柴油機水冷中冷器冷卻性能仿真與試驗

張欽國，秦四成， 劉宇飛，馬潤達， 李武(.吉林大學　機械科學與工程學院，吉林　長春，300；.吉林大學　汽車工程學院，吉林　長春，300)

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柴油機水冷中冷器冷卻性能仿真與試驗

張欽國1，秦四成1， 劉宇飛2，馬潤達1， 李武1
(1.吉林大學機械科學與工程學院，吉林長春，130022；2.吉林大學汽車工程學院，吉林長春，130022)

摘要：為了研究增壓空氣和冷卻液對中冷器散熱性能的影響及阻力特性，采用流?固耦合傳熱模型和換熱器模型，對重型柴油機水冷中冷器內部流場和溫度場進行三維數值模擬，分析中冷器內部流動阻力損失和傳熱性能，并通過臺架試驗對仿真結果進行驗證。研究結果表明：進氣口處空氣回流較大，增加了空氣流動的阻力和流動不均勻性；增壓空氣流量越大，冷卻效率越高；空氣出口溫度控制在30～40℃，散熱效果較好，滿足使用要求；冷卻液溫度對中冷器冷卻性能影響較大，溫度每升高10℃，換熱效率降低5%～10%。

關鍵詞：水冷中冷器；波紋翅片；流?固耦合；換熱器模型

隨著新排放法規的實施，國家對車輛排放的要求也越來越高。目前，發動機普遍采用渦輪增壓技術提高進氣密度，使燃燒更加充分，從而降低氮氧化物的排放。空氣被增壓后密度增大，溫度升高，從而影響發動機的充氣效率。未經冷卻的增壓空氣進入燃燒室，容易導致發動機燃燒溫度過高，造成爆震等故障，同時還會增加發動機廢氣中氮氧化物的含量，造成空氣污染。所以，中冷器的冷卻效率對保證車輛工作性能的穩定具有重要的作用。隨著發動機功率的增加，為了降低進氣溫度，空冷中冷器已經不能滿足冷卻的需求，冷卻效率更高的水冷中冷器得到越來越多的應用。水冷中冷器結構緊湊，內部流動比較復雜，如果進行試驗研究不但周期長，而且費用高，采用計算流體動力學(CFD)技術進行仿真研究、優化結構方案，不但速度快，而且節約成本，在散熱器性能的研究中起著越來越重要的作用[1]。國內外學者對中冷器內部不同翅片結構的傳熱性能進行了仿真研究，并對不同參數下翅片的傳熱性能進行了評價[2?5]，而對水冷型中冷器的研究較少。李志剛[6]采用CFD方法對空冷型中冷器進行了流?固耦合傳熱仿真分析，并進行了匹配設計。王晶等[7]將中冷器簡化為 RADIAROR 模型對發動機艙散熱進行了仿真，但不能得到中冷器內部的換熱情況。顏衛國等[8]對熱管中冷器的傳熱與阻力特性進行了研究。朱振華等[9]對冷卻液溫度對發動機性能的影響進行了仿真研究。研究表明采用CFD 技術進行流?固耦合傳熱仿真分析是研究中冷器內部復雜流動傳熱問題的有效途徑。為研究水冷中冷器內部流場和熱交換情況，本文作者應用 fluent 軟件中的換熱器模塊，對某款柴油機用水冷中冷器進行傳熱性能數值模擬，并在發動機臺架上進行整機試驗，通過對比試驗數據和仿真結果，證明此研究方法的可行性和準確性，為水冷中冷器的設計和優化提供理論依據。

1幾何模型和網格劃分

1.1物理模型

圖1所示為系統結構示意圖。水冷中冷器工作原理如圖1(a)所示，過濾后的空氣被渦輪增壓器加壓后溫度急劇升高，經過中冷器冷卻后溫度降低，最后通過進氣歧管進入燃燒室。冷卻液經過水泵加壓后，通過進水口進入中冷器內部的管道，在中冷器內部與空氣進行熱交換后從出水口流回水箱。本文選用的中冷器有效冷卻長度為300 mm，高度為400 mm，寬度為250 mm，內部采用波紋翅片，具體結構如圖1(b)所示。

