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0 概述

計算流體力學(CFD)是1項用數(shù)值計算方法直接求解流動主控方程以發(fā)現(xiàn)各種流動現(xiàn)象規(guī)律的技術。CFD計算分析能夠在試驗很難涉及的深度和精度上，對發(fā)動機冷卻系統(tǒng)的流場和溫度場進行模擬，為產(chǎn)品開發(fā)和故障分析等工作提供流速、壓力、流量分布以及換熱系數(shù)等必需的參考數(shù)據(jù)或邊界條件，用于指導冷卻系統(tǒng)的改進。計算流體力學已經(jīng)成為精確分析發(fā)動機冷卻系統(tǒng)、進排氣系統(tǒng)以及燃燒換熱過程等的有效手段，可以有效縮短產(chǎn)品開發(fā)周期，減少試驗次數(shù)，降低時間和成本。本文根據(jù)CFD分析及試驗數(shù)據(jù)，對某小排量歐6排放柴油機冷卻水套進行了仿真和分析，同時進行了結構優(yōu)化設計[1]。

1 CFD分析方法論

水套CFD的分析方法，包括換熱性能分析、流通性能分析、溫度均勻性分析、水孔流量分配分析等。其中換熱性能分析考慮的最重要的2個參數(shù)為對流換熱系數(shù)和冷卻液流速。流通性能分析考慮的最重要的2個參數(shù)為壓力降和速度場。溫度均勻性分析主要是針對縱式結構的水套設計，冷卻液多采用縱向流動方式，冷卻液從缸體前端進入，向后依次流經(jīng)各缸直至最后一缸，之后再從各缸向上流入氣缸蓋，然后從氣缸蓋后端流出。這種水套設計易于出現(xiàn)各缸溫度場分布不均引起較大的熱應力。該文中水套結構為分體冷卻，其缸體水套和缸蓋水套之間是不相通的，即從水泵出來的冷卻液在水泵出口就分成2路，分別流入缸體和缸蓋水套，然后再從各自的出口分別流出，整個流動過程中，這兩股冷卻液并不摻混。并且缸蓋水套的流動方式又為橫式結構，即在缸體長度方向有總布水道，同時流入各缸。因此對水套溫度均勻性的分析不納入研究對象中。水孔流量分配分析即為水孔流量分配需要滿足排氣側總流量為進氣側總流量的幾倍以上，對于不同排量的發(fā)動機及各公司都有不同的標準。研究中水套水孔均布置在排氣側，因此水孔流量分配分析也不納入研究對象。

綜合研究的水套的設計特點，主要研究換熱性能分析及流通性能分析。通過CFD方法來預測換熱性能、流通性能，以滿足工程標準。

2 CFD分析結果

圖1 缸蓋水套結構

發(fā)動機水套內冷卻液的流動形式通常設計為縱向流動、橫向流動和混合流動3種。近年來出現(xiàn)了分體冷卻的冷卻方式，即缸體水套和缸蓋水套內冷卻液流動是2個相互獨立的流動形式。本文中所研究的水套即為分體冷卻式，其結構見圖1。

水套CFD分析一般選取最大功率點。由于最大功率對應的轉速不是唯一，應選取最大功率對應的最小轉速，因為功率相同轉速最低泵水最少，熱負荷就最大，水套工作環(huán)境最惡劣。選取了3 600 r/min最大功率點作為CFD分析工況。

圖2 缸體水套

換熱性能分析考慮的最重要的2個參數(shù)為對流換熱系數(shù)和冷卻液流速。缸蓋水套下芯的對流換熱系數(shù)分布如圖3所示。

圖3 缸蓋水套下芯對流換熱系數(shù)圖

從圖3中可以看出，排氣鼻梁區(qū)及周圍熱負荷高的區(qū)域對流換熱系數(shù)達到10 000 W/(m2·K)，滿足設計要求。缸體水套的對流系數(shù)分布如圖4。

