基于CFD技术汽车发动机冷却系统匹配性设计

袁 新

（四川工业科技学院智能制造与车辆工程学院，四川 德阳 618500）

1 引言

作为汽车动力的核心，汽车发动机性能的好坏，将直接影响汽车的性能。发动机工作过程中将产生大量的热，匹配良好的散热冷却系统可以保证发动机的高效稳定运转，同时可以有效提升机械设备的工作寿命和耐久性[1]。但是，如果冷却过强，汽油机混合气形成不良，机油被燃油稀释，柴油机工作粗暴，散热损失和摩擦损失增加，零件的磨损加剧，也会使内燃机工作变坏。因此，与发动机匹配良好，适合的冷却系统成为设计发动机外围附属系统的关键。

国内外学者对此进行了一定研究：文献[2]采用风洞试验的方法对冷却用风扇的特性曲线进行分析；文献[3]采用软件建模的方法，采用二维模型分析散热器排数对散热性能的影响规律；文献[4]采用一维建模软件对发动机冷却系统进行建模分析，分析不同因素的影响规律；文献[5]采用试验的方法对散热器迎风面积的影响规律进行分析。

针对汽车发动机冷却系统进行设计分析，根据结构的组成和特点，对冷却系统换热量、冷却风量、冷却风道等进行设计，并对所研究发动机进行选型设计、匹配设计、最佳工况点校核等。基于设计分析，采用CFD方法对冷却风扇、散热器及匹配性进行模拟分析，并与仿真结果进行对比分析，以验证设计分析的准确性与可靠性。

2 冷却系统设计

车辆发动机冷却循环系统，如图1所示。对系统进行设计，首先需要根据发动机参数计算散热量，进而确定冷却液流量，之后进行冷却风扇、散热器等相关参数的设计，并对系统的匹配性进行分析，确定系统的最佳工作点，通过校准对系统的部分参数进行修正[6]。

图1 发动机冷却系循环图Fig.1 Engine Cooling System Cycle Diagram

2.1 冷却系换热

冷却系散发出去的热量即散热量或称散热热流量Qw，受发动机的结构型式及其压缩比、功率大小等许多复杂因素影响。对于活塞式发动机，进入冷却系的热流量（以Q1表示），约为燃料燃烧时所释放热量的（15～20）%[8]。矿用自卸车辆的传动装置进入冷却系的散热量（以Q2表示）约为发动机进入冷却系热量的（20～25）%，即 Q2≈（0.2-0.25）Q1。冷却系的散热量就是这两者之和，即Qw=Q1+Q2。

根据经验公式[9]，活塞式发动机Q1估算为：

式中：a0—冷却系统散热系数；ge—发动机的燃料消耗率；P—发动机的标定功率；Hu—燃料低热值。

对于已选定的发动机和传动装置，应通过热平衡实验来确定冷却系的散热量。而一般发动机厂家已经进行过这些实验，在其向客户提供的发动机参数资料中这些数据一般已经给出。

（1）冷却液的需求量

冷却液循环流量qv，w，由热平衡方程计算，即：

式中：Δtw—冷却水在冷却系内循环时的温升。根据冷却水的循环流量，选择冷却水在冷却系统中的合适流速。

（2）冷却空气需求量

冷却风扇供风量qv，a，由热平衡方程确定，即：

式中：cp·a—空气定压比热容。

2.2 冷却风道设计

（1）冷却风量

式中：tw1—进入散热器的水的温度；

ta1—进入散热器的空气的温度。

（2）风道阻力（压降）

式中：ΔP0—风道的总阻力，即全气路阻力；

ΔP1—风道内的空气阻力；

ΔP2—散热器的空气阻力。

2.3 发动机冷却系选型设计

2.3 .1确定工作状况与参数要求

在额定功率工况下车辆选用发动机对冷却系统的散热量要求[10]，另外发动机水套温度不得超过103℃，散热器返回发动机冷却液温度不得超过95℃，进入中冷冷却液温度不得超过72℃，如表1所示。

表1 发动机冷却设计要求Tab.1 Engine Cooling Design Requirements

2.3.2 散热器的初步设计

充分考虑到恶劣环境，以环境温度40℃为极限条件设计散热器，并提供一定的散热能力安全余量（20～30）%。在此基础上完成了散热器的初步设计，其具体参数，如表2所示。

表2 高低温散热器设计参数Tab.2 High and Low Temperature Radiator Design Parameters

2.3.3 风扇与散热器的性能参数的获得

散热器与风扇的具体性能参数由实验取得。其中，风扇一般由风筒实验取得，具体实验设备，如图2所示。初步选定的风扇型号为FA1700，其主要性能参数均由风筒实验获得，具体数据，如表3所示。

图2 风洞试验台Fig.2 Wind Tunnel Test Bench

表3 风扇性能数据Tab.3 Fan Performance Data

2.3.4 风扇、散热器的匹配

风扇与散热器的匹配是选型设计过程中重要的一个步骤，其关键就是寻找二者的共同工作点。风扇与散热器试验数据和原始数据对比情况，如表4所示。利用这些数据，如图3所示。找出其静压平衡点，在静压平衡点上，重量风速11.3kg/m2·s，散热系数UR=346.62kJ/m2·h·℃，并以此作为其工作点。