圖1　系統結構示意圖Fig.1　System structure diagram

本文主要研究發動機不同工況下進氣流量和冷卻液溫度、流量對中冷器冷卻性能的影響，故只對中冷器部分進行模擬。由于整體對中冷器進行仿真，結構復雜，網格數量太多，在現有計算機上無法模擬，故選取單元體周期模型進行研究[10]。同時，由于存在氣體和液體兩股流體交叉流動，用多孔介質模型無法模擬，本文使用 fluent 軟件中的換熱器模塊對整體進行模擬。進行整體仿真需要先求出摩擦因數與雷諾數的關聯方程，為此建立如圖2所示的單元體仿真模型，模型有效冷卻長度為300 mm；翅片間距為2 mm；翅片厚度為0.25 mm；銅管直徑為10 mm和銅管壁厚為1mm。

圖2單元體結構Fig.2Unit structure diagram

1.2控制方程

中冷器內部流體的流動和換熱遵循質量守恒、動量守恒、能量守恒三大定律，固體的穩態溫度場導熱遵循拉普拉斯方程，基本控制方程如下[1]：

式中：s 為動量方程源相；γ廣義擴散系數；u 為速度矢量；ρ 為流體密度；T 為固體的溫度。

換熱器模型控制方程如下[10]：

其中：?p 為沿程阻力損失；F為壓力損失系數；kc和ke分別為入口和出口的壓力損失因數；ρ 為空氣密度；UAmin為最小流通面積的氣體速度；a 為摩擦因數；b為摩擦指數；A為散熱面積；Ac為最小流通面的面積；σ 為最小流通率；Re為雷諾數；vi和ve為冷流體入口和出口的速度；vμ為冷流體的平均速度。

中冷器的冷卻性能和阻力性能是評價其性能最重要的2個指標，采用Colburn傳熱性能因子j和Fanning摩擦因數 f 表征中冷器的冷卻性能和流動阻力，采用j/f作為綜合評價因子[11]：

式中：Pr為普朗特數；L為翅片的長度；Dh為水力直徑；v為平均流速；k為導熱系數；ρ為空氣的密度。

1.3網格劃分和邊界條件

圖3所示為計算網格。在進行網格劃分時，為了減少網格數量，節約計算時間，對計算模型進行了簡化，單元體模型采用六面體結構網格，對流?固耦合面劃分邊界層，如圖3(a)所示；對整體模型進行分塊，中間形狀規則區域劃分為六面體網格，其他區域由于結構不規則采用四面體和混合網格劃分，對流場和溫度場變化較大的區域進行了網格細化，充分發展區域用核心六面體網格劃分以減少網格數量，如圖 3(b)所示。為了保證計算精度，進行了網格的無關性檢驗，經過多次劃分網格，最后單元體選取 445 623個網格數目作為研究對象，整體網格數量為1154 534個。為了提高計算的精度，方程的離散采用有限體積法，選用標準 k?ε 湍流模型，內部為不可壓縮穩態求解，選擇二階迎風差分格式和SIMPLE求解算法[10]。

空氣采用流量入口和壓力出口邊界；冷卻液采用流量入口和壓力出口邊界；壁面為無滑移邊界；管壁材料為銅，翅片材料為鋁合金。

圖3　計算網格Fig.3　Computational mesh

2 單元體仿真結果分析

圖4所示為速度和壓強云圖。由圖 4(a)可知：空氣沿著翅片表面流動，由于冷卻管的擾流作用流動軌跡呈波浪形。由場協同理論可知，冷卻管對溫度場梯度和速度矢量的協同起到促進的作用，增強了換熱效率。此外，由于管壁對空氣的流動阻力作用，空氣在流道中間流速較高，在管壁后面速度較低。中冷器進口和出口之間的沿程阻力損失有著嚴格的限制，阻力過大會對發動機性能產生不良影響，從圖 4(b)可知：在該工況下，進口處壓強約為4.9 kPa，由于冷卻管的阻力作用使得壓強沿流動方向越來越低，在入口處形成局部高壓區，在冷卻管壁前后產生了低壓區，在出口處壓強降為419 Pa，壓降在工作允許的范圍內。

