侯獻(xiàn)軍馬將森杜松澤李增科

（1.武漢理工大學(xué) 現(xiàn)代汽車零部件技術(shù)湖北省重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室；2.汽車零部件技術(shù)湖北省協(xié)同創(chuàng)新中心）

基于CFD方法的整車?yán)鋮s系統(tǒng)匹配分析*

侯獻(xiàn)軍1,2馬將森1,2杜松澤1,2李增科1,2

（1.武漢理工大學(xué) 現(xiàn)代汽車零部件技術(shù)湖北省重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室；2.汽車零部件技術(shù)湖北省協(xié)同創(chuàng)新中心）

為探索水泵流量對(duì)整車?yán)鋮s系統(tǒng)的影響，建立發(fā)動(dòng)機(jī)GT-POWER模型和整車?yán)鋮s系統(tǒng)GT-COOL模型，同時(shí)利用試驗(yàn)驗(yàn)證模型的準(zhǔn)確性，并求取發(fā)動(dòng)機(jī)熱邊界條件和散熱器換熱特性參數(shù)。建立散熱器三維幾何模型，利用CFD方法求取散熱器的流動(dòng)特性參數(shù)，將發(fā)動(dòng)機(jī)模型和散熱器模型在STAR-CCM+中耦合成一個(gè)系統(tǒng)，模擬整車?yán)鋮s系統(tǒng)的工作過程。以某農(nóng)用車的冷卻系統(tǒng)為例，通過仿真求得其水泵流量在0.8 kg/s時(shí)散熱器散熱功率達(dá)到最大值10.489 kW，且發(fā)動(dòng)機(jī)燃燒室壁面溫度為523 K，較為合理。

1 前言

隨著升功率的不斷提高，發(fā)動(dòng)機(jī)產(chǎn)生的熱流密度越來越大，若設(shè)計(jì)匹配不合理，可能導(dǎo)致冷卻系統(tǒng)溫度過高[1、2]。國內(nèi)學(xué)者在該方面的研究大都采用一維仿真方法，徐立平[3]以AMESim為仿真平臺(tái)，討論了發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻系統(tǒng)匹配的基本思路和方法；高思遠(yuǎn)等[4]以GT-SUITE為仿真平臺(tái)，研究了冷卻液溫度變化對(duì)柴油機(jī)熱功轉(zhuǎn)換過程的影響；韓愷等[5]利用GT-COOL軟件建立某裝甲車輛動(dòng)力艙一維CFD仿真模型，研究裝甲車輛冷卻系統(tǒng)結(jié)構(gòu)參數(shù)與性能參數(shù)之間的影響；郭學(xué)勤等[6]利用GT-COOL軟件建立某柴油機(jī)的冷卻系統(tǒng)模型，模擬分析最大扭矩工況下風(fēng)扇、水泵流量和壓力對(duì)冷卻系統(tǒng)散熱能力的影響。而關(guān)于冷卻系統(tǒng)的三維仿真方法，大部分學(xué)者也只進(jìn)行了局部部件的分析，Jae Su Kim等[7]基于STAR-CD完成了對(duì)散熱器整體的三維CFD仿真計(jì)算；黎蘇等[8]基于FLUENT對(duì)某天然氣發(fā)動(dòng)機(jī)氣缸蓋及其冷卻水套進(jìn)行了流固耦合仿真計(jì)算；童正明等[9]通過對(duì)某商用汽車管帶式散熱器進(jìn)行傳熱風(fēng)洞試驗(yàn)并進(jìn)行CFD數(shù)值模擬研究，分析了水管排數(shù)對(duì)散熱器散熱量的影響；郭良平等[10]基于STAR-CCM+對(duì)單缸柴油機(jī)氣缸蓋的冷卻傳熱進(jìn)行了流固耦合仿真計(jì)算；白敏麗等[11]基于STAR-CD進(jìn)行了柴油機(jī)的流固耦合傳熱計(jì)算。本文基于STAR-CCM+對(duì)某農(nóng)用車?yán)鋮s系統(tǒng)的匹配進(jìn)行三維模擬仿真分析。

