袁 新

（四川工業(yè)科技學(xué)院智能制造與車輛工程學(xué)院，四川 德陽 618500）

1 引言

作為汽車動(dòng)力的核心，汽車發(fā)動(dòng)機(jī)性能的好壞，將直接影響汽車的性能。發(fā)動(dòng)機(jī)工作過程中將產(chǎn)生大量的熱，匹配良好的散熱冷卻系統(tǒng)可以保證發(fā)動(dòng)機(jī)的高效穩(wěn)定運(yùn)轉(zhuǎn)，同時(shí)可以有效提升機(jī)械設(shè)備的工作壽命和耐久性[1]。但是，如果冷卻過強(qiáng)，汽油機(jī)混合氣形成不良，機(jī)油被燃油稀釋，柴油機(jī)工作粗暴，散熱損失和摩擦損失增加，零件的磨損加劇，也會(huì)使內(nèi)燃機(jī)工作變壞。因此，與發(fā)動(dòng)機(jī)匹配良好，適合的冷卻系統(tǒng)成為設(shè)計(jì)發(fā)動(dòng)機(jī)外圍附屬系統(tǒng)的關(guān)鍵。

國內(nèi)外學(xué)者對(duì)此進(jìn)行了一定研究：文獻(xiàn)[2]采用風(fēng)洞試驗(yàn)的方法對(duì)冷卻用風(fēng)扇的特性曲線進(jìn)行分析；文獻(xiàn)[3]采用軟件建模的方法，采用二維模型分析散熱器排數(shù)對(duì)散熱性能的影響規(guī)律；文獻(xiàn)[4]采用一維建模軟件對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻系統(tǒng)進(jìn)行建模分析，分析不同因素的影響規(guī)律；文獻(xiàn)[5]采用試驗(yàn)的方法對(duì)散熱器迎風(fēng)面積的影響規(guī)律進(jìn)行分析。

針對(duì)汽車發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻系統(tǒng)進(jìn)行設(shè)計(jì)分析，根據(jù)結(jié)構(gòu)的組成和特點(diǎn)，對(duì)冷卻系統(tǒng)換熱量、冷卻風(fēng)量、冷卻風(fēng)道等進(jìn)行設(shè)計(jì)，并對(duì)所研究發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)行選型設(shè)計(jì)、匹配設(shè)計(jì)、最佳工況點(diǎn)校核等?；谠O(shè)計(jì)分析，采用CFD方法對(duì)冷卻風(fēng)扇、散熱器及匹配性進(jìn)行模擬分析，并與仿真結(jié)果進(jìn)行對(duì)比分析，以驗(yàn)證設(shè)計(jì)分析的準(zhǔn)確性與可靠性。

2 冷卻系統(tǒng)設(shè)計(jì)

車輛發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻循環(huán)系統(tǒng)，如圖1所示。對(duì)系統(tǒng)進(jìn)行設(shè)計(jì)，首先需要根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)計(jì)算散熱量，進(jìn)而確定冷卻液流量，之后進(jìn)行冷卻風(fēng)扇、散熱器等相關(guān)參數(shù)的設(shè)計(jì)，并對(duì)系統(tǒng)的匹配性進(jìn)行分析，確定系統(tǒng)的最佳工作點(diǎn)，通過校準(zhǔn)對(duì)系統(tǒng)的部分參數(shù)進(jìn)行修正[6]。

圖1 發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻系循環(huán)圖Fig.1 Engine Cooling System Cycle Diagram

2.1 冷卻系換熱

冷卻系散發(fā)出去的熱量即散熱量或稱散熱熱流量Qw，受發(fā)動(dòng)機(jī)的結(jié)構(gòu)型式及其壓縮比、功率大小等許多復(fù)雜因素影響。對(duì)于活塞式發(fā)動(dòng)機(jī)，進(jìn)入冷卻系的熱流量（以Q1表示），約為燃料燃燒時(shí)所釋放熱量的（15～20）%[8]。礦用自卸車輛的傳動(dòng)裝置進(jìn)入冷卻系的散熱量（以Q2表示）約為發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)入冷卻系熱量的（20～25）%，即 Q2≈（0.2-0.25）Q1。冷卻系的散熱量就是這兩者之和，即Qw=Q1+Q2。

根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式[9]，活塞式發(fā)動(dòng)機(jī)Q1估算為：