圖4速度和壓強云圖Fig.4Speed and pressureContours

為了能夠對散熱器整體進行仿真，對不同速度下的內部壓強變化進行仿真，得到雷諾數與壓降的關系，如圖5所示，對其進行數據擬合即得到式(4)中的摩擦因數a為12.66和摩擦指數b為0.99。

圖5　雷諾數對壓降的影響Fig.5　Influence of Re on pressure drop

將仿真結果代入式(5)和式(6)計算不同工況下波紋翅片的性能評價因子隨空氣入口流速的變化規律，并與董軍啟[11]中平直翅片的評價因子進行比較，對比結果如圖6所示。由圖6可知：2 種翅片的評價因子均隨空氣流速的增加而增大，增長速率越來越小，這是由于流速越大，對流換熱系數的增長速率越小，而翅片壓力損失的速率卻增加的緣故。相同流速下，波紋翅片評價因子大于平直翅片的評價因子，表明波紋翅片的散熱效率要比平直翅片高，空氣流速越大，波紋翅片優勢越明顯。

圖6　不同翅片評價因子的比較Fig.6　Comparison of different finned evaluation factor

3　整體仿真結果分析

3.1流動均勻性分析

增壓空氣在中冷器內部的流動均勻性對冷卻效率有著重要的影響，不均勻流動會使換熱效率降低，流動阻力加大[12?15]。流動的均勻性主要與入口的結構有關，合理的入口結構能夠使中冷器達到最佳冷卻效果。中冷器內部速度場仿真結果如圖7所示。由圖 7(a)可知：中冷器上部散點密度明顯大于下部散點密度，所以大部分空氣從上部流過，上部氣流速度明顯大于下部氣流速度，這是由于入口和出口同時在上部，上部氣體流過的距離較短，而且出口壓強較低使得氣體能夠容易通過，速度變化較小。當入口速度為25 m/s時，最下部速度最小為17 m/s，流動過程中，速度變化較大，表明中冷器內部空氣流動不均勻。同時，從圖7(b)可知：空氣在入口處有較大的回流旋渦，造成入口處的流動阻力加大，仿真結果表明入口結構設計不合理，有待改進。

3.2沿程阻力損失分析

圖8所示為整體壓強仿真結果。從圖 8(a)可知：入口處壓強較高達到了117 kPa，這是由于空氣經過渦輪增壓器后壓強急劇增大，同時中冷器入口處空氣大量回流造成的。中冷器內部從上到下和從左到右壓強明顯呈梯度降低，出口處壓強降到113 kPa，整體壓降在中冷器允許的使用范圍內。為了能夠了解中冷器內部不同部位的阻力情況，選取圖 8(a)所示的9個點，各點的壓強如圖 8(b)所示，各點的壓強變化反映了中冷器內部各處的流動阻力變化，入口和出口處壓強變化較小，表明此處流動阻力較小；隨著流動的深入，受到冷卻管和翅片的阻擋，壓 強降低的速率逐漸增大，入口和出口的壓力差為4.5 kPa。

