某型SUV空-空中冷器内部流动换热研究*

邱飒蔚，王震虎，廖 斌，夏二立，李落星

（1.湖南大学，汽车车身先进设计制造国家重点实验室，长沙 410082； 2.湖南大学机械与运载工程学院，长沙 410082；3.重庆长安汽车欧尚研究院，重庆 400023）

前言

随着汽车新排放标准的实施，涡轮增压技术在汽车发动机上的普遍应用已成为当前时代的一种主流。据资料表明：汽车加装涡轮装置后，发动机最大功率最多可提升20%，且发动机噪声、废气排放物____和燃油消耗率均得到有效降低［1］；但涡轮增压后，空滤进气如果未经充分冷却进入燃烧室则存在缸内温度过高产生缸裂、缸爆等风险，同时还会导致废气排放物浓度增加［2］。因此，对发动机进气进行充分冷却是保证汽车工作性能稳定的有效途径。

空-空中冷器由于具备传热效率高、制造成本低、防泄漏性能好等优点［3］，现已成为汽车发动机重要的涡轮增压冷却系统。目前国内外针对汽车空-空中冷器的研究主要集中在单体流动传热性能方面，分析不同结构的冷却扁管与翅片对中冷器流动传热的影响规律，预测不同结构参数对换热性能的影响［4-6］；或在整车上研究中冷器散热对机舱热害的影响，且仅以冷流侧分析结果进行评判［7］。而基于整车同时考虑机舱内部结构、零部件布置和中冷器进气管道对中冷器内部流动换热的研究鲜见报道。

本文中运用计算流体力学理论基于STARCCM＋软件对某型SUV中冷器建立三维双流体模型，在整车CFD模型上对空-空中冷器内部流动换热进行研究，分析不同行驶工况下中冷器冷流与热流内部速度场、温度场和压力场。另外，采用一维与一维／三维联合分析方法对中冷器冷流与热流出口温度结果进行了分析对比，并通过环境舱热管理试验进行了验证。

1 整车CFD分析模型的建立

1.1 基本控制方程与换热理论

由于汽车在不同行驶工况下车速与当地声速比值低于0.3，在CFD仿真中可把空气假设为不可压缩连续流体［8］。根据机舱内复杂空气流动特性，对流体力学控制方程进行求解。中冷器内部换热遵循冷热流之间热平衡，以双流体局部换热数学模型计算。求解中采用的基本控制方程如下［9-10］。

（1）质量守恒方程

式中：ρ为流体密度；t为时间；ui为流体在各个方向的速度矢量，i分别代表方向 x，y，z。

（2）动量守恒方程

式中：u为微元体速度矢量；p为流体在微元体上的压力；j与i含义相同；τij为微元体黏性应力τ的分量；Si为微元体在各方向的动量源项。

（3）能量守恒方程

式中：T为温度；k为流体的导热系数；cp为流体比热；ST为黏性耗散项。

（4）双流体局部换热数学模型

式中：UAL为双流体中局部传递系数；C0，C1和 C2为通过最小二乘回归拟合UAL表获得的系数；Vc和Vh分别为冷流与热流速度；ec和eh分别为冷流和热流指数，一般默认为0.8。

1.2 CFD仿真模型与网格划分

整车CFD分析模型包括整车车身、外饰、电器、底盘和动力5大总成模型。为真实反映机舱内各零部件对中冷器周边流场的影响，尽量保持机舱内完整特征。图1为某SUV冷却系统与发动机舱视图。STAR-CCM＋由于具备强大的前处理功能，通过设置合理网格尺寸对整车数据进行包面与重构，采用切割体生成整车体网格，并对机舱与底盘局部加密，生成体网格后数量约为2 000万，图2（a）为整车风洞仿真模型，图2（b）为同一坐标系Y＝0截面（车宽正中间）整车体网格示意图。

图1 冷却系统与发动机舱

图2 整车三维CFD仿真模型

1.3 边界条件与参数设置

为减少洞壁效应，仿真风洞选用经验尺寸，长、宽、高分别为13倍车长、15倍车宽、8倍车高，其中车前距离为3倍车长，车后距离为9倍车长，车左与车右距离各为7倍车宽。入口类型设为速度入口，出口类型设为压力出口，出口压力为一个标准大气压。风洞地面与两侧都设为滑移壁面以降低壁面剪切力的影响。鉴于机舱内零部件本身及相互之间的复杂布置，采用合适的Realizable k-ε湍流模型，壁面采用两层 all y＋设置［11-12］。中冷器、冷凝器和散热器设置为多孔介质，惯性阻力系数Pi和黏性阻力系数Pv由供应商提供的参数拟合得到。风扇采用MRF（moving reference frame）模型模拟。根据工程项目经验，主机厂典型分析工况为10%爬坡、6%爬坡和高速工况，环境温度为40℃，分析参数输入如表1所示。

