某特種車發動機艙散熱系統優化及流場分析

張三軍，時 巖

（南京理工大學 機械學院，南京 210094）

0 引言

散熱系統是整車的重要組成部分，其性能好壞直接決定發動機艙工作的穩定性。特種車輛發動機艙內部結構復雜，對稱性差；大功率、大體積部件密集度高，線路、油路在艙內布置更加復雜，在空氣流動和熱傳遞相互影響下，發動機艙散熱困難日益凸出[1～3]。

散熱器散熱問題向來是研究發動機艙散熱問題的重點，導致散熱器散熱困難的原因通常有結構設計布局不合理、部件功能故障以及長時間使用性能老化等。國內外研究此類問題，早期是通過理論計算、試驗驗證以及從業經驗來解決；自仿真技術快速發展后，通過仿真手段能夠對工作過程及結果進行可視化、可量化展現[4]，方便設計以及問題排查，仿真技術占據著越來越重要的位置。福特公司采用在散熱器周圍加裝空氣擋板的方法來增加散熱器空氣流量，通過仿真分析，改進后的結構使得空氣通過散熱器的流量有一定的提升，提高了散熱效率[5]。

本文主要研究內容：為提高某特種車的機動性和通過性，在某越野車的基礎上進行底盤改進，縮短前后懸尺寸，致使發動機艙空間與原散熱系統不匹配，后將散熱器從發動機前方移至發動機上方，出現散熱器散熱困難問題。通過CFD方法對其進行流場分析，找出散熱器散熱困難的原因，給出解決問題的方法，最后通過熱平衡驗證，確保車輛發動機艙散熱系統的散熱性能滿足設計要求。

1 發動機艙模型建立

1.1 數學模型

假設整個流動過程為穩態湍流，發動機艙氣密性良好，空氣為不可壓縮且忽略重力影響，忽略固體壁面的熱輻射，空氣流動與熱傳遞耦合。根據以上假設，發動機艙內空氣流動和傳熱的控制方程[6]可描述如下：

1）質量守恒定律

質量守恒方程又稱連續性方程。

2）動量守恒定律

3）能量守恒定律

式中：cp為比熱容，T為熱力學溫度，K為流體傳熱系數，ST為黏性耗散項。

4）湍流控制方程

湍流模型采用常用的k-ε兩方程模型。

湍動能方程為：

湍流耗散率方程為：

1.2 幾何模型

該特種車由于取消前擋風玻璃設計，使得發動機艙在高度上有充裕的空間放置散熱器及風扇等。采用散熱器上置式散熱系統模型如圖1所示。

圖1 散熱系統模型

為減小計算機工作量，對整車模型進行簡化，去除駕駛艙及尾部，只研究發動機艙空間內熱源與空氣的熱交換情況，簡化車燈、螺栓、卡箍帶、細管、輪胎等對發動機艙內流動和傳熱影響較小的部分，建立發動機艙模型如圖2所示。

圖2 發動機艙模型

2 發動機艙散熱系統流場分析及優化

2.1 發動機艙散熱系統流場分析

當散熱器移至發動機上方后，在最大扭矩工況下出現散熱困難。采用FLUENT軟件對發動機艙內外流場耦合分析，確定計算域，劃分網格，設置最大扭矩工況下進、出口及壁面等邊界條件，風扇采用MRF模型，散熱器、中冷器采用多孔介質模型，選擇Realizable k-ε湍流模型以及易于收斂的Simple算法和二階迎風格式進行離散[7]。經迭代計算后，通過后處理，選取截面流場圖進行分析，如圖3所示。

圖3 y=-0.16m截面流場圖

在速度矢量圖中，經車頭進氣格柵進入的冷卻空氣部分從中冷器上方通過，與從引擎蓋進氣口進入的冷卻空氣匯合，在風扇抽吸作用下流經散熱器流向發動機；從風扇出來的部分氣流經發動機阻礙后，在中冷器后方集聚形成渦流。散熱器正面積空氣流量為0.207m3/s，相對較低。從溫度云圖中可以看到，散熱器周圍溫度有聚集現象，空氣流經散熱器前后溫差僅為13.5，冷卻空氣給散熱器降溫效果不明顯。