圖4 缸體水套對流換熱系數(shù)圖

從圖中可以看出，上止點區(qū)域及水套孔達到6 000 W/(m2·K)，滿足設計要求。

換熱性能分析考慮的另一個重要的參數(shù)為冷卻液流速。缸蓋水套下芯的速度場分布如圖5所示，

圖5 缸蓋水套下芯速度場圖

從圖5圖6中可以看出，排氣鼻梁區(qū)及周圍熱負荷高的區(qū)域速度達到2 m/s，滿足設計要求。圖7示出了缸體水套的速度分布。

圖6 缸蓋水套下芯速度場一缸鼻梁區(qū)切片圖

圖7 缸體水套速度場圖

從圖7中可以看出，上止點區(qū)域流速達到了0.5 m/s，滿足設計要求。綜合缸體缸蓋水套對流換熱系數(shù)結果及流速結果，可以判斷該水套的設計滿足換熱性能的要求。

流通性能分析考慮的最重要的2個參數(shù)為壓力降和速度場。其中，速度場為觀察速度矢量圖，水道通暢，不得有存儲氣泡的死區(qū)及盡量避免渦流死區(qū)，以免造成局部過熱。關于壓力降的研究，各公司有不同的標準及其側重點，水套作為冷卻系統(tǒng)的組成部分，其壓降大小對整個冷卻系統(tǒng)設計有一定的影響。韓國GGS公司設計的水套沒有分析壓力損失，可見壓力損失是比較次要的，首要的是考慮冷卻。平時計算的水套壓力損失的標準僅供參考。奧地利AVL公司提出過對于水套的壓力損失沒有特別的要求，目前需要在滿足流速的前提下，盡量地減小壓力損失，以降低水泵的消耗功率。缸蓋水套整體壓力場分布如圖8所示。

圖8 缸蓋水套壓力場分布圖

缸蓋水套壓力降為0.042 MPa，滿足設計要求。缸體水套壓力場分布如圖9所示。缸體水套壓力降為0.017 MPa，滿足設計要求。綜合以上缸體缸蓋水套壓力降結果，可以判斷該水套的設計滿足流通性能的要求。

圖9 缸體水套壓力場分布圖

3 CFD分析結果與臺架試驗結果

在發(fā)動機開發(fā)過程中，CAE分析和試驗都是存在一定的誤差，但完整的流程可以確保CAE分析結果可信可靠。只要是在正確的流程下完成的CAE分析，就是可信的。因此本研究中水套的采用了CFD仿真與臺架試驗相結合的方式。

由于測試條件等限制，臺架試驗測試缸體水套進出口壓力，冷卻液使用50%乙二醇水溶液，溫度為攝氏10 ℃。為了做出對比，對CFD進行了重新計算，設置10 ℃乙二醇水溶的密度及黏度等。由于傳感器的布置，CFD計算模型包含了水泵內芯、節(jié)溫器內芯，主要是為了使機體水套在臺架上的測試點可以跟CFD計算數(shù)模有相對應的位置，使數(shù)據(jù)具有可比性。

圖10 臺架試驗機體

圖11 包含了水泵內芯，節(jié)溫器內芯的缸體水套數(shù)模

圖12顯示試驗結果與CFD計算結果差值在20%以內。隨著流量的增加，臺架試驗結果與CFD結果差值越大。但是趨勢保持一致。差別的原因在于，CFD結果的一些誤差，臺架試驗測試條件及測試誤差等等。

圖12 臺架試驗數(shù)據(jù)(藍色曲線)和CFD仿真數(shù)據(jù)(紅色曲線)

4 水套設計的改進

通過臺架試驗，結合水泵節(jié)溫器內芯的水套CFD分析，結果表明水泵與水套連接處的壓損過大，將會對冷卻系統(tǒng)的壓降產(chǎn)生一定的影響。因此，為了降低水泵水套連接處的壓損，做了以下設計優(yōu)化(圖13，圖14)。

圖13 水泵出口進入缸體缸蓋水套

從表1中可以看出優(yōu)化后的設計，壓力降X1至13處均有較大的優(yōu)化，壓力降比原設計小13～15 kPa。

[1]王立強，劉立軍，張順鈺.汽油機冷卻系統(tǒng)水套部分CFD分析[J].輕型汽車技術，2009，(1/2)：233-234.

表1 壓力降統(tǒng)計

圖14 水泵水套連接處及水泵內芯的改進

[2]Angadi B M, Anandkumar M, Nagathan V V, et al. Modelling and analysis of intake manifold of a multi-cylinder SI engine[J]. International Journal of Conceptions on Mechanical and Civil Engineering, 2003, 1(1): 2357-2760.

[3]Safari M, Nasiritosi A, Ghamari M. Intake manifold optimization by using 3-D CFD analysis[C]. SAE Paper 2003-32-0073.

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