式中：a0—冷卻系統(tǒng)散熱系數(shù)；ge—發(fā)動(dòng)機(jī)的燃料消耗率；P—發(fā)動(dòng)機(jī)的標(biāo)定功率；Hu—燃料低熱值。

對(duì)于已選定的發(fā)動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置，應(yīng)通過熱平衡實(shí)驗(yàn)來確定冷卻系的散熱量。而一般發(fā)動(dòng)機(jī)廠家已經(jīng)進(jìn)行過這些實(shí)驗(yàn)，在其向客戶提供的發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)資料中這些數(shù)據(jù)一般已經(jīng)給出。

（1）冷卻液的需求量

冷卻液循環(huán)流量qv，w，由熱平衡方程計(jì)算，即：

式中：Δtw—冷卻水在冷卻系內(nèi)循環(huán)時(shí)的溫升。根據(jù)冷卻水的循環(huán)流量，選擇冷卻水在冷卻系統(tǒng)中的合適流速。

（2）冷卻空氣需求量

冷卻風(fēng)扇供風(fēng)量qv，a，由熱平衡方程確定，即：

式中：cp·a—空氣定壓比熱容。

2.2 冷卻風(fēng)道設(shè)計(jì)

（1）冷卻風(fēng)量

式中：tw1—進(jìn)入散熱器的水的溫度；

ta1—進(jìn)入散熱器的空氣的溫度。

（2）風(fēng)道阻力（壓降）

式中：ΔP0—風(fēng)道的總阻力，即全氣路阻力；

ΔP1—風(fēng)道內(nèi)的空氣阻力；

ΔP2—散熱器的空氣阻力。

2.3 發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻系選型設(shè)計(jì)

2.3 .1確定工作狀況與參數(shù)要求

在額定功率工況下車輛選用發(fā)動(dòng)機(jī)對(duì)冷卻系統(tǒng)的散熱量要求[10]，另外發(fā)動(dòng)機(jī)水套溫度不得超過103℃，散熱器返回發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻液溫度不得超過95℃，進(jìn)入中冷冷卻液溫度不得超過72℃，如表1所示。

表1 發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻設(shè)計(jì)要求Tab.1 Engine Cooling Design Requirements

2.3.2 散熱器的初步設(shè)計(jì)

充分考慮到惡劣環(huán)境，以環(huán)境溫度40℃為極限條件設(shè)計(jì)散熱器，并提供一定的散熱能力安全余量（20～30）%。在此基礎(chǔ)上完成了散熱器的初步設(shè)計(jì)，其具體參數(shù)，如表2所示。

表2 高低溫散熱器設(shè)計(jì)參數(shù)Tab.2 High and Low Temperature Radiator Design Parameters

2.3.3 風(fēng)扇與散熱器的性能參數(shù)的獲得

散熱器與風(fēng)扇的具體性能參數(shù)由實(shí)驗(yàn)取得。其中，風(fēng)扇一般由風(fēng)筒實(shí)驗(yàn)取得，具體實(shí)驗(yàn)設(shè)備，如圖2所示。初步選定的風(fēng)扇型號(hào)為FA1700，其主要性能參數(shù)均由風(fēng)筒實(shí)驗(yàn)獲得，具體數(shù)據(jù)，如表3所示。

圖2 風(fēng)洞試驗(yàn)臺(tái)Fig.2 Wind Tunnel Test Bench

表3 風(fēng)扇性能數(shù)據(jù)Tab.3 Fan Performance Data

2.3.4 風(fēng)扇、散熱器的匹配

風(fēng)扇與散熱器的匹配是選型設(shè)計(jì)過程中重要的一個(gè)步驟，其關(guān)鍵就是尋找二者的共同工作點(diǎn)。風(fēng)扇與散熱器試驗(yàn)數(shù)據(jù)和原始數(shù)據(jù)對(duì)比情況，如表4所示。利用這些數(shù)據(jù)，如圖3所示。找出其靜壓平衡點(diǎn)，在靜壓平衡點(diǎn)上，重量風(fēng)速11.3kg/m2·s，散熱系數(shù)UR=346.62kJ/m2·h·℃，并以此作為其工作點(diǎn)。

