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)

隨著現代內燃機技術的發(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)易產生氣阻等現象，使發(fā)動機的動力性、燃油經濟性和可靠性變差，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)動機艙熱管理技術應運而生。熱管理就是通過研究艙內復雜的氣流流動和傳熱過程，使發(fā)動機艙內的各個零件在不同工況下能正常運行，通過改進局部結構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，主要研究內容包括發(fā)動機艙內流阻力的研究、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)動機艙結構的復雜性，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數值計算具有計算成本低、設計周期短、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等優(yōu)點。CFD技術實現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)動機艙內的內外流場、溫度場分布，為機艙布置、散熱情況提供了有效的參考依據，并提出了優(yōu)化散熱性能的方法。

本研究建立了側置式重型發(fā)動機艙及內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冷卻空氣流場的數值模擬計算，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)動機結構復雜，零部件數量大，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，并依據原始位置裝配關系，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)動機為側置式發(fā)動機，布置于車輛中部的一側，布置示意見圖2。側置式布置方式使進入發(fā)動機的冷卻空氣需從發(fā)動機前側有限的進口格柵進入，從后側出口格柵流出，外側的高流速氣體阻礙冷卻空氣流動并產生氣阻，內側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，具體結構尺寸見圖3、圖4和表1。

圖2 側置式發(fā)動機布置示意(側視圖和俯視圖)

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)動機艙內冷卻空氣流速低于1/3當地聲速，流體可作為不可壓縮理想流體處理[5]。根據發(fā)動機艙內流體的流動特性，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；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的產生項；Gb為浮力引起的湍動能κ的產生項；YM代表脈動擴張的貢獻；C1ε，C2ε，C3ε為經驗常數；ρκ，ρε分別是與κ和ε對應的Prandtl 數；Sκ，Sε為源項。

1.2.2網格劃分

利用Star-CCM+軟件對模型分區(qū)域單獨劃分網格，用小尺寸網格對外形復雜的發(fā)動機模型進行包面，再劃分網格。散熱器和中冷器內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格進行局部加密。發(fā)動機艙內最大單元尺寸為30 mm，最小網格尺寸為3 mm，整個計算域共生成約149萬的多面體網格，發(fā)動機艙縱切面上的網格見圖5。

圖5 發(fā)動機艙縱切面網格

1.2.3邊界條件設定

假設將發(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為速度進口(velocity inlet)、壓力出口(pressure outlet)?？諝膺M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格，加上復雜的發(fā)動機模型的網格，計算量將超過計算機的承受范圍，故定義為多孔介質和傳熱單元模型，其慣性阻尼系數和黏性阻尼系數可根據Darcy法則擬合壓降試驗曲線(見圖6和圖7)得到；使用試驗數據換算得到不同流量下的冷卻空氣的單位換熱系數。散熱器冷卻液和中冷器熱側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 中冷器冷側空氣壓降試驗曲線

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

多孔介質上的壓降規(guī)律用Darcy’s 法則描述，具體數學表達式為

(6)

(7)

式中：μ為黏性阻力系數；α為孔隙率；C2為慣性阻力系數；v為多孔介質表面風速；Δm為多孔介質的厚度；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 計算結果分析

設置監(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，中冷器的熱側空氣出口溫度比前后布置時降低了20.93 ℃。采用上下布置結構時，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)于前后布置結構；

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。

[1] 張坤,王玉璋,楊小玉.應用CFD方法改善發(fā)動機艙散熱性能[J]．汽車工程,2011,33(4):314-317,368.

[2] 曹國強.卡車發(fā)動機艙流場與散熱性能研究[D]．南京：南京理工大學,2013.

[3] Romanov V A,Khozeniuk N A.Experience of the Diesel Engine Cooling System Simulation[J]．Procedia Engineering,2016,150:490-496.

[4] 葉雙平.轎車發(fā)動機艙散熱仿真及優(yōu)化研究[D]．重慶：重慶交通大學,2014.

[5] Jang Yong Jun. An Investigation of Higher-order Closures in the Computation of the Flow Around a Generic Car[J]．Journal of Mechanical Science and Technology，2008，22(5):1019-1029．

[6] Launder B E,Spalding D B.Lecturcs in Mathematical Models of Turbulence[M]．London:Academic Press,1972.

[7] John F Wendt．Computational Fluid Dynamics[M]．Berlin:Springer，2008:3-14．

[8] 王福軍．計算流體動力學分析[M]． 北京：清華大學出版社，2004:121．

[9] ?？?重型車發(fā)動機冷卻系統(tǒng)優(yōu)化匹配與機艙熱管理研究[D]．長沙：湖南大學,2011.