圖7　速度分布Fig.7　Velocity distribution

圖8　整體壓強仿真結果Fig.8　Overall pressure simulation results

圖9　中冷器內部溫度分布曲線Fig.9　Intercooler internal temperature distributionCurves

3.3溫度場仿真結果

發動機不同轉速下中冷器內部軸向截面加權平均溫度變化仿真結果如圖9所示。從圖 9可以看出：從入口到出口溫度逐漸降低，在入口處即50 mm以內溫度變化較小，這是由于入口處并沒有翅片和冷卻管。50 mm以后，空氣與低溫翅片和冷卻管壁開始接觸，溫度明顯降低。隨著流動速度的降低，越靠近出口處冷卻液溫度越低，空氣溫度降低的梯度逐漸變大，冷卻效果非常明顯。發動機轉速越高，增壓空氣的入口溫度越高，當轉速為2100 r/min 時入口溫度達到了130 ℃，出口溫度降為50 ℃，溫差為80 ℃；當轉速為1200 r/min時入口溫度為80℃，出口溫度為33℃，溫差為47℃，仿真結果表明盡管不同轉速下入口處空氣溫度差別較大，但出口處空氣溫度差別較小，空氣流量對中冷器的冷卻效率影響較大，空氣流量越大冷卻效率越高，反之則越低。

冷卻液溫度對冷卻性能的影響仿真結果如圖10所示。從圖10可知：當冷卻液溫度為20 ℃、發動機轉速為1200 r/min 時，中冷器出口處增壓空氣溫度為33 ℃，隨著轉速的增加，空氣流量逐漸增大，出口處空氣溫度越來越高，但增加的速率逐漸減小，當轉速達到2100 r/min時，出口溫度為42 ℃。在相同轉速下，冷卻液溫度越高，換熱效率越低；空氣流量越大，冷卻液溫度對換熱效率的影響越小；冷卻液溫度每升高10 ℃，換熱效率降低5%～10%，為了保證中冷器的冷卻性能，冷卻液溫度控制在40℃以下。

圖10　冷卻液溫度對冷卻性能的影響Fig.10　Effects ofCoolant temperature onCooling performance

3.4散熱量仿真結果

為了對中冷器的整體冷卻性能進行評價，保持冷卻液溫度為30℃，對不同冷卻液流量、 不同轉速下的換熱量進行仿真，仿真結果如圖11所示。由圖11可知：散熱量隨著空氣流量和冷卻液流量的增大而增加，在相同的冷卻液流量下，散熱量與空氣流量呈正比，這是由于發動機轉速越高，空氣流量越大，翅片的傳熱系數越大，散熱效率也就越高。當冷卻液流量為3m3/h，空氣質量流量從0.1kg/s增加到0.3 kg/s時，散熱量增加了1倍多；空氣流量不變時，散熱量與冷卻液流量呈二次函數關系，冷卻液流量每增加1m3/h，熱工轉換效率提高 3%～5%；當冷卻液流量在4m3/h以下時，對散熱量的影響較大，超過5 m3/h 后，對冷卻效率影響較小，這是由于受冷、熱流體的耦合散熱面積的限制，要想繼續提高散熱效率只有對翅片結構進行改進。

圖11　散熱量仿真結果Fig.11　Simulation results of heat dissipatingCapacity

4　試驗驗證

為了驗證仿真結果的準確性，在發動機試驗臺架上測試水冷中冷器的冷卻性能，主要測量中冷器入口和出口的溫度和壓強。其中，發動機主要參數如下：增壓中冷，六缸，缸徑均為108 mm，行程為130 mm；排量為7.14 L；額定功率為220 kW；額定轉速為2 300 r/min；最大扭矩為1160 N?m。試驗中的部分儀器為：Y380 水力測功機、FC2000 發動機測控系統、Pt100鉑電阻溫度傳感器、CYZ103 高溫壓力傳感器、插入式氣體質量流量計。環境溫度為30℃，油門開度固定為78%，扭矩控制在700 N?m，采集中冷器入口和出口氣體特性相關數據，計算分析后與仿真結果進行對比。