表4 風(fēng)扇與散熱器匹配Tab.4 Fan and Radiator Match

圖3 風(fēng)扇與散熱器靜壓平衡點(diǎn)Fig.3 Fan and Radiator Static Pressure Balance Point

2.3.5 設(shè)計(jì)校核

首先進(jìn)行低溫散熱器的校核計(jì)算，需先算出低溫散熱器出水溫度：

式中：Tw1—進(jìn)水溫度；Lw—水流量；Qw—散熱量。

而后計(jì)算對(duì)數(shù)平均溫差：

式中：Ta1—環(huán)境溫度；

Ta2—出風(fēng)溫度。

最后計(jì)算散熱系數(shù)Uw，對(duì)比實(shí)測散熱系數(shù)與其大小，判斷設(shè)計(jì)是否合格。

式中：S—散熱面積。

由上可知，大于1則設(shè)計(jì)合格，小于或等于1則需要重新設(shè)計(jì)。

3 基于CFD模擬分析

3.1 風(fēng)扇分析

3.1.1 三維建模

網(wǎng)格劃分，根據(jù)實(shí)際情況劃分各個(gè)區(qū)域尺寸，如圖4所示。

圖4 風(fēng)扇建模Fig.4 Fan Modeling

3.1.2 仿真分析

設(shè)定邊界參數(shù)，輸入初速度值，進(jìn)行113次迭代，結(jié)果表現(xiàn)為收斂狀態(tài)，殘差曲線，如圖5（a）所示。

表5 進(jìn)出口數(shù)據(jù)對(duì)比Tab.5 Comparison of Import and Export Data

圖5 分析結(jié)果云圖Fig.5 Analysis Results Cloud Map

模擬獲得的進(jìn)出口壓降以及風(fēng)道質(zhì)量與體積流速，如表5所示。圖5（b）和圖5（c）則為速度云圖分布。通過速度云圖可以對(duì)相關(guān)設(shè)計(jì)進(jìn)行進(jìn)一步優(yōu)化設(shè)計(jì)，以減少不必要的壓降損失。圖5（c）中可以看出長方體形風(fēng)道的四角壓力集中情況比較嚴(yán)重，于是在風(fēng)道設(shè)計(jì)過程中我們應(yīng)在此盡量以圓弧等圓滑曲線過度一下，以改善風(fēng)道壓力損失情況。表3提供了該型發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻風(fēng)扇出廠時(shí)測定的各種壓力下的體積流速與質(zhì)量流速。試驗(yàn)與模擬結(jié)果對(duì)比，如表6所示。由表可知，試驗(yàn)與仿真之間誤差最大值在5%以內(nèi)，表明仿真分析的可靠性，可進(jìn)一步對(duì)系統(tǒng)的匹配性進(jìn)行分析。

表6 試驗(yàn)值與模擬結(jié)果對(duì)比Tab.6 Comparison of Test Values and Simulation Results

3.2 散熱器模擬分析

散熱器中高溫和低溫布置形式的不同分為并聯(lián)式和串聯(lián)式兩種，這里進(jìn)行對(duì)比分析。

3.2.1 散熱器模型

利用等距柵格代替管翅結(jié)構(gòu)的方法進(jìn)行模型簡化，在邊界條件的設(shè)置上采用熱耦合邊界對(duì)并聯(lián)結(jié)構(gòu)散熱器的高溫散熱器模塊進(jìn)行了三維建模與CFD模擬，網(wǎng)格模型，如圖6所示。

圖6 散熱器及包裹空氣網(wǎng)格Fig.6 Heatsink and Wrapped Air Grid

3.2.2 流場仿真結(jié)果及分析

選取40℃和20℃兩種不同的環(huán)境溫度，選取兩種布置形式，進(jìn)行四次對(duì)比分析。40℃環(huán)境溫度下并聯(lián)形式散熱器溫度、速度等分布線圖，如圖7所示。模擬結(jié)果，如表7所示。分析結(jié)果可知，速度場變化基本一致，出入口速度變化較?。粔毫χ底兓黠@，串聯(lián)式布置進(jìn)出口存在一定的壓差，并聯(lián)也存在一定的壓差，但明顯并聯(lián)式布置高于串聯(lián)式布置；四種工況下進(jìn)出口壓力差，如表8所示。

圖7 散熱器模擬分析云圖Fig.7 Radiator Simulation Analysis Cloud

表7 不同環(huán)境溫度仿真結(jié)果Tab.7 Simulation Results of Different Ambient Temperature

