涡轮增压器冷却水进水管内流场及压力损失分析

戴金跃，翟辉辉，周海超

(1.江苏航空职业技术学院，航空工程学院，江苏 镇江，212134；2. 镇江高等专科学校 汽车工程学院，江苏 镇江212003； 3.江苏大学 汽车与交通工程学院，江苏 镇江，212013)

涡轮增压技术的关键目的是提高发动机进气量，进而提高发动机功率和扭矩[1-2]。而强行增压进气后温度会升高，要对其冷却。冷却方式一般分为两种：中冷和增压器自身降温的冷却[3-4]。其中：增压器自身的冷却主要依靠油冷和风冷，机油在中间体轴部件中运行，承担润滑和冷却作用，蜗壳中通过的是高温废气，其冷却依靠风冷。对于具有高转速的增压器油冷则是达不到要求的，会另外再用水冷。即是除了油路，再做一个水路，在增压器中间壳里有水管，给增压器轴部提供额外降温，同时配有进水和排水管道，水路连通发动机冷却系统。汽车涡轮增压器进水管对发动机起着冷却作用，一旦结构设计不合理，造成水流在管道内部流动压力损失过大，则会对发动机冷却效果产生影响[5]。

CFD数值模拟研究涡轮增压进水管内压力损失具有较高精确度，进而可高效率地实现对其性能优化及匹配方面分析。颜卫国等[6]对单个热交换器的中冷器内部热交过程进行了仿真分析，根据场协同理论，进一步探究了换热器结构参数对热管中冷器流动热传递的特性；徐劲松等[7]通过对内燃机冷却水套CFD仿真，大量水套内流场信息为该款柴油机水套改进设计提供指导意见；范璘[8]用一台V型八缸柴油机的冷却系统为研究对象，对不同工况下各缸流动不均匀性进行了仿真模拟分析，详细获得了发动机冷却系统的三维流速、温度场、压力场等流场信息。

开展涡轮增压器进水管内部流体流场及压力损失研究，有助于改善发动机的冷却效果。笔者采用CFD方法对涡流增压进水管管道内的流场及压力损失进行分析，通过改变进口流量、出口压力、壁面粗糙度和进水连通管直径等方式，分析其对管道压力损失的影响，进而为涡轮增压进水管设计优化提供有价值参考。

1 计算模型与计算方法

1.1 模型建立

依据增压器进水管的三维Catia装配模型及工作原理，上端为进水口，下端为出水口，如图1(a)。由于水流在水管内部空间流动，故在Hypermesh中创建水管内水流动流域，如图1(b)。为提高计算精度，确保计算稳定和加快计算收敛，依据流场在各区域变化程度不同，对体网格按区域进行不同程度细化，采用四面体和五面体混合方式生成体网格，单元数量为90万。

图1 结构模型Fig. 1 Structure model

1.2 控制方程

涡轮增压器冷却水进水管内水流运动具有较大旋转流动和显著压力降等现象，但水流运动依旧遵循质量守恒定律和动量守恒定律。定常Realizableκ-ε湍流模型对旋转流体和流动分析等具有很好的表达[9]，且该湍流模型广泛应用于汽车设计中。

质量守恒方程如式(1)：

(1)

动量守恒方程如式(2)：

(2)

湍动能方程如式(3)：

(3)

湍动能耗散率方程如式(4)：

(4)

式中：k为湍流动能；ε为湍流耗散率；ρ为水流密度；μt为湍流黏度；σκ和σε分别为湍动能和湍流耗散率的Prandlt数，分别取1.0和1.3；C1、C2为经验常数，分别取1.44和1.92。

1.3 边界条件

管道进水口螺栓直径为8 mm，横截面积A=50.264 mm2。在对水管进行压力损失分析时，分别设置水流入口流量Q为5、10、15、20、25、30 L/min。根据Q=VA，依次可获得6种流量下进口的流速为1.658、3.317、4.975、6.634、8.425、9.951 m/s。由雷诺数计算公式，可知6种水流运动状态均为湍流运动。流体入口设定为速度入口，流体出口设定为压力出口，管道壁面采用无滑移边界条件，近壁区采用标准壁面函数。为保证计算精度，选用Fluent中的SIMPLEC算法，设定残差为1E-5。

1.4 管道压力损失计算

求解进水管道压力损失，其沿程阻力和局部阻力不能忽视。流体在管道中压力损失ΔP是由沿程压力损失ΔPf和局部的压力损失ΔPi两部分构成[10]。为计算方便，将管道系统分成若干段，每一段按一个不变的直径和不变的流量计算其压力损失，然后将各段计算结果叠加，得出整个系统压力损失。沿程损失ΔPf的计算如式(5)：

ΔPf=λρV2L/2d

(5)

