側(cè)置式重型柴油機中冷器和散熱器布置形式對冷卻性能的影響

趙慧，魏名山，宋盼盼

(1.北京理工大學機械與車輛學院，北京 100081；2.清華大學汽車工程系汽車安全與節(jié)能國家重點實驗室，北京 100084)

隨著現(xiàn)代內(nèi)燃機技術(shù)的發(fā)展,發(fā)動機功率密度更高、空間布置更加緊湊，熱負荷增加，發(fā)動機冷卻面臨著更大的挑戰(zhàn)。冷卻系統(tǒng)保證了發(fā)動機艙內(nèi)部各部件的正常工作溫度，避免氣缸壁被過熱氣體損壞。如果冷卻系統(tǒng)的散熱效果差，發(fā)動機過熱，將會出現(xiàn)充氣效率下降、燃燒不正常、潤滑油性能變差和供油系統(tǒng)易產(chǎn)生氣阻等現(xiàn)象，使發(fā)動機的動力性、燃油經(jīng)濟性和可靠性變差，局部溫度過高還會導致橡膠條或電線軟化，甚至引起自燃[1]。隨著渦輪增壓技術(shù)逐漸普及，降低增壓后高溫進氣溫度的中冷器成為發(fā)動機的重要部分，保證中冷器的有效散熱對保證發(fā)動機正常工作很有必要。

汽車發(fā)動機艙熱管理技術(shù)應運而生。熱管理就是通過研究艙內(nèi)復雜的氣流流動和傳熱過程，使發(fā)動機艙內(nèi)的各個零件在不同工況下能正常運行，通過改進局部結(jié)構(gòu)來提高各部件的性能，降低成本。發(fā)動機艙熱管理涉及造型、總布置、工藝、電器等多方面，是一個復雜的過程，主要研究內(nèi)容包括發(fā)動機艙內(nèi)流阻力的研究、發(fā)動機艙散熱特性的研究和發(fā)動機冷卻系統(tǒng)循環(huán)研究[2]。

由于發(fā)動機艙結(jié)構(gòu)的復雜性，通過樣機試驗分析各子系統(tǒng)之間的相互影響要付出很大的代價。利用CFD數(shù)值計算具有計算成本低、設(shè)計周期短、可預先研究、無條件限制、信息豐富、可以直觀形象快速地評價各項性能參數(shù)等優(yōu)點。CFD技術(shù)實現(xiàn)了對冷卻水和動力艙空氣流場的定量研究和分析，可以對不同方案進行模擬分析。V. A. Romanov等[3]通過數(shù)學建模對冷卻液進入冷卻水套的不同進口位置進行了對比，得到了快速降低水套表面溫度的布置方式；葉雙平[4]針對某經(jīng)濟型轎車模擬了爬坡和高速兩種典型工況下發(fā)動機艙內(nèi)的內(nèi)外流場、溫度場分布，為機艙布置、散熱情況提供了有效的參考依據(jù)，并提出了優(yōu)化散熱性能的方法。

本研究建立了側(cè)置式重型發(fā)動機艙及內(nèi)部冷卻模塊的流動與傳熱耦合仿真模型，通過對散熱器和中冷器的溫度場和艙內(nèi)冷卻空氣流場的數(shù)值模擬計算，分析了中冷器和散熱器的布置形式對冷卻性能的影響。

1 建立模型

1.1 物理模型

發(fā)動機艙模型由發(fā)動機艙、進氣格柵、散熱器、中冷器、風扇和發(fā)動機組成。發(fā)動機結(jié)構(gòu)復雜，零部件數(shù)量大，故本研究將對計算影響較小的發(fā)動機細節(jié)進行了適當簡化，省略直徑小于6 mm的管路和小型螺釘，將螺孔填平，同時保證原始幾何模型的特征，在Solid works環(huán)境下建立了三維模型，并依據(jù)原始位置裝配關(guān)系，建立了發(fā)動機艙幾何模型(見圖1)。

圖1 發(fā)動機艙幾何模型

本研究所參考的發(fā)動機為側(cè)置式發(fā)動機，布置于車輛中部的一側(cè)，布置示意見圖2。側(cè)置式布置方式使進入發(fā)動機的冷卻空氣需從發(fā)動機前側(cè)有限的進口格柵進入，從后側(cè)出口格柵流出，外側(cè)的高流速氣體阻礙冷卻空氣流動并產(chǎn)生氣阻，內(nèi)側(cè)其他零件布置也限制了冷卻空氣的流動，所以計算中將發(fā)動機艙除進出口格柵外的壁面定義為封閉壁面，有限的空間對冷卻模塊的散熱性能也提出了更高的要求。研究的兩種中冷器和散熱器布置形式見圖3和圖4。由于發(fā)動機艙空間有限，所以上下布置的中冷器和散熱器面積均有減小，具體結(jié)構(gòu)尺寸見圖3、圖4和表1。

