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(yè)學(xué)院 汽車工程學(xué)院，廣西 桂林541000）

FSAE是中國汽車工程學(xué)會舉辦的方程式賽事，賽車的整體研發(fā)設(shè)計是通過學(xué)生自主創(chuàng)新設(shè)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?yán)鋮s系統(tǒng)的重要零件，也是影響整車動力性、經(jīng)濟(jì)性的重要部件，是整個循環(huán)中重要的熱量交換設(shè)備，通過與外界空氣進(jìn)行熱量交換，實現(xiàn)發(fā)動機(jī)散熱系統(tǒng)的冷卻循環(huán)。本文主要以FSC賽車為載體，對賽車?yán)鋮s系統(tǒng)展開研究，目的是設(shè)計一款結(jié)構(gòu)可靠、散熱性能良好的散熱器?；趥鳠崂碚摵土黧w力學(xué)理論，根據(jù)發(fā)動機(jī)散熱實際情況，對散熱器結(jié)構(gòu)尺寸進(jìn)行設(shè)計分析[1]。運用三維建模軟件對散熱器進(jìn)行實體建模，在對散熱器局部進(jìn)行簡單處理后，將模型導(dǎo)入ANSYS中進(jìn)行CFD仿真分析，設(shè)置邊界條件，以此獲得散熱器的溫度場、流體分布情況，結(jié)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(fù)荷下的散熱要求[2]。

1 冷卻系統(tǒng)的總體參數(shù)計算

冷卻系統(tǒng)采用的是循環(huán)式水冷冷卻方式。在設(shè)計冷卻系統(tǒng)的部件時，以散入冷卻系統(tǒng)的熱量為原始數(shù)據(jù)，計算冷卻系統(tǒng)的循環(huán)水量和冷卻空氣量等參數(shù)[3-4]。

根據(jù)FSC車手在跑耐久時測得的發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速，由圖1可知，發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速經(jīng)常在8500r/min。根據(jù)標(biāo)定數(shù)據(jù)，發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速在8500r/min時，功率為37.5kW。

圖1 耐久發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速曲線

1.1 進(jìn)入冷卻系統(tǒng)的熱量

進(jìn)入冷卻系統(tǒng)的熱量受到諸多因素影響，這里應(yīng)用到經(jīng)驗公式：

式中，A-燃料熱能傳給冷卻系的分?jǐn)?shù)，汽油機(jī)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(fā)動機(jī)以耐久賽的轉(zhuǎn)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(nèi)燃機(jī)中循環(huán)時的容許溫升，對于強制循環(huán)冷卻系統(tǒng)[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(tǒng)的散熱量近似相同。

式中，Δta-空氣流經(jīng)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(jié)構(gòu)設(shè)計

散熱器由上貯水箱、下貯水箱和散熱器芯部組成，本次設(shè)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(shù)KR=0.11。

tw-冷卻水平均溫度冷卻空氣平均溫度

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

發(fā)動機(jī)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(jìn)出口溫度差取20℃。

經(jīng)過散熱器的空氣流速受外界客觀因素影響，不能達(dá)到穩(wěn)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?。?/p>

A0=βA=1.05*4.784=5.023m2，

式中，β-儲備系數(shù)。

因為方程式賽車是場地賽，不是多塵多灰等的惡劣工作環(huán)境，所以取β=1.05。

2.2 散熱器芯部的選擇與設(shè)計

本文設(shè)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(jù)汽車行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)QC/T 29025-1991初步匹配散熱器參數(shù)，其中冷卻管和散熱片交替均勻排布，散熱器具體參數(shù)如表1所示。

表1 散熱器結(jié)構(gòu)參數(shù)

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(shè)計要求。

利用上文設(shè)計的散熱器結(jié)構(gòu)參數(shù)，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(shè)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(shè)計產(chǎn)品的合格性，由于設(shè)計的水箱散熱片較薄，導(dǎo)致ANSYS網(wǎng)格劃分的時候劃分網(wǎng)格數(shù)量過多，工程量巨大。所以通過截取散熱器部分結(jié)構(gòu)進(jìn)行仿真分析。

3.1 有限元網(wǎng)格劃分

考慮到散熱器網(wǎng)格劃分較為復(fù)雜，選取劃分四面體網(wǎng)格，網(wǎng)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(huán)境在一般工況下較為穩(wěn)定，依據(jù)汽車的散熱循環(huán)在進(jìn)行持續(xù)熱交換的過程中水溫溫度趨于維持發(fā)動機(jī)溫度的最佳溫度范圍（90℃~95℃），選擇穩(wěn)態(tài)模型作為計算模型，通過計算和測量得到所需的冷卻參數(shù)。

圖4 初始模型建立

設(shè)立仿真模型初始條件，如圖5所示?？紤]水泵的揚程和整個冷卻循環(huán)系統(tǒng)的循環(huán)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(jié)合設(shè)計熱分析的設(shè)計參數(shù)與計算的散熱翅片及發(fā)動機(jī)水泵轉(zhuǎn)速范圍（1500r/min~6000r/min）得到發(fā)動機(jī)水泵的揚程（9t/h~15t/h），算得循環(huán)系統(tǒng)的流速，得到邊界條件設(shè)置的數(shù)據(jù)。

圖5 初始條件設(shè)置

3.3 求解及結(jié)果分析

加載完邊界條件后，調(diào)用壓力速度耦合算法和對計算參數(shù)進(jìn)行調(diào)整，根據(jù)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(jìn)出水口附近的溫度數(shù)值（進(jìn)水口水溫93℃、出水口73℃），溫度得到有效下降，仿真求解的發(fā)動機(jī)進(jìn)出口溫度與實際水溫傳感器檢測到的數(shù)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(jié)果誤差不超過5%。冷卻液流動情況如圖7所示，由仿真結(jié)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(shù)據(jù)基本一致，為0.2m/s左右。

圖6 散熱器溫度場分布云圖

4 結(jié)論

本文以中國大學(xué)生方程式散熱器設(shè)計開發(fā)為例，通過理論計算冷卻系統(tǒng)主參數(shù)，進(jìn)行散熱器結(jié)構(gòu)設(shè)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(jié)果的準(zhǔn)確性進(jìn)行了驗證。仿真結(jié)果表明，冷卻液流過散熱器的溫度得到有效降低，進(jìn)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?？梢詽M足發(fā)動機(jī)高熱負(fù)荷要求，同時為汽車?yán)鋮s系統(tǒng)的開發(fā)提供了數(shù)據(jù)資料。

圖7 冷卻液流體分布圖