黃瑋隆，張光德，郭健忠，趙慧勇，陳清楚，周 昃，王理堃

(武漢科技大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院，湖北 武漢，430081)

車輛發(fā)動(dòng)機(jī)多風(fēng)扇散熱器性能研究

黃瑋隆，張光德，郭健忠，趙慧勇，陳清楚，周 昃，王理堃

(武漢科技大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院，湖北 武漢，430081)

為了提高車輛發(fā)動(dòng)機(jī)散熱器的散熱性能，將某乘用車發(fā)動(dòng)機(jī)的單風(fēng)扇散熱器改裝成多風(fēng)扇散熱器，利用FLUENT軟件對改裝前后散熱器的流場與溫度分布進(jìn)行分析，并比較兩種散熱器的功耗。結(jié)果表明，將車輛發(fā)動(dòng)機(jī)中的單風(fēng)扇散熱器改裝為多風(fēng)扇散熱器后，風(fēng)扇流場的分布范圍更大，流過散熱器的冷卻風(fēng)量更多，散熱器各部分的溫度分布更均勻，避免了扁管的局部積熱；多風(fēng)扇散熱器冷卻效果提高的同時(shí)，風(fēng)扇功耗也略有降低，入口水溫為366.15 K時(shí)，改裝后散熱器出口水溫降低了1.22 K，散熱量增加了6.7679 kW，風(fēng)扇功耗略有降低。

車用發(fā)動(dòng)機(jī)；散熱器；風(fēng)扇；風(fēng)洞試驗(yàn)；散熱性能；功耗

傳統(tǒng)的汽車發(fā)動(dòng)機(jī)單風(fēng)扇散熱器中，由于冷卻水流動(dòng)時(shí)分布不均使散熱器扁管各部分存在溫差，而風(fēng)扇輸送的冷卻空氣流量分布并不能與散熱器扁管的溫度分布相匹配，易導(dǎo)致散熱器局部溫度過高，產(chǎn)生積熱引起應(yīng)力集中而使散熱器產(chǎn)生水管開裂及散熱片變形等缺陷[1]。散熱器散熱狀況的惡化將嚴(yán)重影響汽車發(fā)動(dòng)機(jī)的性能，導(dǎo)致其油耗增加、排放惡化、功率扭矩降低等問題的出現(xiàn)[2]。通過對傳統(tǒng)單風(fēng)扇散熱器進(jìn)行改進(jìn)，采用多風(fēng)扇的布置形式，可使散熱器各部分溫度分布更均勻，減少散熱器局部積熱現(xiàn)象。Robert等[3]將輕型卡車上集成式冷卻模塊的典型布置更改為分布式系統(tǒng)，設(shè)計(jì)了多風(fēng)扇布置形式，在改善散熱器性能的同時(shí)，降低了水泵風(fēng)扇總能耗，提高了發(fā)動(dòng)機(jī)的燃油經(jīng)濟(jì)性。張毅等[4]對商用車多風(fēng)扇-冷卻模塊匹配問題進(jìn)行了研究，對散熱器、中冷器、多風(fēng)扇在不同布置形式下的功耗進(jìn)行了比較分析。為進(jìn)一步分析多風(fēng)扇散熱器的溫度場、流場分布情況以及冷卻效果，本文對某乘用車發(fā)動(dòng)機(jī)單風(fēng)扇散熱器進(jìn)行風(fēng)洞試驗(yàn)，獲得散熱器的相關(guān)參數(shù)，在此基礎(chǔ)上將此散熱器改裝為多風(fēng)扇散熱器，利用CATIA軟件對改裝前后的散熱器進(jìn)行三維建模，通過FLUENT軟件對其進(jìn)行流場分析，仿真出散熱器表面速度場以及溫度場分布，并對比其功耗，以期為多風(fēng)扇散熱器的開發(fā)及生產(chǎn)提供理論依據(jù)。

1 散熱器風(fēng)洞試驗(yàn)