導致散熱器散熱困難的原因在于散熱器迎風面積進氣量過低。

2.2 改進措施

針對散熱器散熱困難現象，提出改進措施：

1）在保證芯子面積不變的情況下，更改散熱器參數，增大散熱面積，使散熱器更易散熱。

2）調整散熱器安裝角度，改變散熱器周圍流場分布，增大散熱器迎風面積進氣量。

3）增加風扇轉速，提高空氣流量，以改善散熱器正面積進氣量過低狀況。

2.2.1 散熱器參數優化

為改善散熱器散熱情況，在散熱量一定的情況下，相比于提升液氣溫差，增加散熱面積更易于實現[8]。受制于發動機艙空間布局，在不改變散熱器芯子面積的情況下，采用減小散熱器散熱管數量，增加散熱帶面積的方法以實現增加散熱器散熱面積，從而提升散熱器散熱能力。

式中：Fa散熱帶傳熱面積；Fw散熱管散熱面積；hh波高；w波距；H1水管長；L芯體厚度；N1散熱帶排數；L1水管橫截面長；W1水管橫截面寬；N2水管數。

根據式(10)、式(11)對散熱器參數進行調整，采用MATLAB命令函數fmincon處理有約束非線性多元變量的優化問題，優化后散熱器參數如表1所示。

表1 散熱器參數

圖4 散熱器安裝位置

2.2.2 散熱器安裝角度調整對周圍流場的影響

從圖4可以看到，散熱器從1位置到2位置為其在發動機艙內所處極限位置，通過仿真分析，散熱器在不同安裝角度下對周圍流場影響較大。選取4組不同安裝角度位置的仿真數據進行對比，結果如表2所示。

表2 散熱器在不同角度位置時仿真結果

從表中可以看到，當散熱器與水平方向夾角30°時（即圖4中1位置），散熱器流量、中冷器流量以及空氣通過散熱器、中冷器溫差均有不同程度的提升，即散熱器在此位置時有最優解。

2.2.3 風扇參數調整

為增加風扇風量，同時抑制噪聲的升高，應采取增大風扇直徑，降低風扇轉速的方法[9]。由于電動風扇直徑尺寸擴展受限，只有采取小幅提升風扇轉速的方法。

式中：Q風扇風量；SPL噪音聲壓級；K、K1比例系數；n風扇轉速；d風扇直徑。

根據式(12)、式(13)計算風扇轉速改進后參數變化，如表3所示。

表3 風扇轉速提升對風量、噪音的影響

對改進后的散熱器進行臺架實驗，得出其阻力特性曲線，與風扇在新轉速下的PQ曲線相交求出工作點，該點優于原工作點，且該工作點所對應的散熱器散熱量大于經驗公式計算值，故風扇與散熱器匹配合適。

2.3 改進后仿真結果分析

在圖5速度場圖中可以看到，冷卻空氣流經主要熱源部件，不存在流動死區；冷卻空氣流經散熱器流量有所增加，達到0.386m3/s。在溫度云圖中，可以看到空氣流經散熱器前后溫差明顯，達到24.3。散熱器表面溫度有所改善，但在散熱器兩端有部分溫度集中。與圖3溫度云圖對比，改進后散熱器表面溫度改善較為明顯。

通過表4中數據分析，改進后散熱器、中冷器的溫度以及流量數據均有提升，其中散熱器改善效果較好。

圖5 y=-0.3m截面流場圖

3 試驗驗證

在底盤測功機上選取最大功率以及最大扭矩工況分別進行熱平衡試驗，以驗證散熱系統改進后是否符合要求。分別對關鍵位置的潤滑油、冷卻液、冷卻空氣等溫度值進行測量，得到結果列于表5。

表4 空氣流經散熱器、中冷器前后溫差及流量

表5 最大功率、最大扭矩下測量點值

通過ATB特性評價法[10]，分別對最大扭矩、最大功率工況下冷卻液和潤滑油進行計算校核，得到相應的發動機運行許用環境溫度最低為48.6℃大于設計許可環境溫度46℃，滿足散熱系統設計要求。

表6 試驗數據與仿真數據對比

通過試驗溫度和仿真溫度數據對比，詳見表6，試驗結果與仿真結果基本一致，誤差在允許范圍之內。且試驗數據散熱器前后溫差較大，達到30.3，散熱器降溫效果較好。散熱器散熱困難問題基本解決。

4 結論

1）通過對散熱器、風扇參數進行改進，使散熱器散熱面積增大并增加散熱器正面積進氣量，能有效解決散熱器自身散熱能力不足問題。

2）模擬結果表明，對散熱器按照不同位置擺放，會影響其周圍流場分布；當散熱器與水平方向30°夾角時，散熱器迎風面積空氣流量最大，散熱器散熱效果最好。

3）采用ATB特性評價法評價熱平衡試驗，試驗結果滿足設計要求。并對試驗結果與仿真結果進行對比，數據誤差在允許范圍之內，證實仿真結果的可靠性。