基于场协同原理的车用散热器内流场优化＊

张岳 熊锐 吴坚 冯博

（1.广东工业大学，广州 510000；2.广州汽车集团股份有限公司汽车工程研究院，广州 510000）

主题词：散热器 散热特性 场协同原理 多尺度耦合

1 前言

随着发动机升功率越来越高、体积越来越小，使得整车热管理性能越发关键，而散热器是整车热管理中最重要的换热元件之一，其换热能力的好坏直接关系到车辆燃油经济性及驾驶稳定性。

V Damodaran[1]利用Fluent 对整车发动机前舱的全尺寸散热性能进行了仿真，与试验数据相比，温度场误差约为10%，流场误差在5% 以内；Parandhamaiah Gorre[2]通过对散热器风扇分别施加MP 和MRF 域，对比了不同方法下散热器流场的区别；袁侠义[3]以某款轿车为基础建立了比较完整的发动机前舱模型，分析了不同工况下前舱内流动特性与散热特性；Dangmali V[4]分析了风扇罩的包裹程度对散热性能的影响；Zun Wang[5]对散热器散热管带提出简化方法；刘水长[6]阐述了高温部件强化散热原理，利用空气速度和温度梯度0°夹角原则优化舱内结构，提高了排气歧管散热性能；郝晓红[7]采用计算流体力学方法验证了散热器热阻和压力损失模型的准确性，并且采用多目标遗传算法优化散热器的结构参数；徐晓明[8]比较了整车不同出风口位置对散热性能的影响。

目前对发动机舱内强化散热的研究主要集中在优化发动机舱内结构，改变发动机舱内流场方向或大小来优化某个零件的温度，但实际应用中发动机舱冷却模块布置位置狭小，前端冷却模块的布置改变可谓是“牵一发而动全身”，较难通过外部结构的变动达到优化目的，而散热器单品的研究又没有考虑在实车复杂环境下散热器外部流场的不均匀性对换热的影响。为此，本文对某款车型建立发动机前舱及冷却模块的传热和流动耦合仿真模型，分析散热器在实车环境下外流场流动特性，并基于场协同原理对散热器内部水室结构进行优化，以提升散热器在整车下的散热性能。

2 场协同原理

场协同原理从速度场和温度场的协同程度来阐释对流散热强度，其计算公式为：

式中，Nu为努赛尔数，表示对流换热强烈程度；Re为翅片通道处雷诺系数；y为在任意截面处边界层厚度；Pr为普朗特数；为速度矢量场；为温度梯度场。

a.速度矢量与温度梯度矢量的夹角余弦值尽可能大，即两矢量的夹角β＜90°时，β尽可能小，或当β＞90°，β尽可能大；

b.在最大流速和温差一定条件下，流体速度剖面和温度剖面尽可能均匀；

c.尽可能使3 个标量场中的大值与大值搭配，也就是说使3 个标量场的大值尽可能同时出现在整个场中某些域上。

由于车用紧凑式散热器多为叉流式散热器，较难改变夹角余弦场，且在整车环境中散热器外部冷却介质速度场也已确定，为此仅探讨协同理论的第3个方面对散热器散热性能的影响。

3 仿真计算方法及边界条件

3.1 计算模型

本文所分析的模型如图1 所示，包含进气格栅、保险杠、中冷器、冷凝器、散热器支架及导流板等，模拟了真实环境下散热器的外流场。

图1 冷却模块及其前端结构

散热器为管带式百叶窗散热器，热量通过冷却液与扁管的换热、扁管与翅片之间的导热以及翅片与空气的对流换热最终由空气带走。百叶窗式翅片结构复杂，为节省计算量，将翅片简化为多孔介质拟合出的百叶窗式翅片阻力系数f[10]：

