基于FLUENT汽車散熱器溫度場匹配性分析

蘭文奎，李仕生

（重慶工業(yè)職業(yè)技術(shù)學(xué)院，重慶 401120）

1 引言

發(fā)動機(jī)散熱器溫度場的性能直接影響發(fā)動機(jī)的工作可靠性和使用壽命。散熱器和風(fēng)扇是最重要的組成部件，二者性能的匹配直接影響到散熱效果[1]。同時與發(fā)動機(jī)冷卻水泵的匹配，也將影響到整個系統(tǒng)的散熱效率。因此，系統(tǒng)的匹配性將直接影響到發(fā)動機(jī)工作的效率和可靠性。匹配性差的冷卻系統(tǒng)，消耗較大的發(fā)動機(jī)功率，而不能實(shí)現(xiàn)良好的散熱，直接影響整個車輛的工作效率。因此，對冷卻系統(tǒng)匹配性進(jìn)行分析，具有重要的研究意義及應(yīng)用價(jià)值。

國內(nèi)外學(xué)者對此進(jìn)行了一定的研究：文獻(xiàn)[2]針對水冷式發(fā)動機(jī)水泵效率對冷卻系統(tǒng)散熱效果的影響進(jìn)行分析；文獻(xiàn)[3]基于軟件仿真對散熱器和冷卻風(fēng)扇之間的匹配性進(jìn)行分析，尋找最佳工作點(diǎn)；文獻(xiàn)[4]基于軟件仿真，分析風(fēng)扇參數(shù)對整個冷卻系統(tǒng)散熱效果的影響；文獻(xiàn)[5]采用風(fēng)洞試驗(yàn)，對影響散熱器散熱的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行分析。

針對汽車發(fā)動機(jī)水冷式強(qiáng)制循環(huán)冷卻散熱系統(tǒng)進(jìn)行匹配性分析?；谙到y(tǒng)的結(jié)構(gòu)單元，對冷卻風(fēng)量、散熱量進(jìn)行分析，對發(fā)動機(jī)冷卻水泵進(jìn)行選擇和匹配，在此基礎(chǔ)上，對冷卻系統(tǒng)的匹配性進(jìn)行分析，獲得最佳工況點(diǎn)?；贑FD分析和試驗(yàn)分析對最佳工況點(diǎn)冷卻系統(tǒng)的溫度進(jìn)行分析驗(yàn)證。

2 發(fā)動機(jī)熱管理系統(tǒng)

汽車發(fā)動機(jī)的冷卻系統(tǒng)根據(jù)冷卻介質(zhì)的不同通?？梢苑譃轱L(fēng)冷式冷卻和水冷式冷卻兩種[6]。風(fēng)冷式冷卻通常是采用強(qiáng)制冷卻空氣高速流過發(fā)動機(jī)氣缸體和氣缸蓋的外表面從而實(shí)現(xiàn)對發(fā)動機(jī)的冷卻。不過冷卻空氣的流量流速不能保證穩(wěn)定充足，而且受環(huán)境因素的影響較大，在一定程度上影響了發(fā)動機(jī)的可靠性，另外一方面冷卻風(fēng)扇功率消耗比較大，而且運(yùn)行時噪音不易控制，目前應(yīng)用較少[7]。水冷式發(fā)動機(jī)主要是利用冷卻液來對發(fā)動機(jī)中高溫零部件的熱量進(jìn)行吸收[8]，然后經(jīng)過冷卻系的循環(huán)，最終利用散熱器將熱量散發(fā)的空氣中去。水冷式發(fā)動機(jī)的冷卻示意圖，如圖1所示。主要包括散熱器、風(fēng)扇、冷卻水泵、冷卻液等。

圖1 發(fā)動機(jī)冷卻示意圖Fig.1 Schematic Diagram of Engine Cooling

水冷式發(fā)動機(jī)的強(qiáng)制循環(huán)冷卻系統(tǒng)主要是借助水泵等強(qiáng)制方法來實(shí)現(xiàn)冷卻系統(tǒng)中冷卻液的循環(huán)流動，最終保證發(fā)動機(jī)可以冷卻適度[9]；主要方法是利用水泵把冷卻液加壓并引入發(fā)動機(jī)，利用冷卻液來把發(fā)動機(jī)的熱量帶入循環(huán)系統(tǒng)，最終利用散熱器和冷卻風(fēng)扇將熱量散發(fā)到空氣中去。相對于蒸發(fā)式冷卻，強(qiáng)制循環(huán)的工作可靠性更高，可以保證發(fā)動機(jī)冷卻強(qiáng)度足夠。強(qiáng)制循環(huán)冷卻應(yīng)用最為普遍，這里選擇該種方式進(jìn)行匹配性研究。