表8 四種情況進(jìn)出口壓力對(duì)比Tab.8 Pressure Comparison of Four Situation

由表可知，并聯(lián)式布置散熱器的壓差明顯高于串聯(lián)式布置，壓差更大，這表明在空氣流動(dòng)過程中出現(xiàn)更為明顯的流場擾動(dòng)。但整體二者之間的差異不太明顯。對(duì)于溫度場來說，串并聯(lián)的差異就十分顯然了，四種情況溫度對(duì)比，如表9所示。由表可知，對(duì)于平均溫差而言，串聯(lián)式布置要高于并聯(lián)式布置，但差值較小，均在1%以內(nèi)；整體布置而言，串聯(lián)式布置形式冷卻空氣與散熱器接觸更大，整體的換熱更為充分，散熱器表現(xiàn)出更好的利用資源，但是二者的差異不明顯。由表9的數(shù)據(jù)可以看出，環(huán)境溫度與散熱器溫度之間的溫差更大時(shí)，系統(tǒng)的換熱效果更優(yōu)。對(duì)比40℃和20℃的結(jié)果，可以看出后者的散熱效率高于前者9%以上。這表明，并聯(lián)式布置時(shí)，高溫散熱器的優(yōu)勢更為明顯。

表9 串并聯(lián)四種情況進(jìn)出口溫度對(duì)比Tab.9 Temperature Comparison of Four Cases

3.3 最佳工況點(diǎn)的檢驗(yàn)

為了驗(yàn)證在最佳工況點(diǎn)的工作狀態(tài)下，能否滿足發(fā)動(dòng)機(jī)的散熱要求，現(xiàn)在進(jìn)行散熱器在最佳工況點(diǎn)下散熱的模擬。本次模擬中需要還原上下水室、冷卻水管和進(jìn)出水管。散熱器模型的各部分網(wǎng)格的具體畫法、網(wǎng)格數(shù)和網(wǎng)格圖如圖中所述。設(shè)置監(jiān)視器和適當(dāng)?shù)牡綌?shù)后開始模擬計(jì)算。迭代過程大約在800步左右收斂。殘差曲線，如圖8（a）所示。散熱器迎風(fēng)面和背風(fēng)面的溫度云圖分別，如圖8（b）所示。散熱器在Y=1400界面處的溫度云圖，如圖 8（c）所示。

圖8 模擬分析結(jié)果Fig.8 Simulation Analysis Result

由圖可知，散熱器在第一排和第二排管的散熱效果最好，之后的冷卻水管散熱效果基本一致，明顯弱于前兩排管?？諝饬鹘?jīng)散熱器后，平均溫度由入口的27℃上升到大約80℃，其中和進(jìn)水管相鄰冷卻水管附近空氣溫度最高，達(dá)到將近90℃。冷卻水由入口處的95℃下降到出水管處的大約平均78.2℃。發(fā)動(dòng)機(jī)廠商要求發(fā)動(dòng)機(jī)內(nèi)冷卻水的最低溫度為79.4℃。因此，最佳工況點(diǎn)下的冷卻能力可以滿足發(fā)動(dòng)機(jī)要求。

4 結(jié)論

（1）對(duì)所設(shè)計(jì)風(fēng)扇、散熱器及二者的匹配進(jìn)行校核，高低溫散熱器的實(shí)測散熱系數(shù)與理論散熱系數(shù)之比均大于1，表明設(shè)計(jì)合格，滿足要求；（2）串聯(lián)散熱器雖然散熱效率稍高，但是由于發(fā)動(dòng)機(jī)一泵兩路的散熱形式，并聯(lián)形式的散熱器適用范圍更廣，對(duì)高溫惡劣情況的耐用性更好；（3）最佳工況校核表明，空氣流經(jīng)散熱器后，平均溫度由入口的27℃上升到大約80℃，其中和進(jìn)水管相鄰冷卻水管附近空氣溫度最高，達(dá)到將近90℃。冷卻水由入口處的95℃下降到出水管處的大約平均78.2℃。滿足發(fā)動(dòng)機(jī)內(nèi)冷卻水的最低溫度為79.4℃的要求。因此，最佳工況點(diǎn)下的冷卻能力可以滿足發(fā)動(dòng)機(jī)要求；（4）理論分析、模型仿真和試驗(yàn)分析結(jié)果的一致性表明分析的準(zhǔn)確性和可靠性，為同類設(shè)計(jì)提供參考。