式中，Fp为翅片间距；Fh为翅片高度；Lp为百叶窗开窗间距；Ld为翅片长度；La为翅片开窗角度；Lh为翅片窗翅高度。

最后阻力系数定义为：

式中，ΔP为气体通过翅片时产生的压差；ΔPε、ΔPi为流通面积的突然增大和缩小引起的压差；ρa为气体密度；Vc为通道内平均流速；D为水力直径。

多孔介质是指多孔固体骨架构成的孔隙空间中充满单相或多相介质。多孔介质流动模型是将流动区域中固体结构的作用看作为附加在流体上的分布阻力，多孔介质的动量方程为[11]：

式中，V为流体表面速度；γ为孔隙率；μ为黏性阻力系数；k为渗透率；τ为时间；ρF为流体密度。

对于简单的多孔介质模型，流体穿过多孔介质压降ΔPa为：

式中，C2为惯性阻力系数；v为多孔介质表面流速；Δm为多孔介质厚度。

多孔介质的有效热传导率keff为：

式中，k f、kδ分别为流体热传导率和固体热传导率。

3.2 离散方法

汽车发动机舱内空气流速低于1/3当地声速，流体可以当作不可压缩气体处理，基本控制方程如下。

质量守恒方程为：

动量守恒方程为：

能量守恒方程为：

式中，u为空气流速；p为空气压力；F为微元体所受的体积力；T为空气温度；Sτ为能量源项。

3.3 边界确定

在软件ANSA 中对模型进行几何处理和面网格划分，将面网格导入STAR CCM+中进行体网格生成，空气域、水域采用切割体网格模拟，固体域采用薄壁层网格模拟，散热器水管采用三维壳单元模拟，体网格总数为1 300万，体网格模型如图2所示。

图2 体网格模型

3.3.1 仿真工况确认

选取低速大负荷和高速爬坡两个工况（表1）对散热器进行分析。仿真模型采用速度进口（velocityinlet），湍流强度为1%，出口采用压力出口（pressureout）。模型采用定常模拟，物性参数不随条件改变。进气格栅、散热器支架、导流板、轮胎等作为壁面，发动机舱盖、前保险杠等作为挡板界面。

表1 仿真工况

3.3.2 冷凝器、中冷器边界确认

中冷器、冷凝器采用多孔介质模型，其参数根据试验数据（图3）并结合公式（5）计算，结果为：中冷器惯性阻力系数为327.92，黏性阻力系数为5.00×107；冷凝器惯性阻力系数为588.67，黏性阻力系数为5.77×107。冷凝器、中冷器热交换能量转移由一维仿真获得。

图3 中冷器、冷凝器冷却介质侧空气压降试验曲线

3.3.3 散热器及风扇边界确认

对散热器进行流动传热耦合仿真，固体域为散热管、水室、风扇罩，材料为3003AL 和PA66+GF30。考虑热辐射影响，散热管壳单元壁厚为0.22 mm，考虑重力影响，流体域为水域和空气域，水域介质为冷却液（50%水+50%乙二醇）。散热器进口采用质量流量进口（mass-flow），出口采用压力出口（pressure-out）。

将散热器的每一排百叶窗翅片均简化为多孔介质，根据式（2）可计算出不同风速与压降的关系，如图4所示。经对多孔介质阻力系数进行计算，得出惯性阻力系数为427.62，黏性阻力系数为2.62×107。

图4 百叶窗式翅片冷却介质侧空气压降拟合曲线

对风扇建立MRF(Moving Reference Frame)域，模拟风扇转速，左风扇转速为2 450 r/min，右风扇转速为2 650 r/min。

4 仿真及试验验证

4.1 仿真结果分析

4.1.1 散热器外流场及温度场

以整车坐标系为基准，建立y=200 mm截面，截面截取前保险杠、进气格栅、发动机前舱盖、挡板、冷凝器、中冷器、散热器及风扇等。图5为截面前舱温度场分布，由图5可看出，随车速的增加散热器的散热效果改善明显，最高温度发生在低速大负荷工况下散热管底部，达到116 ℃。

