龔亞奇，宗秉飛，夏志偉，聶永紅

(東風馬勒熱系統(tǒng)有限公司，湖北武漢 430056)

0 引言

車用增壓中冷器可以提高發(fā)動機的動力性，還可以有效地降低發(fā)動機的排放。中冷器性能好壞的評價指標除了換熱系數(shù)以外，還有壓縮熱空氣流過中冷器的壓力損失值，性能好的中冷器應具備大的換熱系數(shù)和小的壓力損失值，兩者都與壓縮空氣的流動均勻性有著密切聯(lián)系。同時，中冷器內(nèi)流道的氣流均勻性對中冷器的可靠性也有著重要的影響，設(shè)計良好的中冷器進出氣室可以提高內(nèi)部氣流的均勻性，良好的內(nèi)部氣體流動均勻性，可以避免中冷器芯體出現(xiàn)局部的高流速高溫區(qū)和低流速低溫區(qū)，從而減少由于高溫區(qū)和低溫區(qū)引起溫度梯度而導致的熱應力集中，提升中冷器的使用壽命。中冷器的進出氣室是進行氣流分配的主要結(jié)構(gòu)，因此，中冷器的氣室結(jié)構(gòu)設(shè)計是否合理直接影響著內(nèi)部氣流分配的均勻性和中冷器的使用壽命。

文中運用BISS一維軟件和STAR-CCM+三維軟件對某型汽車中冷器的內(nèi)部流場進行研究，分析中冷器內(nèi)阻偏大的原因，并制定出氣室優(yōu)化方案，通過對比優(yōu)化前后的仿真結(jié)果，發(fā)現(xiàn)氣室優(yōu)化方案是正確的。

1 中冷器內(nèi)阻模擬分析

1.1 中冷器芯體的阻力特性模擬

中冷器主要由進氣室、芯體、出氣室3個部分組成，其中，芯體由主片、擋板、散熱管、紊流片、散熱帶焊接而成，如圖1所示。紊流片的作用是增大熱側(cè)的散熱面積，并強制將增壓熱空氣由層流變?yōu)槲闪?，提高中冷器的散熱能力。由于紊流片結(jié)構(gòu)復雜，工程上一般采用多孔介質(zhì)模型方法來模擬芯體內(nèi)部的阻力特性，這樣可以在保證計算精度的前提下，極大減少中冷器內(nèi)部CFD分析模型的網(wǎng)格數(shù)量。

圖1 中冷器三維模型

為了確定多孔介質(zhì)模型的黏性阻力系數(shù)和慣性阻力系數(shù)，采用BISS一維模擬軟件對中冷器芯體的阻力特性進行分析計算，首先搭建芯體的BISS分析模型，如圖2所示，然后設(shè)置冷熱空氣側(cè)的參數(shù)值(質(zhì)量流量、進口壓力、空氣溫度)和芯體的參數(shù)值(散熱管長度、寬度、散熱帶的波密、紊流片的波密等)，這樣就能得到芯體在不同工況下的內(nèi)部阻力和換熱性能等參數(shù)，其單位長度內(nèi)部阻力特性曲線如圖3所示。

圖2 BISS分析模型

圖3 芯體單位長度內(nèi)部阻力特性曲線

對不同工況點的內(nèi)阻值進行二次擬合，可以得到芯體內(nèi)部阻力特性曲線，其內(nèi)部阻力與速度之間的關(guān)系式為：

(1)

多孔介質(zhì)模型方程式為：

(2)

式中：為壓力損失，為長度，為慣性阻尼系數(shù)，為黏性阻尼系數(shù)。

結(jié)合式(1)與式(2)，可以得出其慣性阻尼系數(shù)為12.503 kg/m，黏性阻尼系數(shù)為85.591 kg/(m·s)。

1.2 中冷器內(nèi)阻CFD分析

文中采用STAR-CCM+流體仿真軟件對中冷器內(nèi)部流場進行模擬計算，模擬過程中假定空氣是不可壓縮的，湍流模型為RANS算法中的K-Epsilon湍流模型。固壁面采用無滑移邊界條件，在差分格式中，壓力項采用標準格式，速度項、湍動能項和湍流黏性系數(shù)項均采用二階迎風格式，壓力與速度之間的耦合算法為SIMPLE。數(shù)學模型為：工作流體為牛頓流體；流體處于穩(wěn)定流動狀態(tài)；忽略由密度引起的浮升力；忽略流動時黏性耗散所產(chǎn)生的熱效應；流動過程中不發(fā)生相變。邊界條件為：入口質(zhì)量流量為0.166 7 kg/s；壓力出口為0；所有壁面均為無滑移速度邊界條件。

文中采用RBM(region based meshing)的網(wǎng)格劃分方法對中冷器的內(nèi)部流體區(qū)域進行網(wǎng)格劃分，由于內(nèi)腔表面存在一些小特性，會產(chǎn)生大量的“Pierced Faces”錯誤，故使用表面重構(gòu)功能將表面生成更合適生成體網(wǎng)格的面網(wǎng)格，體網(wǎng)格則選用切割體網(wǎng)格、棱柱層網(wǎng)格和拉升網(wǎng)格生成器，為了提升求解的收斂性，將入口和出口延長了8倍管口直徑的距離，整個中冷器計算模型的網(wǎng)格數(shù)量為97萬，其網(wǎng)格模型如圖4所示。