2 整車?yán)鋮s系統(tǒng)模型建立

對(duì)冷卻系統(tǒng)做如下簡化：

a.將散熱器芯部簡化成多孔介質(zhì)區(qū)域；

b.STAR-CCM+軟件不能夠?qū)崿F(xiàn)循環(huán)仿真，可以通過多次迭代運(yùn)算使散熱器出口條件和水套入口條件一致來實(shí)現(xiàn)實(shí)際過程中的循環(huán)流動(dòng)；

c.簡化冷卻系統(tǒng)中的管路。

基于以上簡化建立整車?yán)鋮s系統(tǒng)模型，如圖1所示。

3 發(fā)動(dòng)機(jī)模型熱邊界條件的求取

3.1 缸內(nèi)燃?xì)馄骄鶞囟群推骄鶕Q熱系數(shù)的求解

發(fā)動(dòng)機(jī)作為冷卻系統(tǒng)的熱源，其熱量最終來自燃?xì)馊紵尫诺臒崃?，確定發(fā)動(dòng)機(jī)氣缸內(nèi)的熱邊界條件是確定發(fā)動(dòng)機(jī)傳遞給冷卻系統(tǒng)熱量大小的關(guān)鍵。

基于該農(nóng)用車發(fā)動(dòng)機(jī)原機(jī)GT-POWER模型求得其最高功率為9.51 kW，發(fā)動(dòng)機(jī)臺(tái)架試驗(yàn)測(cè)得其最高功率為9.28 kW，誤差為2.48%，小于通常所要求的5%，結(jié)果較為準(zhǔn)確，模型可以用于后續(xù)計(jì)算。

仿真求得該發(fā)動(dòng)機(jī)在最高功率點(diǎn)工況（轉(zhuǎn)速3 800 r/min）下的缸內(nèi)燃?xì)馑矔r(shí)換熱系數(shù)和瞬時(shí)溫度曲線如圖2和圖3所示。

將圖2中的瞬時(shí)換熱系數(shù)進(jìn)行積分得到缸內(nèi)平均換熱系數(shù)am=437.53 W/（m2·K）。

在一個(gè)工作循環(huán)中缸內(nèi)壁面溫度TW的變化不大，大約為500 K，比缸內(nèi)燃?xì)馑矔r(shí)溫度T低得多，因此可以將TW作為定值，根據(jù)牛頓傳熱公式可以求得一個(gè)工作循環(huán)內(nèi)燃?xì)鈧鬟f給壁面的熱流量Q：

式中，a是缸內(nèi)瞬時(shí)換熱系數(shù)；τ1是一個(gè)循環(huán)中曲軸起始轉(zhuǎn)角；τ2是一個(gè)循環(huán)中曲軸終了轉(zhuǎn)角；(aT)m是對(duì)(aT-φ)數(shù)據(jù)曲線積分值，其數(shù)值為529 567.5。

引入燃?xì)馄骄鶞囟萒res，將公式（1）簡化得到：

求得燃?xì)馄骄鶞囟萒res=1 210.44 K。

運(yùn)用上述方法求解進(jìn)氣道和排氣道內(nèi)的平均溫度和平均換熱系數(shù)，如表1所列。

表1 進(jìn)、排氣道內(nèi)熱邊界條件

3.2 缸內(nèi)壁面溫度和換熱系數(shù)的分布

柴油機(jī)的一個(gè)工作循環(huán)中燃料的燃燒熱主要在做功階段釋放。由于活塞的上下運(yùn)動(dòng)，缸內(nèi)燃?xì)馀c壁面接觸的時(shí)間和溫度是不同的，離燃燒室頂部越近的壁面與燃?xì)獾慕佑|時(shí)間越長且溫度越高。根據(jù)參考文獻(xiàn)[12]可知，缸內(nèi)換熱系數(shù)與燃?xì)馄骄鶞囟确植伎捎墒剑?）和式（4）求得：