1.4 空-空中冷器双流体换热模型

空-空中冷器双流体换热模型包括空气外侧冷流和内侧热流两部分，其热交换拓扑结构如图3（a）所示［10］，共包含6个区域，分别为冷流进口、冷流芯体、冷流出口、热流进口、热流芯体和热流出口。冷流芯体与热流芯体通过贴合程度较好分布较均匀的切割体组成，两者完全共形匹配并在两者之间创建热交换器以确保最大限度传递冷热流之间热量，中冷器三维双流体模型如图3（b）所示。

图3 双流体热交换拓扑结构和仿真模型

通过台架试验测得，发动机在不同工况起动后达到稳定工作状态时，中冷器进气温度和流量变化较小［13］，故使用该车型中冷器在不同稳定工况点数据作为稳态边界输入，如表2所示。中冷器换热参数由发动机台架单体试验获取，如图4所示。

表2 中冷器参数输入

图4 中冷器单体换热曲线

2 中冷器一维／三维联合仿真模型

发动机一维冷却系统模型包括空气外侧和冷却内侧两部分。空气外侧基于流线理论由压力系数Cp值、换热模块（中冷器、冷凝器和散热器）、风扇、机舱内阻BIR（built in resistances）等部件构成，冷却内侧由冷却液和润滑油等环路构成。在KULI传统一维冷却模型中，往往没有考虑中冷器表面不同速度分布对内部流动换热的影响。为了提高传统一维冷却模型仿真精度，在原模型基础上把中冷器分割成许多离散单元，将整车CFD中冷器表面速度分析结果以阻尼矩阵的方式导入，建立一维／三维空气外侧联合仿真模型，如图5所示。

图5 一维／三维空气外侧联合仿真模型

空气侧Cp值由整车CFD仿真模型分析获得，机舱内阻BIR通过设定中冷器目标进风量标定求解，一维冷却内侧环路模型如图6所示。

3 仿真结果分析与试验验证

3.1 中冷器冷流与热流速度场分析

图6 一维冷却内侧环路模型

根据图2中建立的整车三维CFD仿真模型，仿真得到车辆在不同工况下中冷器冷流入口端速度场分析结果，如图7所示。3个工况下，中冷器迎风面速度场分布相似，且总体增长趋势一致。其中在高速工况表面速度最高，10%爬坡工况表面速度最低。中冷器正前方由于格栅条、机舱线束、ACC控制器等部件的遮挡，使中间迎风气流受阻，在迎风面上形成了中间流速低、两端流速高的现象。

图7 不同分析工况中冷器冷流迎风面速度场

图8 为Z＝45 mm截面上整车在不同工况下中冷器热流内部速度场分布云图。从图8可看出：热流通过进口段与出口段时，由于没有内部芯体阻尼的作用，气流流速较大，当经过中间段时，受内部芯体阻尼影响，气流流速较低。另外，借助气流矢量方向可看出，在入口段存在涡流，这会导致热流进气不畅通，影响发动机进气效率。为清晰查看热流入口段涡流现象，对涡流进行局部放大，如图9所示。

在不同工况下，对中冷器冷流与热流入口端平均进气速度进行了对比，如图10所示。中冷器冷流流速在10%爬坡与6%爬坡之间，进气速度増长缓慢，而在6%爬坡与高速之间进气速度增加较快，可得中冷器冷流进气速度与车速呈非线性递增关系。然而，中冷器热流流速在上述3个工况中，进气速度首先降低然后上升，这与发动机运行状态密切相关。

图8 不同分析工况中冷器热流内部速度场

图9 不同分析工况热流入口段涡流局部放大图

图10 不同工况中冷器冷流与热流平均速度

3.2 中冷器冷流与热流温度场分析

图11 为Z＝45 mm截面上整车在不同工况下中冷器冷流内部温度场分析结果。3个工况下，冷流内部总体温度分布趋势一致。中间段由于速度较小，冷却进气不足，从而引起温度较高。图12为Z＝45 mm截面上整车在不同工况下中冷器热流内部温度场分析结果。从热流进口端至出口端，热流依次得到冷却，且温度分布相似。从图12（b）中看出：6%爬坡工况热流进气冷却效果比其他工况好，体现了发动机进气冷却不仅与行驶工况有关，而且与发动机载荷状态有关。

