度云圖

圖11 所示為中冷器內(nèi)部壓差及各部分占比情況，其中P1～P6分別為進(jìn)氣口壓力、氣體進(jìn)入氣室入口壓力、氣體進(jìn)入氣管壓力平均值、氣體進(jìn)入出氣室壓力平均值、出氣室出口壓力、出氣口壓力。進(jìn)氣室的壓差為P2-P3，芯子壓差為P3-P4，出氣室壓差為P4-P5，根據(jù)仿真結(jié)果，進(jìn)氣室與出氣室壓降占比約77%，是主要壓力損失區(qū)，因此，優(yōu)化進(jìn)氣室和出氣室對降低中冷器壓降有較大作用。芯子壓降占比約為11%，份額較??；進(jìn)口與出口壓力占比約為12%，占比亦較小，為降低整體壓降，后續(xù)可重點研究氣室流場優(yōu)化。

圖11 中冷器壓差示意

圖12 所示為中冷器溫度分布情況，由圖12 可知，中冷器表面溫度在入口處最高，進(jìn)氣室底部溫度降低至95 ℃左右，經(jīng)氣管冷卻后，溫度降低明顯，中冷器表面溫度分布近似三角形。由圖13可知，內(nèi)部氣流溫度較中冷器表面溫度稍高，這是由于溫度從高溫氣體傳遞至固體表面時存在散熱所致。

圖12 中冷器外壁面溫度分布情況

圖13 中冷器內(nèi)部氣體溫度分布情況

圖14 所示為冷側(cè)環(huán)境中截面溫度分布情況，由圖14可知，外部冷卻空氣在接觸到中冷器芯子前溫度維持不變，通過芯子時，由于存在熱交換，冷側(cè)溫度逐漸提升，芯子上部溫度較高，故熱交換在中冷器上部最為劇烈，冷側(cè)空氣溫度也較高，隨著中冷器芯子溫度降低，熱交換減緩。

圖14 冷側(cè)環(huán)境中截面溫度分布情況

圖15所示為中冷器表面應(yīng)力分布情況，該應(yīng)力由熱應(yīng)力及內(nèi)部氣體壓力產(chǎn)生的應(yīng)力組成[7]。通常，中冷器的熱應(yīng)變是由于不同零部件之間的熱膨脹系數(shù)及溫度不同所致，熱變形傾向于發(fā)生在溫度跨度變化的瞬間[3]。由于該中冷器存在溫度梯度，故存在熱應(yīng)力。由圖15可知，熱應(yīng)力較大的位置為氣室與芯子交界處、中冷器固定位置處，熱應(yīng)力超過了中冷器結(jié)構(gòu)的承受極限。

圖15 中冷器應(yīng)力分布情況

4.3 試驗驗證

為驗證溫度仿真結(jié)果的正確性，利用溫度-應(yīng)變測試設(shè)備對中冷器表面溫度及應(yīng)變進(jìn)行測試。測試前，在中冷器芯體表面精準(zhǔn)選擇8個測點，利用高溫膠布置K型熱電偶，測試中冷器的表面溫度，測點布置如圖16 所示。測試時，將中冷器4 個安裝點固定，進(jìn)口通入高溫氣體，溫度和流量與仿真設(shè)定保持一致。

圖16 測試環(huán)境與采集點布局

圖17 所示為不同測點溫度試驗與仿真結(jié)果對比情況，由圖17可知，8個測試點試驗結(jié)果與仿真結(jié)果趨勢一致，該仿真方法可較為準(zhǔn)確地預(yù)測中冷器的溫度分布情況。在中冷器低溫一側(cè)，溫度誤差值較大，平均誤差達(dá)到20%，其余點位誤差在10%以內(nèi)，產(chǎn)生誤差的原因可能是仿真模型與試驗測試之間存在差異。

圖17 不同溫度點試驗與仿真結(jié)果對比

5 結(jié)束語

本文利用STAR-CCM+軟件，運用流熱固耦合理論，研究了中冷器在特定工況下的流場、溫度場及結(jié)構(gòu)應(yīng)力場，通過仿真與試驗結(jié)果對比，驗證了溫度場及流場仿真的正確性，溫度誤差在20%以內(nèi)。