式中，K1=0.573(S/D)0.24；K2=1.45K1；β=h/S；h為氣缸軸向方向距離氣缸頂端的距離；S為活塞行程；D為氣缸直徑。

求得缸內(nèi)燃?xì)馄骄鶞囟群推骄鶕Q熱系數(shù)分布如表2所列。

表2 缸內(nèi)平均溫度和平均換熱系數(shù)分布

基于表1、表2中的熱邊界條件和該發(fā)動(dòng)機(jī)網(wǎng)格模型進(jìn)行流固耦合分析，在發(fā)動(dòng)機(jī)最高功率點(diǎn)對(duì)應(yīng)的水套入口條件下，仿真求得水套出水口溫度為366.5 K，試驗(yàn)測(cè)得水套出水口溫度為368 K，誤差在2%以內(nèi)，仿真結(jié)果合理準(zhǔn)確，可以作為后續(xù)耦合仿真計(jì)算。

4 散熱器流動(dòng)和換熱特性參數(shù)求解

4.1 散熱器“熱流域”流動(dòng)特性參數(shù)求解

將散熱器芯部簡化成多孔介質(zhì)區(qū)域，求其慣性阻力系數(shù)和粘性阻力系數(shù)，使多孔介質(zhì)區(qū)域的流動(dòng)特性與原散熱器模型的流動(dòng)特性相近。多孔介質(zhì)中的流動(dòng)特性主要由慣性阻力系數(shù)和粘性阻力系數(shù)確定，在STARCCM+中由公式（5）確定[13]：

式中，Δp為進(jìn)出口壓力降；L為多孔介質(zhì)區(qū)域的長度；v為入口液體流速；pi為慣性阻力系數(shù)；pv為粘性阻力系數(shù)。

a.建立“熱流域”區(qū)域幾何模型

冷卻液從散熱器上水箱通過52條散熱管帶到達(dá)下水箱。將散熱器“熱流域”做多孔介質(zhì)區(qū)域簡化就是將52條管帶所在區(qū)域用多孔介質(zhì)區(qū)域簡化?！盁崃饔颉钡膸缀纬叽缛绫?所列。

表3 “熱流域”建模尺寸 mm

不考慮散熱器的進(jìn)水口和出水口，建模時(shí)保留上水箱和下水箱，且保證52條管道有相同的入口條件，建立的幾何模型和在STAR-CCM+中生成的網(wǎng)格模型如圖4所示。

b.CFD仿真計(jì)算

基于上述網(wǎng)格模型在STAR-CCM+中求取不同入口流速下對(duì)應(yīng)的進(jìn)出口壓力降，計(jì)算結(jié)果如表4所列。

表4 不同入口流速下的壓降

表4中流速數(shù)據(jù)和單位長度壓降數(shù)據(jù)擬合關(guān)系符合二次曲線：y=166 430x2+79 554x。將此二次曲線與公式（5）做類比得出：pi=166 430 kg/m4，pv=79 554 kg/（m3·s）。

4.2 散熱器“冷流域”流動(dòng)特性參數(shù)求解

散熱器“冷流域”流動(dòng)特性參數(shù)的求解方法與“熱流域”的區(qū)別在于由于其包含大量的翅片結(jié)構(gòu)，若建立完整的冷流域模型將大大超出目前計(jì)算機(jī)的能力。為此，在散熱器正面迎風(fēng)的情況下，假設(shè)整個(gè)迎風(fēng)面上的風(fēng)速一致，可以取散熱器上的一個(gè)散熱單元（長度10 mm，寬度為一個(gè)翅片寬度）進(jìn)行仿真計(jì)算。所建散熱器單元的模型和其網(wǎng)格模型如圖5所示。

基于上述網(wǎng)格模型求得散熱器“冷流域”：pi= 301.75 kg/m4，pv=737.49 kg/（m3·s）。

4.3 基于GT-COOL的散熱器芯部換熱特性參數(shù)求解

將散熱器模型作為多孔介質(zhì)區(qū)域處理需要3組關(guān)鍵數(shù)據(jù)[8]：芯部區(qū)域的pi、pv及換熱性能參數(shù)。換熱性能參數(shù)是一組換熱功率與流量相關(guān)的試驗(yàn)數(shù)據(jù)。由于主要研究水泵流量對(duì)冷卻系統(tǒng)的影響，因此取換熱功率與水泵流量作為散熱器性能參數(shù)，將冷卻空氣流量和溫度作為定值。

