基于CFD方法的整車冷卻系統(tǒng)匹配分析*

侯獻軍馬將森杜松澤李增科

（1.武漢理工大學 現(xiàn)代汽車零部件技術湖北省重點實驗室；2.汽車零部件技術湖北省協(xié)同創(chuàng)新中心）

基于CFD方法的整車冷卻系統(tǒng)匹配分析*

侯獻軍1,2馬將森1,2杜松澤1,2李增科1,2

（1.武漢理工大學 現(xiàn)代汽車零部件技術湖北省重點實驗室；2.汽車零部件技術湖北省協(xié)同創(chuàng)新中心）

為探索水泵流量對整車冷卻系統(tǒng)的影響，建立發(fā)動機GT-POWER模型和整車冷卻系統(tǒng)GT-COOL模型，同時利用試驗驗證模型的準確性，并求取發(fā)動機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特性參數(shù)，將發(fā)動機模型和散熱器模型在STAR-CCM+中耦合成一個系統(tǒng)，模擬整車冷卻系統(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時散熱器散熱功率達到最大值10.489 kW，且發(fā)動機燃燒室壁面溫度為523 K，較為合理。

1 前言

隨著升功率的不斷提高，發(fā)動機產(chǎn)生的熱流密度越來越大，若設計匹配不合理，可能導致冷卻系統(tǒng)溫度過高[1、2]。國內(nèi)學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，討論了發(fā)動機冷卻系統(tǒng)匹配的基本思路和方法；高思遠等[4]以GT-SUITE為仿真平臺，研究了冷卻液溫度變化對柴油機熱功轉換過程的影響；韓愷等[5]利用GT-COOL軟件建立某裝甲車輛動力艙一維CFD仿真模型，研究裝甲車輛冷卻系統(tǒng)結構參數(shù)與性能參數(shù)之間的影響；郭學勤等[6]利用GT-COOL軟件建立某柴油機的冷卻系統(tǒng)模型，模擬分析最大扭矩工況下風扇、水泵流量和壓力對冷卻系統(tǒng)散熱能力的影響。而關于冷卻系統(tǒng)的三維仿真方法，大部分學者也只進行了局部部件的分析，Jae Su Kim等[7]基于STAR-CD完成了對散熱器整體的三維CFD仿真計算；黎蘇等[8]基于FLUENT對某天然氣發(fā)動機氣缸蓋及其冷卻水套進行了流固耦合仿真計算；童正明等[9]通過對某商用汽車管帶式散熱器進行傳熱風洞試驗并進行CFD數(shù)值模擬研究，分析了水管排數(shù)對散熱器散熱量的影響；郭良平等[10]基于STAR-CCM+對單缸柴油機氣缸蓋的冷卻傳熱進行了流固耦合仿真計算；白敏麗等[11]基于STAR-CD進行了柴油機的流固耦合傳熱計算。本文基于STAR-CCM+對某農(nóng)用車冷卻系統(tǒng)的匹配進行三維模擬仿真分析。

2 整車冷卻系統(tǒng)模型建立

對冷卻系統(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+軟件不能夠實現(xiàn)循環(huán)仿真，可以通過多次迭代運算使散熱器出口條件和水套入口條件一致來實現(xiàn)實際過程中的循環(huán)流動；

c.簡化冷卻系統(tǒng)中的管路。

基于以上簡化建立整車冷卻系統(tǒng)模型，如圖1所示。

3 發(fā)動機模型熱邊界條件的求取

3.1 缸內(nèi)燃氣平均溫度和平均換熱系數(shù)的求解

發(fā)動機作為冷卻系統(tǒng)的熱源，其熱量最終來自燃氣燃燒所釋放的熱量，確定發(fā)動機氣缸內(nèi)的熱邊界條件是確定發(fā)動機傳遞給冷卻系統(tǒng)熱量大小的關鍵。

基于該農(nóng)用車發(fā)動機原機GT-POWER模型求得其最高功率為9.51 kW，發(fā)動機臺架試驗測得其最高功率為9.28 kW，誤差為2.48%，小于通常所要求的5%，結果較為準確，模型可以用于后續(xù)計算。

仿真求得該發(fā)動機在最高功率點工況（轉速3 800 r/min）下的缸內(nèi)燃氣瞬時換熱系數(shù)和瞬時溫度曲線如圖2和圖3所示。

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

在一個工作循環(huán)中缸內(nèi)壁面溫度TW的變化不大，大約為500 K，比缸內(nèi)燃氣瞬時溫度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工作循環(huán)內(nèi)燃氣傳遞給壁面的熱流量Q：

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

引入燃氣平均溫度Tres，將公式（1）簡化得到：

求得燃氣平均溫度Tres=1 210.44 K。

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

表1 進、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

柴油機的一個工作循環(huán)中燃料的燃燒熱主要在做功階段釋放。由于活塞的上下運動，缸內(nèi)燃氣與壁面接觸的時間和溫度是不同的，離燃燒室頂部越近的壁面與燃氣的接觸時間越長且溫度越高。根據(jù)參考文獻[12]可知，缸內(nèi)換熱系數(shù)與燃氣平均溫度分布可由式（3）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)燃氣平均溫度和平均換熱系數(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)動機網(wǎng)格模型進行流固耦合分析，在發(fā)動機最高功率點對應的水套入口條件下，仿真求得水套出水口溫度為366.5 K，試驗測得水套出水口溫度為368 K，誤差在2%以內(nèi)，仿真結果合理準確，可以作為后續(xù)耦合仿真計算。

4 散熱器流動和換熱特性參數(shù)求解

4.1 散熱器“熱流域”流動特性參數(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)域的流動特性與原散熱器模型的流動特性相近。多孔介質(zhì)中的流動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。“熱流域”的幾何尺寸如表3所列。

表3 “熱流域”建模尺寸 mm

不考慮散熱器的進水口和出水口，建模時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仿真計算

基于上述網(wǎng)格模型在STAR-CCM+中求取不同入口流速下對應的進出口壓力降，計算結果如表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”流動特性參數(shù)求解

散熱器“冷流域”流動特性參數(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構，若建立完整的冷流域模型將大大超出目前計算機的能力。為此，在散熱器正面迎風的情況下，假設整個迎風面上的風速一致，可以取散熱器上的一個散熱單元（長度10 mm，寬度為一個翅片寬度）進行仿真計算。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的試驗數(shù)據(jù)。由于主要研究水泵流量對冷卻系統(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特性參數(shù)和換熱特性參數(shù)進行散熱器換熱仿真模擬，在發(fā)動機最高功率點對應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，試驗測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)的耦合仿真計算。

5 整車冷卻系統(tǒng)匹配分析

5.1 耦合仿真計算

將散熱器模型和發(fā)動機模型耦合為一個系統(tǒng)進行分析，可以得出冷卻系統(tǒng)中相關性能參數(shù)的關聯(lián)性。基于整車冷卻系統(tǒng)簡化模型、發(fā)動機熱邊界條件和散熱器芯部相關參數(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)動機燃燒室內(nèi)最高溫度，結果如表6所列。

表6 耦合仿真計算結果

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，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)溫度場分布

冷卻系統(tǒng)溫度場分布情況如圖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中所反應的溫度場與實際冷卻系統(tǒng)溫度場分布規(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

湖北省自然科學基金重點項目“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。