3.3 中冷器冷流与热流压力场分析

图11 不同工况中冷器冷流内部温度场

图12 不同工况中冷器热流内部温度场

图13 不同工况中冷器冷流内部压力场

图13 为Z＝45 mm截面上整车在不同工况下中冷器冷流内部压力场分析结果。对比可知：中冷器冷流内部压力场随分析工况车速的升高逐渐变大，总体增长趋势一致；高速工况下冷流内部压力场最大，10%爬坡工况内部压力场最低；中冷器正前方由于气流流速受阻，产生动量损失，引起了冷流内部压力中间低，两端高。

图14为Z＝45 mm截面上整车在不同工况下中冷器热流内部压力场分布云图。3种工况下，热流内部静压分布相似，静压最高区域出现在入口拐角处，静压最低区域则出现在出口段，并且由入口至出口方向静压显著降低。另外，在每个分析工况下中冷器出口段转角处出现了局部负压区，存在出气倒吸风险，会降低发动机进气效率。

图14 不同分析工况中冷器热流内部压力场

3.4 中冷器仿真结果对比和试验验证

对不同整车工况下的中冷器冷流与热流出口温度，分别对比了一维、三维和一维／三维仿真分析结果，并根据设计要求在环境舱对该试验车中冷器进行了热管理试验验证，如图15所示。其中图15（a）为拆除前保险杠后，中冷器风速仪和热电偶线布置示意图；图15（b）为温度测量仪，中冷器进气和出气温度传感器布置在对应管道内。

图15 中冷器环境舱热管理试验

3.4.1 冷流出口温度对比分析和试验验证

10%爬坡工况下，利用传统一维冷却模型、三维整车CFD模型和一维／三维联合模型，分别仿真获得各模型冷流出口表面温度，结果如图16所示。对比可知：在这3种分析结果中，冷流出口表面温度分布从右至左总体呈降低趋势，其中三维与一维温度分布结果相差较大，一维分析结果呈梯度均匀下降；而三维与一维／三维温度分布结果较为接近，这是由于在一维／三维分析模型中存在速度阻尼矩阵，考虑了中冷器表面速度分布不均对内部流动换热的影响。

图16 10%爬坡工况中冷器冷流出口温度

图17 为3个分析工况下利用一维、三维、一维／三维和试验4种分析方法获得的中冷器冷流平均出口温度。10%爬坡工况下冷流出口温度最高，高速工况下最低。冷流出口仿真温度与试验相对误差如表3所示。由表3可知：不同分析工况下，一维／三维仿真分析结果与试验结果最接近，最大相对误差为-0.7%；其次为一维分析结果，与试验最大相对误差为-2.6%；三维分析结果与试验相差最大，最大相对误差为4.6%。

图17 不同工况中冷器冷流平均出口温度对比

表3 冷流平均出口温度仿真与试验相对误差

3.4.2 热流出口温度对比分析和试验验证

图18为3个分析工况下利用4种分析方法获得的中冷器热流平均出口温度。10%爬坡工况下热流出口温度最高，6%爬坡工况出口温度最低。中冷器热流出口仿真温度与试验相对误差如表4所示。由表4可知：一维、三维和一维／三维仿真结果与试验最大相对误差分别为-1.9%、3.7%和-1.2%。对比结果表明，一维／三维联合分析仿真结果精度最高，三维分析结果误差相对较大，但在可接受的范围内。

图18 不同工况中冷器热流平均出口温度对比

表4 热流平均出口温度仿真与试验相对误差

综合分析，上述3种仿真结果与试验对比总体趋势一致，其中一维和一维／三维分析结果比试验值稍低，最大相对误差分别为-2.6%和-1.2%，而三维分析结果总体趋势比试验值稍高，最大相对误差为4.6%，说明一维、三维和一维／三维分析模型都是简化的参数模型，与实际中冷器有一定差别。该结果一定程度上验证了一维／三维联合分析方法可以提高仿真精度，同时也验证了三维双流体模型用于预测中冷器内部冷流与热流温度分析的可行性。

4 结论

基于整车采用三维双流体模型对空 空中冷器进行内部流动换热研究，可直观分析中冷器冷流和热流内部速度场、温度场和压力场，能够有效预测内部流场涡流的存在和局部高低温区与压力区的分布，得出结论如下。

（1）机舱内复杂零部件的布置和行驶工况直接影响中冷器内部速度场的分布，同时间接影响中冷器冷流内部温度场与压力场的分布。

（2）中冷器热流内部速度场和压力场分布主要由发动机载荷状态和中冷器内部结构决定，而温度场分布还与行驶工况外部进气冷却有关。

（3）在一维、三维和一维／三维3种仿真分析方法中，三维与一维／三维温度分布结果较为接近。通过试验验证得出一维／三维联合分析方法精度最高，三维分析结果误差相对较大，但最大相对误差在5%以内，验证了三维双流体模型用于预测中冷器冷流与热流温度分析的可行性，便于为发动机进气效率提高与中冷器内部换热研究提供参考。