為獲取仿真所需參數(shù)，對車輛發(fā)動(dòng)機(jī)原型單風(fēng)扇散熱器進(jìn)行風(fēng)洞試驗(yàn)。

1.1 試驗(yàn)裝置

試驗(yàn)在山東同創(chuàng)汽車散熱裝置股份有限公司的實(shí)驗(yàn)室進(jìn)行。試驗(yàn)裝置主要由風(fēng)筒、循環(huán)水路、循環(huán)水加熱裝置、風(fēng)速測量儀以及傳感器等組成，其中進(jìn)風(fēng)溫度傳感器布置在散熱器前方，風(fēng)速傳感器布置在散熱器后方，壓力傳感器布置在上下水室的進(jìn)水口與出水口。整個(gè)風(fēng)洞采用開式吸風(fēng)式風(fēng)洞。

1.2 試驗(yàn)條件

將循環(huán)水管中的水加熱至93 ℃，水泵水流量保持在80 L/min，分別選取2、3、4、5、6、8 m/s 6個(gè)不同風(fēng)速工況點(diǎn)進(jìn)行試驗(yàn)，各工況下進(jìn)水溫度波動(dòng)不超過±0.2 ℃，每個(gè)工況點(diǎn)測定3次，3次測定的進(jìn)、出水溫差不大于0.1 ℃。

1.3 多孔介質(zhì)區(qū)域參數(shù)計(jì)算

通過風(fēng)洞試驗(yàn)，得到流體穿過散熱器翅片的壓力降和速度之間的關(guān)系。

由于散熱器中存在大量扁管與結(jié)構(gòu)復(fù)雜的散熱翅片，如果直接用原型散熱器模型進(jìn)行換熱流動(dòng)，則會(huì)花費(fèi)大量時(shí)間。散熱器對流經(jīng)的氣流有阻力作用，工程上大多采用多孔介質(zhì)模型來模擬。使用多孔介質(zhì)模型時(shí)，需要定義一個(gè)具有多孔介質(zhì)的單元區(qū)域。多孔介質(zhì)動(dòng)量方程如下：

(1)

式中：ΔP為流體穿過翅片后的壓力降；Si為動(dòng)量源項(xiàng)；μ為流體動(dòng)力黏度；1/α為黏滯阻力系數(shù)；vi為流體流動(dòng)的速度；C2為慣性阻力系數(shù)；ρ為流體的密度；Δn為多孔介質(zhì)的長度。

在多孔介質(zhì)區(qū)域需要設(shè)置矢量來定義黏滯阻力系數(shù)、慣性阻力系數(shù)和孔間隙等參數(shù)。黏滯阻力系數(shù)、慣性阻力系數(shù)可通過風(fēng)洞試驗(yàn)中流體穿過局部翅片的壓力降ΔP和速度之間的關(guān)系計(jì)算出來。多孔介質(zhì)動(dòng)量方程可簡化為

ΔP=Av2+Bv

(2)

其中：

(3)

(4)

通過風(fēng)洞試驗(yàn)測定出不同入口速度下ΔP的值，結(jié)果如表1所示。

表1 不同入口速度下流體穿過散熱器翅片的壓力降

根據(jù)表1數(shù)據(jù)，通過MATLAB進(jìn)行曲線擬合可確定式(2)中系數(shù)A=3.3323、B=5.8527，再由式(3)、式(4)計(jì)算即可得相應(yīng)的1/α和C2的值。

2 仿真

2.1 模型的建立與簡化

為分析散熱器表面風(fēng)速分布情況及流過散熱器的冷卻風(fēng)量，建立散熱器的空氣側(cè)仿真風(fēng)洞模型進(jìn)行仿真。另外，建立散熱器的水側(cè)仿真風(fēng)洞模型,用以分析散熱器表面溫度分布情況及散熱器的冷卻效果和功耗。