通過試驗測得轉速分別為1200，1500，1800和2100 r/m時增壓空氣壓強變化和出口的溫度，并與仿真結果進行比較，對比結果如表1和表2 所示。由表1可知：隨著轉速的增加，壓強損失越來越大，損失的速率逐漸增大；轉速為1200 r/min 時壓強損失的仿真值與試驗值相對誤差最大為9.5%，轉速越高相對誤差越小。由表2 可知：轉速越高，中冷器出口溫度越高，升高的速率卻越來越小，試驗結果與仿真結果變化趨勢一致；轉速為1200 r/min時相對誤差最大約為7.0%，相對誤差隨轉速的變化較小。對比結果表明：利用本文基于CFD 的三維流固耦合傳熱模擬值與試驗值相對誤差在10%以內，由于仿真過程中影響因素較多，所以該相對誤差在允許的范圍內；采用本文的研究方法可信，能夠較好地對中冷器內部流體流動傳熱性能進行模擬，此仿真方法可以縮短設計周期和降低試驗成本[16?17]，同時克服了試驗的局限性。

表1　空氣沿程阻力仿真值與試驗值的對比Table1　Comparison between simulation results and experimental results of air frictional resistance kPa

表2中冷器出口空氣溫度仿真值與試驗值的對比Table1　Comparison between simulation results and experimental results of air temperature at the exit ℃

5　結論

1)基于三維流場理論，采用流?固耦合傳熱模型能夠較好地模擬入口雷諾數對阻力損失的影響趨勢；最大沿程阻力損失不超過8 kPa，滿足使用要求；通過性能評價因子的比較，表明該型號中冷器內部采用的波紋翅片的傳熱性能優于平直翅片的傳熱性能。

2)中冷器的傳熱性能入口結構設計不合理，導致空氣回流較大，增加了空氣流動的不均勻性；空氣流量越大中冷器冷卻效率越高，越接近中冷器出口位置冷卻效率越高；冷卻液溫度越低，中冷器冷卻性能越好，冷卻液溫度每升高10 ℃，換熱效率降低5%～10%，為了保證中冷器的冷卻性能，冷卻液溫度控制在40℃以下。

3)仿真值與試驗值吻合較好，相對誤差在10%以內，驗證了仿真模型的準確性；本文采用的研究方法能夠較好地反映不同工況下增壓空氣的流量和冷卻液溫度對中冷器散熱量的影響，為中冷器的設計和優化提供了指導，有利于縮短研發周期和降低設計成本。

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(編輯 羅金花)

Numerical simulation and experiment onCooling performance of water-air intercooler of diesel engine

ZHANG Qinguo1,QIN Sicheng1, LIU Yufei2,MA Runda1,LI Wu1
(1.College of Mechanical Science and Engineering,Jilin University,Changchun130022,China? 2.College of Automotive Engineering,Jilin University,Changchun130022,China)

Abstract:In order to study the influence of theCharge air and theCoolant on the intercooler heat dissipation performance and the resistance properties,fluid-solidCoupling heat transfer model and heat exchanger model were used.Three-dimensional numerical simulation wasCarried out in order to obtain the water-cooled intercooler internal flow field and temperature field of a heavy diesel engine.The simulation results were verified through the bench test.The results show that return air flow is larger at the inlet and air flow resistance and flow nonuniformity increase.The heat dissipation performance is better with greaterCharge air flow rate.Outlet temperature isControlled at 30?40 ℃.TheCooling effect is better,and meets the requirement.The differentCooling water temperature has a greater influence on theCooling performance of the intercooler.The powerConversion efficiencyCan be reduced by 5%?10% withCoolant temperature raised10℃.

Key words:water-air intercooler?wavy fin?fluid-solidCouple?heat exchanger model

中圖分類號：U415.52+1

文獻標志碼：A

文章編號：1672?7207(2016)01?0054?08

DOI:10.11817/j.issn.1672-7207.2016.01.009

收稿日期：2014?12?10；修回日期：2015?02?08

基金項目(Foundation item)：國家自然科學基金資助項目(50775096)；國家 “十二五” 科技支撐計劃項目(2013BAF07B04)(Project(50775096)supported by the National Natural Science Foundation ofChina? Project(2013BAF07B04)supported by the National Science and Technology Pillar Program during the12th “Five-year” Plan Period)

通信作者：秦四成，教授，博士生導師，從事工程車輛節能與控制研究；E-mail: qsc925@hotmail.com