圖2 側(cè)置式發(fā)動機布置示意(側(cè)視圖和俯視圖)

圖3 散熱器和中冷器前后布置示意

圖4 散熱器和中冷器上下布置示意

參數(shù)前后布置上下布置散熱器高度/m0．7580．5散熱器長度/m0．770．77散熱器迎風面積/m20．5840．385中冷器高度/m0．40．25中冷器長度/m0．740．74中冷器迎風面積/m20．2960．185

1.2 數(shù)值模型

1.2.1基本控制方程

汽車正常運行工況下發(fā)動機艙內(nèi)冷卻空氣流速低于1/3當?shù)芈曀?，流體可作為不可壓縮理想流體處理[5]。根據(jù)發(fā)動機艙內(nèi)流體的流動特性，湍流模型選擇標準κ-ε模型，由Launder和Spalding[6]在1972年提出。

計算中采用的基本控制方程[7]如下：

連續(xù)性方程：

(1)

式中：Sm為源項。

動量方程：

(2)

式中：p為靜壓；τij為應力張量；ρgi為重力；Fi為外部力。

能量方程：

(3)

式中：keff為有效熱傳導系數(shù)；h為焓；J為擴散流量；Sh為熱源項。

標準κ-ε方程湍流模型數(shù)學表達式[8]如下：

湍流動能κ方程：

(4)

湍流能耗散方程：

(5)

式中：Gκ為平均速度梯度引起的湍動能κ的產(chǎn)生項；Gb為浮力引起的湍動能κ的產(chǎn)生項；YM代表脈動擴張的貢獻；C1ε，C2ε，C3ε為經(jīng)驗常數(shù)；ρκ，ρε分別是與κ和ε對應的Prandtl 數(shù)；Sκ，Sε為源項。

1.2.2網(wǎng)格劃分

利用Star-CCM+軟件對模型分區(qū)域單獨劃分網(wǎng)格，用小尺寸網(wǎng)格對外形復雜的發(fā)動機模型進行包面，再劃分網(wǎng)格。散熱器和中冷器內(nèi)部流場溫度場和壓力場變化劇烈，所以對冷卻模塊計算域網(wǎng)格進行局部加密。發(fā)動機艙內(nèi)最大單元尺寸為30 mm，最小網(wǎng)格尺寸為3 mm，整個計算域共生成約149萬的多面體網(wǎng)格，發(fā)動機艙縱切面上的網(wǎng)格見圖5。

圖5 發(fā)動機艙縱切面網(wǎng)格

1.2.3邊界條件設(shè)定

假設(shè)將發(fā)動機艙放在空曠的大氣環(huán)境中模擬計算，即計算域使用發(fā)動機艙前3倍機艙長，艙后5倍發(fā)動機艙長，左右各3倍發(fā)動機艙寬，上下各3倍發(fā)動機艙高的足夠大的六面體空間[9]。計算域的邊界條件設(shè)為速度進口(velocity inlet)、壓力出口(pressure outlet)。空氣進口速度為車輛行駛速度20 m/s，環(huán)境溫度45 ℃，湍流強度為1%，出口相對壓力為0。認為發(fā)動機艙內(nèi)空氣的流動和溫度不再隨時間的變化而變化，故采用定常計算。忽略重力影響，假設(shè)發(fā)動機艙氣密性良好，不考慮太陽輻射。固體散熱壁面輸入壁面溫度值。中冷器和散熱器如果按照實際的尺寸劃分網(wǎng)格，加上復雜的發(fā)動機模型的網(wǎng)格，計算量將超過計算機的承受范圍，故定義為多孔介質(zhì)和傳熱單元模型，其慣性阻尼系數(shù)和黏性阻尼系數(shù)可根據(jù)Darcy法則擬合壓降試驗曲線(見圖6和圖7)得到；使用試驗數(shù)據(jù)換算得到不同流量下的冷卻空氣的單位換熱系數(shù)。散熱器冷卻液和中冷器熱側(cè)空氣進口溫度和流量見表2。風扇使用MRF(Moving Reference Frame)模型建模，轉(zhuǎn)速為2 541 r/min。動量方程、湍流動能、湍流耗散項均采用二階迎風格式離散。

圖6 散熱器冷卻空氣壓降試驗曲線

圖7 中冷器冷側(cè)空氣壓降試驗曲線

參數(shù)散熱器中冷器冷卻液(熱側(cè)空氣)進口溫度/℃93180．8流量/kg·s-18．140．6

多孔介質(zhì)上的壓降規(guī)律用Darcy’s 法則描述，具體數(shù)學表達式為

(6)