原型發(fā)動(dòng)機(jī)的單風(fēng)扇及改裝后的多風(fēng)扇布置形式如圖1所示。計(jì)算散熱器表面的速度分布以及通過散熱器的風(fēng)量時(shí)，散熱器上下水室對其影響不大，故可簡化掉上下水室，空氣側(cè)仿真模型中只保留散熱器芯體部分，把散熱器芯體整體當(dāng)作多孔介質(zhì)來處理，而水側(cè)仿真模型中把散熱器芯體中的翅片區(qū)域當(dāng)作多孔介質(zhì)來處理，保留扁管部分，此時(shí)多孔介質(zhì)長度即為散熱器扁管沿空氣流方向的長度。按照軟件仿真的流體動(dòng)力性要求，考慮到風(fēng)洞中洞壁干擾和雷諾效應(yīng)的影響，模擬風(fēng)洞的特征長度設(shè)為1000 mm，風(fēng)洞長度為特征長度的8倍[5]。建立改裝前后散熱器的空氣側(cè)仿真風(fēng)洞模型如圖2所示，水側(cè)仿真風(fēng)洞模型如圖3所示。

(a) 單風(fēng)扇

(b)多風(fēng)扇

(a)單風(fēng)扇

(b)多風(fēng)扇

(a)單風(fēng)扇

(b)多風(fēng)扇

2.2 邊界條件設(shè)置

空氣側(cè)和水側(cè)風(fēng)洞模型中，風(fēng)扇均定義為繞Z軸轉(zhuǎn)動(dòng)壁面；風(fēng)洞入口設(shè)置為速度入口，速度為10 m/s，出口設(shè)置為壓力出口，進(jìn)出口初始相對壓力均為0。理論上風(fēng)洞內(nèi)部流場為不可壓縮氣體，旋轉(zhuǎn)區(qū)流動(dòng)屬于湍流運(yùn)動(dòng)，湍流強(qiáng)度為0.5%，故旋轉(zhuǎn)區(qū)設(shè)置為框架移動(dòng)(moving reference frame)，即利用運(yùn)動(dòng)的相對性，固定風(fēng)扇不動(dòng)，而讓旋轉(zhuǎn)流體區(qū)繞Z軸旋轉(zhuǎn)，使旋轉(zhuǎn)流體區(qū)域切割風(fēng)扇葉片，造成風(fēng)扇的相對運(yùn)動(dòng)，產(chǎn)生流場。將該旋轉(zhuǎn)流體區(qū)域定義為fluid，變換轉(zhuǎn)速也是通過設(shè)置該區(qū)域的轉(zhuǎn)速來實(shí)現(xiàn)[6]。

空氣側(cè)風(fēng)洞模型中散熱器多孔介質(zhì)區(qū)域設(shè)置是通過風(fēng)洞試驗(yàn)中得到的系數(shù)A和B，計(jì)算出慣性阻力系數(shù)C2=396.578、黏滯阻力系數(shù)1/α=2.16×107，并在主流方向Direction-1輸入1/α和C2的值，其余兩個(gè)方向Direction-2 vector和Direction-3 vector均輸入Direction-1方向數(shù)值的1000倍[7]。

水側(cè)風(fēng)洞模型多孔介質(zhì)區(qū)域的設(shè)置中，由于此時(shí)把散熱器芯體中的翅片區(qū)域當(dāng)作多孔介質(zhì)來處理，保留扁管部分，多孔介質(zhì)的長度Δn發(fā)生了變化，故由式(3)、式(4)重新計(jì)算可得慣性阻力系數(shù)C2=442.323，黏滯阻力系數(shù)1/α=2.411×107。

3 仿真結(jié)果與分析

3.1 改裝前后通過散熱器的冷卻風(fēng)量對比

風(fēng)扇改裝前后不同轉(zhuǎn)速下通過散熱器的冷卻風(fēng)量對比如圖4所示。從圖4可以看出，隨著轉(zhuǎn)速的增大，采用單風(fēng)扇和多風(fēng)扇布置形式時(shí)流過散熱器的冷卻風(fēng)量均逐漸增大，且多風(fēng)扇散熱器的冷卻風(fēng)量大于單風(fēng)扇散熱器的冷卻風(fēng)量，表明采用多風(fēng)扇代替單風(fēng)扇的布置形式可以加大通過散熱器的冷卻風(fēng)量。