式中：d为管道当量直径；V为入口速度；L为管道长度；ρ为流体密度；λ为管道摩擦系数。

由于过流断面变化、流动方向改变，速度重新分布，导致流体在管道系统中会产生相互碰撞，形成漩涡，从而在管路系统中产生局部压力损失，其表达式如式(6)：

(6)

式中：Vi管道内流体速度；ξi为局部压力系数。

2 结果分析

2.1 管道内流体流场分析

以进口流量为15 L/min为例，进行管道内流体流场分析。图2为管道内的流体流速分布，图3为管道内的流体流线。图4为管道内流体压力分布。

图2 管道内流体流速分布Fig. 2 Flow velocity distribution in pipe

图3 管道内流体流线Fig. 3 Streamline of water flow in pipe

图4 管道内流体压力分布Fig. 4 Fluid pressure distribution in pipe

由图2和图3可知：在水流入口端的螺栓附近，水流运动发生了急剧变化，在沿着管道出口方向，流体流速逐渐降低；在水流入口处螺栓和弯曲管道处，流线发生了急剧变化，导致流速显著降低，从而在螺栓弯曲处产生较大的局部压力损失。

由图4可知：管道内流体压力峰值位于进口端螺栓与连通管交接部位，且在沿着管道内水流运动方向上，流体压力呈现持续下降状态。当在管道结构发生弯曲或扩张的部位，流体压力会产生较大突变，从而管道压力损失增大。

2.2 入口流量对压力损失影响

通过改变进水管道入口不同流量，获得管道压力损失与入口流量的变化规律，如图5。由图5可知：管道压力损失随入口流量增长而呈现显著增长趋势。

图5 不同进口流量下的压力损失Fig. 5 Pressure loss in different water flux

2.3 出口压力对压力损失影响

根据涡轮增压器安装实际情况，管道出口端存在变化着的外界压力。以进口流量15 L/min为例，相对应进口速度为4.975 m/s。通过设定不同的出口压力，其余边界条件保持不变，获得出口压力对压力损失影响结果，如图6。由图6可知：随着出口压力增加，管道压力损失呈现增大现象，但管道出口压力持续增加，管道压力损失维持在某一固定值。

图6 出口压力对压力损失的影响Fig. 6 Effect of outlet pressure on pressure loss

2.4 壁面粗糙度对压力损失影响

研究发现：在管道流动中，即便粗糙度小到可以忽略不计，但流体间微小扰动也能深入流道主流区，从而会导致整片管道区域内流动程度发生改变。因此改变壁面粗糙度，研究其对压力损失变化尤为重要。

默认状态下Fluent假定粗糙度厚度(roughness height)Ks=0，表示壁面光滑。Fluent默认粗糙度常数(roughness constant)Cs=0.5。对于均匀砂粒状表面，一般不需要调整该值。但对于非均匀砂粒状表面，如带有筋板或网眼的表面，可取Cs=0.5～1.0，但目前Cs尚无准确计算方法。笔者假定壁面为均匀沙粒表面，也即Cs=0.5，通过改变粗糙度厚度Ks值来改变壁面粗糙度。

以进口流量为15 L/min为例，相对应进口速率为4.975 m/s。通过设定不相同壁面粗糙度，其余边界条件保持不变，如图7。由图7可知：随着壁面粗糙度增加，管道压力损失随之有一定增加。

图7 壁面粗糙度对压力损失的影响Fig. 7 Effect of wall roughness on pressure loss

2.5 进水连通管直径对压力损失影响

由图1(b)可知：水流从入口处空心螺栓进入，4个小圆连接管通过周边圆环孔的传递，最后汇聚于下方总流动通道。因此通过改变入口处4个小圆进水连通管直径，可对流动压力损失做进一步分析。

以进口流量为20 L/min为例，相对应进口速度为6.634 m/s。通过将图1(b)中的4个小圆连接管直径为2.25 mm改为新的模型直径2.7、2.0 mm，其余设置的边界条件保持不变，得到结果如表1。由表1可知：管道内部压力损失随进水连通管直径增加而减小，随着进水连通管直径减小而增大。

表1 进水连通管直径对压力损失影响Table 1 Effect of inlet diversion pipe’s diameter on pressure loss

4 结 论

1)通过对增压器进水管内部流场分析，水流运动在入口端螺栓与管道弯曲交接部位发生了剧烈变化，此处也是管道压力峰值出现的部位。在沿管道向出口方向上，管道内压力呈现明显降低。

2)分析了入口端进水量、出口端压力、管道壁面粗糙度及连通管直径等因素对增压器进水管管道压力损失影响。随着进水量增加，管道压力损失增大；出口压力改变对压力损失影响不明显；增加管道壁面粗糙度会使压力损失增大；增加进水连通管直径，压力损失降低，反之压力损失则增大。

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