(7)

式中：μ為黏性阻力系數(shù)；α為孔隙率；C2為慣性阻力系數(shù)；v為多孔介質(zhì)表面風速；Δm為多孔介質(zhì)的厚度；pi為慣性阻尼；pv為黏性阻尼。

擬合散熱器的壓降曲線可得散熱器的pi=82.46 m-1，pv=539.22 m-2。

擬合中冷器的壓降曲線可得中冷器的pi=27.76 m-1，pv=180.21 m-2。

2 計算結(jié)果分析

設(shè)置監(jiān)測項為連續(xù)(Continuity)殘差小于1×10-4，計算500步左右收斂，且進出口流量監(jiān)測顯示進口流量總和趨于0。殘差曲線見圖8。

圖8 計算殘差曲線

本計算中，中冷器和散熱器上下布置時散熱器的迎風面積是前后布置時的66%(見表1)，中冷器迎風面積只使用了前后布置時中冷器迎風面積的63%。而從表3可以看出，中冷器置于散熱器下方時，中冷器的熱側(cè)空氣出口溫度比前后布置時降低了20.93 ℃。采用上下布置結(jié)構(gòu)時，在僅使用中冷器63%散熱面積的情況下，出口溫度降低24%，散熱效果大大增強。中冷器與散熱器采用上下布置時，散熱器迎風面積減少34%，其出口溫度僅升高了0.27 ℃，并未發(fā)生明顯變化。結(jié)果說明，中冷器和散熱器上下布置時的散熱效果比前后布置時更好，更有利于發(fā)動機的散熱。另一方面，在節(jié)約大約40%的中冷器和散熱器材料的情況下，散熱器保持原有散熱效果，中冷器的散熱效果提高了24%，上下布置形式能夠有效提高材料利用率。

表3 兩種布置形式下中冷器和散熱器出口溫度對比

由圖9局部速度矢量圖和表4兩種布置形式下的流速和流量對比可以看出：中冷器和散熱器上下布置時，通過中冷器的冷卻空氣受到的阻力減小，流速明顯加快，比前后布置時的流速加快了89%；散熱器前的冷卻空氣不再通過中冷器，流速提高了3%，雖然上下布置減少了34%的散熱器迎風面積和37%的中冷器迎風面積，但中冷器的流量是前后布置時的129%，散熱器的流量仍在保持在60%，流速增加而提高冷卻空氣的流量將有利于散熱。

圖9 z=0.5 m處局部截面速度矢量圖

參數(shù)前后布置上下布置散熱器冷卻空氣流量/kg·s-13．752．25散熱器冷卻空氣流速/m·s-17．217．45中冷器冷卻空氣流量/kg·s-11．541．99中冷器冷卻空氣流速/m·s-16．0311．4注：流速和流量取散熱器和中冷器迎風面各點的平均值。

由圖10所示冷卻模塊局部溫度場和表5所示兩種布置形式下的冷卻空氣溫度可知，上下布置時，散熱器前的冷卻空氣是車艙外未經(jīng)換熱的冷空氣，而不是通過中冷器加熱后的空氣，溫度下降了8.86 ℃。上下布置時通過中冷器的冷卻空氣流速明顯提高，使得中冷器前的冷卻空氣溫度下降了3.12 ℃。通過散熱器和中冷器的冷卻空氣溫度較低，有利于散熱器和中冷器的散熱，提高換熱效率，增強散熱效果。

由圖11中冷器和散熱器y,z方向截面溫度場可以看出，前后布置時，中冷器在z=0.5 m截面附近的溫度是154 ℃；上下布置時，中冷器在z=0.5 m截面附近的溫度已降低至68 ℃。這說明采用上下布置形式時中冷器散熱效果優(yōu)于前后布置。

圖10 z=0.5 m處局部截面溫度場

參數(shù)前后布置上下布置散熱器前冷卻空氣平均溫度/℃79．6470．78散熱器后冷卻空氣平均溫度/℃92．7191．83中冷器前冷卻空氣平均溫度/℃57．7154．59中冷器后冷卻空氣平均溫度/℃108．14108．5

圖11 中冷器和散熱器y,z方向截面溫度場

3 結(jié)論

a) 中冷器與散熱器上下布置時，由于發(fā)動機艙空間限制，在迎風面積分別減小37%和34%的情況下，中冷器出口溫度降低了20.93 ℃，散熱器出口溫度僅升高了0.27 ℃，使用上下布置形式的散熱效果優(yōu)于前后布置結(jié)構(gòu)；

b) 中冷器和散熱器上下布置時，在節(jié)約中冷器和散熱器大約40%材料的情況下，散熱器保持原有散熱效果，中冷器的散熱效果提高了24%，說明上下布置形式能有效提高材料利用率。

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