图6 为截面速度矢量图，在前保险杠、挡板处出现涡流，车辆在高速爬坡工况时，散热器与中冷器间隙处发生了回流，影响散热效果。

建立z=200 mm 截面，截面经过下进气格栅、中冷器、散热器及风扇。图7为截面温度场，由图7可看出，空气温度场与散热管温度梯度相符，在低速大负荷工况下温度最高达到117 ℃。

图5 y=200 mm截面温度场

图6 y=200 mm截面速度矢量图

图7 z=200 mm截面温度场

图8为截面速度矢量图，由于空气被下进气格栅中间车牌遮挡，中冷器中间位置空气流速低于两侧，高速工况下有所改善。散热器左侧风扇在低速工况时散热效果更明显，高速时风扇作用影响减弱。

图8 z=200 mm截面速度矢量图

建立z=440 mm 截面，截面经过上进气格栅、冷凝器、散热器及风扇。图9 为截面温度场，散热管处空气温度低于z=200 mm 截面散热管处空气温度，同图5 截面处温度场趋势相同，散热器上部温度低于下部温度。

图10为截面速度矢量图，由图10可看出，在高速工况下散热器后端面外流场均匀性更佳。低速工况下散热器前支架挡板出现涡流，高速时有所改善。

图9 z=440 mm截面温度场

图10 z=440 mm截面速度矢量图

图11为散热器中面x向的速度截面。由图11可看出，风扇在低速工况下对外流场影响大，而在高速工况下，因为上、下进气格栅和冷却模块的布置，使外流场出现了块状高速区域；同时由图可见，管1～9 和管51～59处外流场流速低。

图11 散热器中面x向的速度截面

4.1.2 散热器内流场及温度场

建立散热器水域流线图，如图12和图13所示，由图可看出，冷却液进入水室后呈螺旋状在水室内运动，进、出口冷却液流速高于水室其它部位，但进水室底部因重力作用流速大于出水室顶部的流速。散热器在整车布置中离地面最远的散热管为管1，散热管1～59内冷却液流量仿真结果如图14所示。

由图14 可看出，低速工况与高速工况下散热管内流量分布呈相同趋势。管7～管10 处出现1 个波峰，因为此处为水室入口，入口冷却液流速大；由于重力和出口位置的原因，管30 之后的散热管流量逐渐增大；管52～管57流量略降低，因为在水室底部产生涡旋使流速降低；管58～管59直接面对出水口导致流量加大。

图15 为低速工况下散热器温度场分布图，可见整个散热管路表面温度分布并不均匀。温度最高区域发生在散热器右下部，散热管路中间部位温度低于上、下端温度。由图6截面可知，在散热器后端右下角处为护风罩，导致外流场速度低，同时下部散热管冷却液流量大于上部散热管，导致在散热管右下角容易积热；散热管41～管49 温度低是因为中冷器和冷凝器的间隙使得空气流量较大，同时这几根管路冷却液流量没有下部管路流量大，导致温度偏低。图16 为散热器后端面温度场及测点位置，最高温度为右下区域，约为117 ℃。

图12 低速工况下散热器内流场流线图

图13 高速工况下散热器内流场流线图

图14 散热管流量仿真结果

图17 为高速工况下散热器温度场分布图，散热器的温度均匀性比低速工况有明显改善，由图17可看出，在高速时风扇对冷却模块的外流场影响减弱，高速工况带来的高进风量使整个散热器外流场流量均匀性变好。图18 为高速工况散热器后端面温度场及测点位置，与低速工况截面处相同，积热现象明显改善，测点温度如图19所示。

图15 低速工况下散热器温度场

图16 低速工况下散热器后端面温度场及测点位置

图17 高速工况下散热器温度场

图18 高速工况下散热器后端面温度场及测点位置

图19 仿真测点位置温度曲线

4.2 试验验证

在环境模拟舱内对样车进行试验，如图20 所示。试验前按仿真测点对散热器进行传感器布置，选用测量精度为0.75%的K型热电偶传感器，传感器布置位置如图20a 所示，测点包括散热器后侧上、中、下部位9 个测点以及散热器水室入口位置1个测点。