圖4 中冷器的網(wǎng)格模型

1.3 結(jié)果分析

1.3.1 速度場和壓力分析

進氣室速度流線和切片云圖如圖5所示。

圖5 進氣室速度流線和切片云圖

散熱管截面速度及絕對壓力分布分別如圖6和圖7所示。

圖6 散熱管截面速度分布

圖7 絕對壓力分布

由圖5至圖7中可以看出，當熱氣流進入進氣室時，由于進氣室的截面擴張很快，在氣流的慣性作用下，氣流只能逐漸沿中冷器進氣室的內(nèi)部壁面擴展到整個氣室截面上，在進氣室內(nèi)部會產(chǎn)生渦旋回流，形成局部的低壓漩渦區(qū)，所以正對著進氣室管口的散熱管入口處壓力較大，對應的散熱管出口處的壓力較低，進入中間區(qū)域的氣體質(zhì)量流量最多，遠離進氣室管口區(qū)域的氣室質(zhì)量流量逐漸減小。分別提取進、出管口處的壓力，其壓力差為8 640 Pa。

1.3.2 質(zhì)量流量偏差分析

為定量地分析中冷器內(nèi)部氣體的流動均勻性，將每根散熱管作為研究對象，分別計算出每根散熱管內(nèi)的質(zhì)量流量，并對其進行分析，從而評價中冷器內(nèi)部氣體的流動均勻性。

平均質(zhì)量流量計算公式為：

(3)

質(zhì)量流量偏差計算公式為：

(4)

式中：為第根散熱管的實際流量與平均流量之間的相對偏差。

該中冷器共有7根散熱管，編號分別為1#～7#，計算每一根散熱管出口的質(zhì)量流量，對質(zhì)量流量的分布情況進行統(tǒng)計分析，其偏差對比如圖8所示。

圖8 質(zhì)量流量偏差對比

由圖8可以看出，通過中心區(qū)域的散熱管質(zhì)量流量大，遠離中心的散熱管質(zhì)量流量逐漸減小。主要原因是進氣氣流進入進氣室后，大部分氣流直接進入到中心區(qū)域的散熱管，另一部分氣流則進入到低壓區(qū)，通過低壓區(qū)域的散熱管質(zhì)量流量會比通過中心區(qū)域的散熱管質(zhì)量流量少一些，這樣就出現(xiàn)了散熱管內(nèi)氣流分布均勻性差的現(xiàn)象。

2 氣室結(jié)構(gòu)優(yōu)化和試驗驗證

從進氣室的速度切片云圖中可以發(fā)現(xiàn),中心散熱管和兩側(cè)散熱管的過渡區(qū)域存在大量的漩渦回流。為了能更好地讓氣流均勻地進入散熱管，需要減少渦旋回流出現(xiàn)在進氣室中，通過減小氣室兩端到散熱管的間距和增大中心散熱管附近氣室的內(nèi)倒角，可以減小原有設(shè)計的渦旋回流區(qū)域。優(yōu)化前后方案對比如圖9所示。

圖9 優(yōu)化前后方案對比

運用同樣的方法，對氣室優(yōu)化后的中冷器進行內(nèi)部流場分析，結(jié)果如圖10至圖12所示。結(jié)果表明：對于氣室結(jié)構(gòu)優(yōu)化后的中冷器，由于減小了進氣室內(nèi)渦旋回流的區(qū)域，使得氣流能更均勻地進入散熱管內(nèi)，即減少了氣室內(nèi)部分低壓渦流區(qū)，分別提取進、出管口處的壓力，其壓力差為8 200 Pa，相比原始方案，壓力損失降低了5%。

圖10 優(yōu)化后進氣室速度流線和切片云圖

圖11 優(yōu)化后的散熱管截面速度分布

圖12 優(yōu)化后的絕對壓力分布

優(yōu)化后的質(zhì)量流量偏差對比如圖13所示。對比優(yōu)化前后中冷器每根散熱管內(nèi)質(zhì)量流量的分布，可以發(fā)現(xiàn)中冷器最外側(cè)的散熱管質(zhì)量流量偏差從原結(jié)構(gòu)的-11.5% 降低到-7.5%，質(zhì)量流量均勻性提升了4個百分點。

圖13 優(yōu)化后的質(zhì)量流量偏差對比

為了驗證改善方案和模擬方法的準確性，對優(yōu)化后的中冷器進行性能試驗。試驗條件為入口壓力23 000 Pa，進風溫度25 ℃，進氣溫度138 ℃，風速4.2 m/s。試驗結(jié)果見表1。結(jié)果表明：CFD模擬結(jié)果與試驗測試結(jié)果的最大誤差為4.8%，并隨著質(zhì)量流量的增大，誤差越來越小，充分驗證了改善方案和模擬方法的準確性。

表1 試驗結(jié)果與CFD值對比

3 結(jié)束語

運用一維和三維仿真軟件對中冷器的內(nèi)阻進行分析，并通過分析進氣室氣體的流線云圖對氣室進行優(yōu)化設(shè)計，相比原設(shè)計，優(yōu)化后的內(nèi)阻值降低了5%，質(zhì)量流量均勻性提升了4個百分點，表明優(yōu)化后的中冷器有效提升了氣流的流動均勻性，避免了局部溫度過高的情況，提高了中冷器的散熱性能和使用壽命；試驗結(jié)果與模擬結(jié)果最大誤差為4.8%，驗證了模擬方法和改善方法的正確性。