3 熱管理系統(tǒng)匹配性分析

3.1 冷卻風(fēng)量計(jì)算

3.1.1 風(fēng)道總阻力

冷卻空氣先后穿過風(fēng)道、高溫散熱、中冷散熱器等主要部件[10]，則風(fēng)道總阻力則為以上各部分之和，寫作：

式中：ΔPr—高溫散熱器阻力；ΔPc—中冷散熱器阻力；ΔPo—風(fēng)道阻力。

3.1.2 風(fēng)扇效率

風(fēng)扇的標(biāo)定效率一般是在冷卻風(fēng)道內(nèi)測試獲得，這與實(shí)際情況差別較大。實(shí)際安裝尺寸的限制，造成實(shí)際風(fēng)量與標(biāo)定風(fēng)量之間存在差異，通過效率η進(jìn)行標(biāo)定。

3.1.3 行駛氣流影響

車輛以一定的速度運(yùn)行時，會對冷卻風(fēng)散的風(fēng)量產(chǎn)生重要的影響，由于車輛運(yùn)動產(chǎn)生的風(fēng)量可表示為：q附=πD2αV （2）

3.1 .4冷卻風(fēng)量

綜合考慮風(fēng)扇的效率和運(yùn)行速度的影響，則實(shí)際冷卻風(fēng)量可以表示為：

冷卻風(fēng)流過散熱器，進(jìn)行熱量交換，帶走散熱器熱量，不考慮其他散熱，則散熱量Q為：

由式（4）可得，冷卻空氣流量為：

式中：Δta—散熱器進(jìn)出風(fēng)溫差；ρa(bǔ)—空氣密度；cpa—空氣的定壓比

熱容。

3.2 熱管理系統(tǒng)散熱量

根據(jù)經(jīng)驗(yàn)可知，發(fā)動機(jī)燃燒產(chǎn)生的熱量由（23～30）%通過冷卻系統(tǒng)散發(fā)，該部分熱量可通過以下公式獲得：

式中：n—發(fā)動機(jī)曲軸轉(zhuǎn)速，r/min；M—四沖程發(fā)動機(jī)的冪指數(shù)，?。?.6～0.65）；Hu—燃料的低熱值；ΔHu—燃料燃燒不完全損失的熱量；α—空氣過量系數(shù)。

3.3 水泵選擇與匹配

強(qiáng)制循環(huán)系統(tǒng)，水泵是重要的動力來源，必須選擇合適的水泵，才能保證系統(tǒng)運(yùn)行的可靠。

3.3.1 供水量

冷卻水通過水泵提供的動力進(jìn)行運(yùn)轉(zhuǎn)，冷卻水運(yùn)行到缸蓋帶走發(fā)動機(jī)熱量，在散熱器內(nèi)與冷卻空氣進(jìn)行熱交換，散發(fā)熱量，不考慮其他損失，則供水量可以表示為：

3.3.2 水泵匹配

考慮泄露、損耗等其他因素影響，則實(shí)際值可以表示為：

水泵的壓力-流量關(guān)系，可以表示為P=f（Vw），如圖2中曲線1所示，冷卻系統(tǒng)冷卻水的阻力特性曲線中曲線2，如圖2所示。

圖2 水泵特性曲線Fig.2 Pump Characteristic Curve

由圖可知，兩條曲線交匯于點(diǎn)B，此點(diǎn)即為系統(tǒng)穩(wěn)定工作時，泵的穩(wěn)定工作點(diǎn)，式（8）求得值即為該點(diǎn)對應(yīng)的水流量。系統(tǒng)達(dá)到最佳工作匹配。

3.4 冷卻系統(tǒng)匹配

冷卻系統(tǒng)正常工作，需要保證冷卻風(fēng)扇提供的冷卻風(fēng)量滿足散熱器的要求，同時具有一定的壓力，可以順利通過散熱器，實(shí)現(xiàn)散熱。為了滿足要求，則系統(tǒng)的總的空氣阻力Δρ系統(tǒng)，與由于汽車運(yùn)動產(chǎn)生的風(fēng)壓P行駛和風(fēng)扇自身的風(fēng)壓ΔP散之和相等，則：

由于車輛運(yùn)動的速度不可控，所以在實(shí)際設(shè)計(jì)時，不考慮汽車運(yùn)動產(chǎn)生的風(fēng)壓，即冷卻風(fēng)扇自身產(chǎn)生的壓力與系統(tǒng)的總阻力達(dá)到平衡，如圖3所示。

系統(tǒng)A、B分別對應(yīng)的風(fēng)扇曲線為曲線1、2，如圖3所示。

圖3 冷卻風(fēng)扇與冷卻系統(tǒng)匹配圖Fig.3 Matching Diagram of Cooling Fan and Cooling System