图20 整车环境模拟试验

环境模拟试验时，首先按照相应测试工况对试验舱进行预热，湿度为40%，阳光模拟为950 W/m2；然后对试验信号进行测试，设定测量采样参数，按照试验工况循环进行试验。试验结果与仿真结果对比如图21 所示。由图21 可看出，低速工况下误差为-5%～3%，高速工况下误差为-4%～3%。由于散热器翅片采用经验公式耦合，同时忽略了中冷器、冷凝器管路对外侧流场的影响，所以误差在可接受范围内，且模型测点温度与试验温度趋势相同，表明模型仿真精度在可接受范围内。

图21 仿真与试验测点位置温度对比结果

4.3 场协同原理下的散热管分析

对散热器进行离散，观察场协同原理对散热性能的影响。在每根散热管中，冷流体与热流体存在热量交换，温度沿流动方向而变化，冷流体流速等效为流经散热管处的空气流量，热流体温度梯度等效为散热管内的冷却液流量，散热管表面平均温度可直接反映冷热流体交换热量后的结果。离散后拟合曲面如图22所示。

根据场协同原理（速度绝对值、温度梯度绝对值与夹角余弦场尽量峰值匹配），可以得到更好的散热效果。实车为叉流式散热器，夹角余弦场无法改变，换热性能好坏直接取决于散热管外冷流体流量绝对值和散热管内热介质流量绝对值的匹配。由图22 可知，在冷介质流量相同时，散热管温度随热介质流量的变大而升高；对于相同流量的散热管，冷介质流量大的管路温度低；当温度场和速度场协同效果好时散热效果较好。上述规律表明，速度场与温度梯度绝对值的峰值匹配可以获得更好的换热效果，为优化散热器水室奠定基础。因实车在某工况下的冷介质流场已确定，为获得更好的散热效果，可以将更多冷却液流量分配到冷介质流速大的区域。

5 散热器水室结构优化

由上述分析可知，冷介质流速在管11～管48 处较大，而温度梯度在管50～管59 处最大，为强化双场协同程度，应将更多的冷却液流量分配到空气流速大的区域，增大上述区域的温度梯度，实现双场峰值匹配，提高换热效率。

某散热器水室内冷却液在重力作用下使得散热管底部流量分布与发动机舱内流场方向分布不合理，为此在散热器进水室和出水室内部增加挡板，以减少进、出口和重力对不同散热管流量分配不均的影响，同时可以增加散热管11～散热管48 流量，以强化双场耦合，优化结构如图23所示。

图23 水室结构优化

将优化后的散热器模型在相同工况下进行仿真模拟，因为低速工况下温度不均匀性差，所以仅以低速工况进行说明。管内流量对比如图24所示，可知经优化后明显减少了管49～管59的冷却液流量，同时均匀增大了管11～管48处的流量，优化后最大流量发生在管44～管48处。散热管温度分布对比如图25 所示，可见降低了管51～管59 的温度，减少了管路的最高与最低温度差值。散热器水室优化后出口温度及管路温度标准偏差见表2。

图24 低速大负荷工况下优化后散热管流量对比

图25 低速大负荷工况下优化后散热管温度对比

表2 散热器水室优化后结果对比

由表2可知，优化后散热管路温度不均衡得到有效改善，减少了散热器热应力。由此表明，通过在某些区域使温度梯度场与速度场峰值匹配来强化双场协同程度，可增加散热效率，在不改变散热器外部冷介质流速的前提下降低了出口冷却液温度。

6 结束语

通过分析散热器在低速大负荷工况下和高速爬坡工况下散热特性，建立了仿真模型，获得散热器在整车真实环境下的速度场、温度场，能够可视化地判断散热器工作状态，为前端冷却模块布置提供了参考。同时根据场协同原理，对整车环境下散热器水室提出优化方向。经优化后散热器出水温度有效降低，在低速大负荷工况下出水温度降幅为1.32 ℃，并且使散热管温度分布更加均匀，均匀度提升为29.01%，可降低散热管因温度分布不均而产生的热应力。