在冷卻空氣流量為0.19 kg/s、溫度為300 K的條件下，基于整車GT-COOL模型求得散熱器換熱功率與水泵流量的關(guān)系如表5所列。

表5 散熱器換熱性能參數(shù)

基于所求散熱器流動(dòng)特性參數(shù)和換熱特性參數(shù)進(jìn)行散熱器換熱仿真模擬，在發(fā)動(dòng)機(jī)最高功率點(diǎn)對(duì)應(yīng)的散熱器入口條件下，仿真求得散熱器出水口溫度為362.7 K，試驗(yàn)測(cè)得散熱器出水口溫度為362 K，誤差在0.2%以內(nèi)，散熱器多孔介質(zhì)模型和模型所需求解參數(shù)合理，可以用于后續(xù)的耦合仿真計(jì)算。

5 整車?yán)鋮s系統(tǒng)匹配分析

5.1 耦合仿真計(jì)算

將散熱器模型和發(fā)動(dòng)機(jī)模型耦合為一個(gè)系統(tǒng)進(jìn)行分析，可以得出冷卻系統(tǒng)中相關(guān)性能參數(shù)的關(guān)聯(lián)性。基于整車?yán)鋮s系統(tǒng)簡化模型、發(fā)動(dòng)機(jī)熱邊界條件和散熱器芯部相關(guān)參數(shù)，在冷卻空氣流量為0.19 kg/s、溫度為300 K條件下，分別求取水套入口流量為不同數(shù)值下的散熱器出水口溫度、散熱器散熱功率和發(fā)動(dòng)機(jī)燃燒室內(nèi)最高溫度，結(jié)果如表6所列。

表6 耦合仿真計(jì)算結(jié)果

由表6可以看出，在冷卻水泵流量從0.1 kg/s增加到0.8 kg/s過程中，散熱器的散熱功率隨之增加，但增加的幅度越來越小，在此過程中散熱器出水口溫度也隨之增加；在冷卻水泵流量從1 kg/s增加到3 kg/s過程中，散熱器的散熱功率卻隨之降低，散熱器出水口溫度也隨之降低；燃燒室的最高溫度隨著流量的增加而降低。因此可以得出，將水泵流量確定在0.8 kg/s時(shí)，既能滿足散熱器散熱功率的要求又能滿足缸內(nèi)溫度的要求。

5.2 冷卻系統(tǒng)溫度場(chǎng)分布

冷卻系統(tǒng)溫度場(chǎng)分布情況如圖6所示。

從圖6可以看出，越靠近冷卻液入口處的冷卻空氣溫度越高；冷卻液流量越小，換熱后冷卻空氣的溫度梯度越大。圖6中所反應(yīng)的溫度場(chǎng)與實(shí)際冷卻系統(tǒng)溫度場(chǎng)分布規(guī)律一致。

Matching Analysis of Vehicle Cooling System Based on CFD Method

Hou Xianjun1,2,Ma Jiangsen1,2,Du Songze1,2,Li Zengke1,2
（1.Hubei Key Laboratory of Advanced Technology for Automotive Components,Wuhan University of Technology; 2.Hubei Collaborative Innovation Center for Automotive Components Technology）

To explore the influence of water pump flow on the vehicle cooling system,GT-POWER model of the engine and GT-COOL model of the vehicle cooling system have been established,which are verified through test,and heat boundary conditions of engine and parameters of radiator heat transfer characteristics are calculated.Then,3D geometric model ofradiator is established,and the flow characteristic parameters of the radiator is calculated with CFD method.Finally,the engine model and radiator are coupled in STAR-CCM+to a system to simulate the operation process of the vehicle cooling system.With a cooling system of the farm tricycle as an example,it is concluded from simulation that a rational cooling effect can be achieved at water pump flow of 0.8kg/s,which enables the maximum radiator heat sink power of 10.489kW,and at 523K of engine combustion wall temperature.

Cooling system,Water pump flow,Heat sink power,Radiator model

冷卻系統(tǒng) 水泵流量 散熱功率 散熱器模型

U464.138

A

1000-3703（2015）11-0011-04

湖北省自然科學(xué)基金重點(diǎn)項(xiàng)目“輕型柴油車噴油助燃再生顆粒捕集器理化特性及控制策略研究”（2013CFA104）資助。