由圖可知，系統(tǒng)A、B與對應(yīng)的冷卻風(fēng)扇交匯于點(diǎn)A、點(diǎn)B，系統(tǒng)在此點(diǎn)工作時，系統(tǒng)冷卻風(fēng)量可以滿足散熱要求，同時空氣壓強(qiáng)足以克服散熱器阻力，實(shí)現(xiàn)設(shè)計(jì)的散熱要求，過低過高均不能滿足要求。

4 匹配性仿真與試驗(yàn)驗(yàn)證

4.1 仿真分析

4.1.1 最佳工況點(diǎn)分析

為了充分模擬實(shí)際情況下的分上運(yùn)行狀況，采用類似于風(fēng)洞試驗(yàn)的模型設(shè)計(jì)，對進(jìn)出風(fēng)口的風(fēng)道進(jìn)行延長，根據(jù)經(jīng)驗(yàn)進(jìn)風(fēng)道長度不小于風(fēng)道直徑的6倍，出風(fēng)道不小于出口直徑的8倍，風(fēng)扇和管道的間隙為20mm，計(jì)算模型的具體尺寸和線架圖，如表1、圖4所示。用三維建模軟件SolidWorks完成建模后，可將文件另存為parasolid文件導(dǎo)出。為了方便建模和計(jì)算，建模時將風(fēng)扇的輪轂部分進(jìn)行了簡化成圓柱。

表1 冷卻風(fēng)扇模型尺寸Tab.1 Cooling Fan Model Size

圖4 帶有進(jìn)出風(fēng)道風(fēng)扇模型Fig.4 With Inlet and Outlet Duct Fan Model

為了盡可能的模擬散熱器的實(shí)際運(yùn)行狀況，嚴(yán)格按照散熱器實(shí)際的外部尺寸進(jìn)行建模。散熱器具體尺寸，如表2所示。為進(jìn)行散熱器傳熱計(jì)算，需建立空氣流動區(qū)域來包裹散熱器芯部?？諝馊肓鲄^(qū)域和出流區(qū)域的縱截面形狀與散熱器芯部形狀相同，在空氣流動方向的長度分別為430mm和750mm。散熱器的三維模型采用SolidWorks軟件建立，線架圖，如圖5所示。分別設(shè)置不同風(fēng)扇流量，獲得風(fēng)扇入口靜壓值和空氣散熱器內(nèi)部靜壓損失，如表3所示。根據(jù)表中數(shù)據(jù)做出的回歸曲線，如圖6所示。

表2 散熱器模型尺寸（mm）Tab.2 Radiator Model Size（mm）

圖5 散熱器三維模型線架圖Fig.5 Radiator Three-Dimensional Model Wireframe Diagram

表3 不同流量下風(fēng)扇入口靜壓和散熱器內(nèi)部靜壓損失Tab.3 Static Pressure Loss at Different Flow Rate

圖6 各流量下擬合曲線Fig.6 Fit Curve Under Each Flow Rate

從圖6可以看出，兩條曲線的焦點(diǎn)表示風(fēng)扇和散熱器匹配的最佳工況點(diǎn)，此時的流量為16.70m3/s、壓力為761.48Pa。由回歸曲線圖可以看出，當(dāng)工況點(diǎn)位于交點(diǎn)左側(cè)時，風(fēng)扇的提供的壓力大于散熱器造成的壓力損失，因此風(fēng)扇的壓力得不到充分的利用，甚至?xí)霈F(xiàn)大馬拉小車的現(xiàn)象。反之，當(dāng)工況點(diǎn)位于交點(diǎn)右側(cè)時，風(fēng)扇所提供壓力小于散熱器所造成的壓力損失，因此，當(dāng)空氣流經(jīng)散熱器時，會出現(xiàn)流動不暢的狀況，導(dǎo)致散熱器的散熱能力不能充分發(fā)揮，降低冷卻系統(tǒng)的散熱效率，甚至影響發(fā)動機(jī)正常工作。

4.1.2 最佳工況點(diǎn)檢驗(yàn)

為了驗(yàn)證在最佳工況點(diǎn)的工作狀態(tài)下，能否滿足發(fā)動機(jī)的散熱要求，現(xiàn)在進(jìn)行散熱器在最佳工況點(diǎn)下散熱的模擬。模擬中需要還原上下水室、冷卻水管和進(jìn)出水管。設(shè)置監(jiān)視器和適當(dāng)?shù)牡綌?shù)后開始模擬計(jì)算。迭代過程大約在800步左右收斂。殘差曲線，如圖7所示。