表4 风扇与散热器匹配Tab.4 Fan and Radiator Match

图3 风扇与散热器静压平衡点Fig.3 Fan and Radiator Static Pressure Balance Point

2.3.5 设计校核

首先进行低温散热器的校核计算，需先算出低温散热器出水温度：

式中：Tw1—进水温度；Lw—水流量；Qw—散热量。

而后计算对数平均温差：

式中：Ta1—环境温度；

Ta2—出风温度。

最后计算散热系数Uw，对比实测散热系数与其大小，判断设计是否合格。

式中：S—散热面积。

由上可知，大于1则设计合格，小于或等于1则需要重新设计。

3 基于CFD模拟分析

3.1 风扇分析

3.1.1 三维建模

网格划分，根据实际情况划分各个区域尺寸，如图4所示。

图4 风扇建模Fig.4 Fan Modeling

3.1.2 仿真分析

设定边界参数，输入初速度值，进行113次迭代，结果表现为收敛状态，残差曲线，如图5（a）所示。

表5 进出口数据对比Tab.5 Comparison of Import and Export Data

图5 分析结果云图Fig.5 Analysis Results Cloud Map

模拟获得的进出口压降以及风道质量与体积流速，如表5所示。图5（b）和图5（c）则为速度云图分布。通过速度云图可以对相关设计进行进一步优化设计，以减少不必要的压降损失。图5（c）中可以看出长方体形风道的四角压力集中情况比较严重，于是在风道设计过程中我们应在此尽量以圆弧等圆滑曲线过度一下，以改善风道压力损失情况。表3提供了该型发动机冷却风扇出厂时测定的各种压力下的体积流速与质量流速。试验与模拟结果对比，如表6所示。由表可知，试验与仿真之间误差最大值在5%以内，表明仿真分析的可靠性，可进一步对系统的匹配性进行分析。

表6 试验值与模拟结果对比Tab.6 Comparison of Test Values and Simulation Results

3.2 散热器模拟分析

散热器中高温和低温布置形式的不同分为并联式和串联式两种，这里进行对比分析。

3.2.1 散热器模型

利用等距栅格代替管翅结构的方法进行模型简化，在边界条件的设置上采用热耦合边界对并联结构散热器的高温散热器模块进行了三维建模与CFD模拟，网格模型，如图6所示。

图6 散热器及包裹空气网格Fig.6 Heatsink and Wrapped Air Grid

3.2.2 流场仿真结果及分析

选取40℃和20℃两种不同的环境温度，选取两种布置形式，进行四次对比分析。40℃环境温度下并联形式散热器温度、速度等分布线图，如图7所示。模拟结果，如表7所示。分析结果可知，速度场变化基本一致，出入口速度变化较小；压力值变化明显，串联式布置进出口存在一定的压差，并联也存在一定的压差，但明显并联式布置高于串联式布置；四种工况下进出口压力差，如表8所示。

图7 散热器模拟分析云图Fig.7 Radiator Simulation Analysis Cloud

表7 不同环境温度仿真结果Tab.7 Simulation Results of Different Ambient Temperature

表8 四种情况进出口压力对比Tab.8 Pressure Comparison of Four Situation

由表可知，并联式布置散热器的压差明显高于串联式布置，压差更大，这表明在空气流动过程中出现更为明显的流场扰动。但整体二者之间的差异不太明显。对于温度场来说，串并联的差异就十分显然了，四种情况温度对比，如表9所示。由表可知，对于平均温差而言，串联式布置要高于并联式布置，但差值较小，均在1%以内；整体布置而言，串联式布置形式冷却空气与散热器接触更大，整体的换热更为充分，散热器表现出更好的利用资源，但是二者的差异不明显。由表9的数据可以看出，环境温度与散热器温度之间的温差更大时，系统的换热效果更优。对比40℃和20℃的结果，可以看出后者的散热效率高于前者9%以上。这表明，并联式布置时，高温散热器的优势更为明显。

表9 串并联四种情况进出口温度对比Tab.9 Temperature Comparison of Four Cases

3.3 最佳工况点的检验

为了验证在最佳工况点的工作状态下，能否满足发动机的散热要求，现在进行散热器在最佳工况点下散热的模拟。本次模拟中需要还原上下水室、冷却水管和进出水管。散热器模型的各部分网格的具体画法、网格数和网格图如图中所述。设置监视器和适当的迭代步数后开始模拟计算。迭代过程大约在800步左右收敛。残差曲线，如图8（a）所示。散热器迎风面和背风面的温度云图分别，如图8（b）所示。散热器在Y=1400界面处的温度云图，如图 8（c）所示。

图8 模拟分析结果Fig.8 Simulation Analysis Result

由图可知，散热器在第一排和第二排管的散热效果最好，之后的冷却水管散热效果基本一致，明显弱于前两排管。空气流经散热器后，平均温度由入口的27℃上升到大约80℃，其中和进水管相邻冷却水管附近空气温度最高，达到将近90℃。冷却水由入口处的95℃下降到出水管处的大约平均78.2℃。发动机厂商要求发动机内冷却水的最低温度为79.4℃。因此，最佳工况点下的冷却能力可以满足发动机要求。

4 结论

（1）对所设计风扇、散热器及二者的匹配进行校核，高低温散热器的实测散热系数与理论散热系数之比均大于1，表明设计合格，满足要求；（2）串联散热器虽然散热效率稍高，但是由于发动机一泵两路的散热形式，并联形式的散热器适用范围更广，对高温恶劣情况的耐用性更好；（3）最佳工况校核表明，空气流经散热器后，平均温度由入口的27℃上升到大约80℃，其中和进水管相邻冷却水管附近空气温度最高，达到将近90℃。冷却水由入口处的95℃下降到出水管处的大约平均78.2℃。满足发动机内冷却水的最低温度为79.4℃的要求。因此，最佳工况点下的冷却能力可以满足发动机要求；（4）理论分析、模型仿真和试验分析结果的一致性表明分析的准确性和可靠性，为同类设计提供参考。