圖4 改裝前后散熱器的冷卻風(fēng)量

3.2 改裝前后散熱器表面風(fēng)速分布對比

風(fēng)扇轉(zhuǎn)速為2500 r/min時(shí)，單風(fēng)扇散熱器和多風(fēng)扇散熱器的表面風(fēng)速分布云圖如圖5所示。從圖5可以看出，與單風(fēng)扇相比，多風(fēng)扇的風(fēng)量覆蓋范圍更大；多風(fēng)扇散熱器四周邊角位置與中心位置的風(fēng)速相差不大，而單風(fēng)扇散熱器四周區(qū)域的風(fēng)速明顯要比中心區(qū)域的風(fēng)速小。

(a)單風(fēng)扇

(b)多風(fēng)扇

3.3 改裝前后散熱器的溫度分布及冷卻效果

風(fēng)扇轉(zhuǎn)速為2500 r/min時(shí)，風(fēng)扇改裝前后散熱器表面溫度分布云圖如圖6所示。由圖6中可以看出，與單風(fēng)扇散熱器相比，多風(fēng)扇散熱器表面的溫度分布更加均勻，四周角落容易出現(xiàn)積熱的位置溫度也相對較低，散熱器整體溫度分布更加均勻。

(a)單風(fēng)扇

(b)多風(fēng)扇

風(fēng)扇改裝前后散熱器扁管溫度分布云圖如圖7所示。從圖7可見，多風(fēng)扇散熱器沿扁管水流方向的溫度下降更快，扁管底部兩側(cè)容易出現(xiàn)積熱的位置明顯比單風(fēng)扇散熱器相應(yīng)位置的溫度要低。這一方面是因?yàn)槎囡L(fēng)扇散熱器扁管內(nèi)部冷卻水經(jīng)過多個(gè)風(fēng)扇的冷卻，溫度下降較快，另一方面多風(fēng)扇布置形式也使扁管底部兩側(cè)容易出現(xiàn)積熱的地方接受更多的冷卻風(fēng)量，從而減輕積熱狀況。

(a)單風(fēng)扇

進(jìn)口水溫為366.15 K時(shí)，改裝前后散熱器的散熱性能參數(shù)如表2所示。由表2中可以看出，相比于單風(fēng)扇散熱器，多風(fēng)扇散熱器的冷卻風(fēng)量增加了0.18 kg·s-1;出口水溫降低了1.22 K，散熱量增加了6.7679 kW，表明多風(fēng)扇散熱器的冷卻效果優(yōu)于單風(fēng)扇散熱器。

表2 改裝前后散熱器的散熱性能參數(shù)

3.4 改裝前后風(fēng)扇功率對比

風(fēng)扇消耗的功率可由下式計(jì)算：

P=Qp/(3600×1000η0η1)

(5)

式中：Q為單個(gè)風(fēng)扇范圍內(nèi)通過散熱器的空氣流量，m3/h；p為風(fēng)扇的全風(fēng)壓，Pa；η0為風(fēng)扇的內(nèi)效率，本研究中取η0=0.75；η1為風(fēng)扇的機(jī)械效率，本研究中取η1=0.96。

風(fēng)扇轉(zhuǎn)速為2500 r/min、扁管入口流體流速為1.246 m/s、入口水溫設(shè)置為366.15 K時(shí)，多風(fēng)扇散熱器與單風(fēng)扇散熱器中風(fēng)扇的功耗分別如表3和表4所示。從表3、表4中可知，多風(fēng)扇散熱器的5個(gè)風(fēng)扇共消耗了71.6 W的功率，而單風(fēng)扇散熱器的風(fēng)扇消耗的功率為71.7 W，可見對相同溫度的冷卻水進(jìn)行冷卻時(shí)，多風(fēng)扇散熱器的風(fēng)扇功耗稍小于單風(fēng)扇散熱器的風(fēng)扇功耗。