圖7 散熱器散熱模擬的殘差曲線Fig.7 Residual Curve of Heat Sink Cooling Simulation

散熱器迎風(fēng)面和背風(fēng)面的溫度云圖，如圖 8（a）、圖 8（b）所示。散熱器在Y=1400界面處的溫度云圖，如圖8（c）所示。

圖8 散熱器溫度云圖Fig.8 Heat Sink Temperature Cloud

由圖可知，散熱器在第一排和第二排管的散熱效果最好，之后的冷卻水管散熱效果基本一致，明顯弱于前兩排管?？諝饬鹘?jīng)散熱器后，平均溫度由入口的27℃上升到大約80℃，其中和進(jìn)水管相鄰冷卻水管附近空氣溫度最高，達(dá)到將近90℃。冷卻水由入口處的95℃下降到出水管處的大約平均78℃。發(fā)動機(jī)內(nèi)冷卻水的最低溫度為79.4℃。因此，最佳工況點(diǎn)下的冷卻能力可以滿足發(fā)動機(jī)要求。

4.2 試驗(yàn)分析

搭建發(fā)動機(jī)冷卻系統(tǒng)運(yùn)行試驗(yàn)平臺，如圖9所示。系統(tǒng)由發(fā)動機(jī)、電動機(jī)、測功機(jī)、發(fā)電機(jī)、電阻等組成。

圖9 發(fā)動機(jī)冷卻試驗(yàn)平臺Fig.9 Engine Cooling Test Platform

運(yùn)行搭建完成的冷卻系統(tǒng)，在20℃的環(huán)境溫度下，車輛以三檔控制下的25km/h的速度下在無坡度的路面上行駛，發(fā)動機(jī)的轉(zhuǎn)速保持在最高轉(zhuǎn)速2100r/min。散熱器的進(jìn)出口水管溫度變化，如圖10所示。

圖10 發(fā)動機(jī)冷介質(zhì)溫度變化圖Fig.10 Engine Cold Medium Temperature Change Diagram

從圖中看到，在運(yùn)行開始到80s時間內(nèi)，散熱器的進(jìn)出口水溫一直保持在20℃沒有變化，而到80s后散熱器的進(jìn)口溫度快速升到90℃左右，散熱器進(jìn)口溫度也很快上升到70℃以上。造成這一結(jié)果的原因是節(jié)溫器起到很好的控制作用。在發(fā)動機(jī)水溫較低的時候節(jié)溫器關(guān)閉，冷卻液執(zhí)行小循環(huán)，不流過散熱器就直接流回發(fā)動機(jī)；當(dāng)冷卻液升高到80℃時，節(jié)溫器開啟，冷卻液流道變?yōu)榇笱h(huán)，通過散熱器進(jìn)行散熱。系統(tǒng)運(yùn)行到85s后，散熱器進(jìn)出水溫在快速升高出現(xiàn)波動，進(jìn)口的瞬間最高水溫可以達(dá)到95℃。在經(jīng)過40s左右的波動后發(fā)動機(jī)的進(jìn)出口水溫趨于穩(wěn)定，發(fā)動機(jī)達(dá)到熱平衡狀態(tài)。此時散熱器的進(jìn)口水溫恒定在84.2℃左右，散熱器的出口溫度恒定在78.4℃左右，冷卻液的溫差在5.8℃上下。由仿真值可知，散熱器出口處溫度78℃左右，二者基本吻合，表明匹配性設(shè)計(jì)符合要求，誤差小于1%。

5 結(jié)論

針對車輛發(fā)動機(jī)冷卻系統(tǒng)匹配性進(jìn)行分析，結(jié)果可知：（1）通過風(fēng)扇入口靜壓、散熱器內(nèi)部靜壓損失曲線匹配，獲得冷卻系統(tǒng)的最佳工況點(diǎn)，此時對應(yīng)的風(fēng)量和壓強(qiáng)分別為：16.70m3/s和761.48Pa。（2）對最佳工況下冷卻系統(tǒng)溫度進(jìn)行模擬，空氣流經(jīng)散熱器后，平均溫度由入口的27℃上升到大約80℃，和進(jìn)水管相鄰冷卻水管附近空氣溫度最高，達(dá)到將近90℃；冷卻水由入口處的95℃下降到出水管處的大約平均78℃；發(fā)動機(jī)內(nèi)冷卻水的最低溫度為79.4℃。最佳工況點(diǎn)下的冷卻能力可以滿足發(fā)動機(jī)要求。（3）試驗(yàn)測試結(jié)果表明，達(dá)到穩(wěn)定工況時，散熱器進(jìn)口水溫恒定在84.2℃左右，出口溫度恒定在78.4℃左右，試驗(yàn)與仿真結(jié)果基本吻合，誤差小于1%，表明匹配性符合要求，為同類設(shè)計(jì)提供參考。