表3 多風(fēng)扇散熱器各風(fēng)扇的功耗

表4 單風(fēng)扇散熱器的功耗

4 結(jié)論

(1)將車輛發(fā)動(dòng)機(jī)中的單風(fēng)扇散熱器改裝為多風(fēng)扇散熱器后，風(fēng)扇流場的分布范圍更大，流過多風(fēng)扇散熱器的冷卻風(fēng)量更多。

(2)多風(fēng)扇布置形式使得散熱器各部分的溫度保持相對均勻，避免了扁管局部積熱。

(3)與改裝前的單風(fēng)扇散熱器相比，入口水溫均為366.15 K時(shí)，改裝后多風(fēng)扇散熱器出口水溫降低了1.22 K，散熱量增加了6.7679 kW，冷卻效果優(yōu)于單風(fēng)扇散熱器，散熱性能提高的同時(shí)，風(fēng)扇的功耗也略有降低。

[1] 莊華曄，劉柯軍. 鋁散熱器水管開裂原因分析[J]. 金屬熱處理，2011，36(S)：80-82.

[2] Sebben S. Numerical simulation of a car underbody:effect of deflectors[C]∥SAE Technical Paper,2004-1-1307.

[3] Robert D, Chalgren Jr,Allen D J.Light duty diesel advanced thermal management[C]∥SAE Technical Paper, 2005-01-2020.

[4] 張毅，陸國棟，俞小莉，等. 商用車多風(fēng)扇冷卻模塊匹配研究[J]. 汽車工程，2014，36(5)：552-555,565.

[5] 羅仁宏，郭健忠，胡溧，等. 某商用車發(fā)動(dòng)機(jī)艙散熱性能提升與試驗(yàn)研究[J]. 制造業(yè)自動(dòng)化，2015，37(4)：88-91.

[6] 劉翀. 多種轎車風(fēng)扇性能對比與仿真研究[D]. 長春：吉林大學(xué),2011.

[7] 張凌杰. KLQ518翅片管式換熱器傳熱與流動(dòng)特性數(shù)值模擬研究[D]. 武漢：武漢理工大學(xué)，2015.

[責(zé)任編輯 鄭淑芳]

Performance of the multi-fan radiator for vehicle engines

HuangWeilong,ZhangGuangde,GuoJianzhong,ZhaoHuiyong,ChenQingchu,ZhouZe,WangLikun

(College of Automobile and Traffic Engineering, Wuhan University of Science and Technology, Wuhan 430081, China)

In order to improve the heat dissipation performance of the radiator for vehicle engines, a single fan radiator for vehicle engines was refit into a multi-fan radiator. The flow field and temperature distribution of the radiator before and after refit were analyzed by FLUENT software, and the power consumptions of the radiator before and after refit were compared. The results show that, after refit, the distribution of the flow field of the radiator is larger, the cooling air volume flowing through the radiator is larger, the temperature distribution of each part of the radiator is more balanced, and the power consumption of the radiator is reduced. It is also found that, after refit, the multi-fan radiator can improve cooling, and when the inlet water temperature is 366.15 K, the outlet water temperature has decreased by 1.22 K, the heat radiation has increased by 6.7679 kW, and the power consumption of the fans has decreased a little.

vehicle engine; radiator; fan; wind tunnel test; heat dissipation performance; power consumption

2016-08-29

湖北省自然科學(xué)基金重點(diǎn)項(xiàng)目(2015CFA113); 汽車動(dòng)力傳動(dòng)與電子控制湖北省重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室(湖北汽車工業(yè)學(xué)院)開放基金項(xiàng)目(ZDK201212);“汽車零部件技術(shù)湖北省協(xié)同創(chuàng)新中心”研究平臺資助項(xiàng)目；“汽車節(jié)能技術(shù)湖北省協(xié)同創(chuàng)新中心(培育)”研究平臺資助項(xiàng)目.

黃瑋隆(1991-)，男，武漢科技大學(xué)碩士生.E-mail:hwl1991220@163.com

張光德(1964-)，男，武漢科技大學(xué)教授，博士生導(dǎo)師.E-mail:gd-zhang@wust.edu.cn

10.3969/j.issn.1674-3644.2017.01.013

TK414.2+12

A

1674-3644(2017)01-0065-05