多孔介質的汽車中冷器數值模擬與試驗

鄭明強，馮 理，蔣婷婷，梁 勇

（1.貴州電子科技職業學院，貴州 貴陽 550025；2.武漢華夏理工學院，湖北 武漢 430223）

1 引言

車輛的發動機散熱問題對發動機的功率、壽命、經濟性及排放性有著非常重要的影響［1-2］。傳統的中冷器設計方法，設計周期長、成本高，而且對研發新產品也是不利的。因此，采用三維模擬計算方法不但可以大大的縮短研發周期，而且還能降低研發成本，這也為中冷器的設計提供理論依據。

文獻［3］提出用多孔介質模型對汽車散熱器的流動換熱進行數值模擬，通過對某參數數值模擬，進而獲得多孔介質模擬所需的阻力系數，把散熱器芯體作為多孔介質來處理，這也是目前散熱器研究最為常見的一種方法。文獻［1，5］分別對油冷器和散熱器進行了三維數值模擬，將模型芯部作為多孔介質處理，獲得了整體模型的傳熱性能。而目前對中冷器的大部分研究都是針對局部翅片模型的傳熱及阻力特性進行研究，而對于中冷器整體的流動與傳熱特性這方面研究很少。這是由于中冷器散熱帶上的翅片數量龐大，網格的數量超出當前計算機的計算性能。因此，采用多孔介質的方法對中冷器整體進行研究對實際工程問題有著重要的意義。而這里所研究的中冷器也屬于散熱器的一種類型，也可以采用多孔介質模型對其流動與傳熱特性進行數值模擬。

利用流體分析軟件Fluent軟件，對汽車中冷器進行三維數值模擬，通過計算不同速度工況下的局部百葉窗翅片模型，獲取多孔介質計算所需的粘性阻力系數和慣性阻力系數，來代替真實翅片計算中冷器整體的溫度場及壓力場，研究不同百葉窗開窗角度對中冷器傳熱及阻力特性的影響，通過試驗對比分析，為中冷器的設計研發提供參考，有利于減少設計周期和降低研發成本。

2 計算模型及控制方法

2.1 研究假設

所研究的翅片，因不考慮在氣體流動中，其流體的物理性質隨著溫度和流動狀態的改變而發生改變，因此作出以下的設想：

（1）散熱帶上選取一段0.2mm厚的鋁制翅片，厚度很小，其導熱溫差可不計；（2）流體為不可壓縮流體；（3）流體的流動為定常流（穩態流動），其流動換熱過程不隨其狀態而改變；（4）翅片以及散熱管的內壁面接觸熱阻可不計，散熱管其外壁面的溫度，與翅片根部的溫度一致。

2.2 幾何模型

研究對象為某型汽車中冷器，如圖1所示。因為中冷器翅片的構成較為繁雜，目前計算機計算性能有限，難以對整體進行數值模擬，采用多孔介質模型來分析中冷器整體，對解決工程問題是非常有效的方法。由于翅片呈現周期性變化，并且是對稱分布。因此，僅需研究一個如圖2所示的周期翅片單元，進而獲取分析其中冷器整體的多孔介質計算所需的阻力參數，這一方面可以將計算域的參數特點體現出來，同時還能縮短仿真時間，其百葉窗翅片模型的物理參數，如表1所示。

圖1 某型汽車中冷器Fig.1 Intercooler of a Certain Type of Automobile

表1 翅片幾何參數Tab.1 Fin Geometry Parameters

圖2 百葉窗模型Fig.2 Louver Model

2.3 材料屬性及參數

散熱管的外壁以及翅片均使用ANSYS Fluent庫中的鋁材料屬性，流體均為空氣。鋁和空氣的基本物理參數密度、粘度、導熱系數、比熱，如表2所示。

表2 物理屬性參數Tab.2 Physical Attribute Parameters

2.4 控制方程及邊界條件

數值模擬模型的計算區域為局部百葉窗翅片空氣側及翅片固體區域、中冷器整體多孔介質區域及冷側空氣出口區域。仿真分析所采用的控制方程理論均為三維不可壓縮流動的質量守恒方程、動量守恒方程、能量守恒方程［6，12-13］。

質量守恒方程：

式中：ρ—密度；u，v，w—速度在x，y，z軸上的分量。

動量守恒方程：

式中：fx、fy、fz—單位質量力在x、y、z軸上的分量；

能量守恒方程：

式中：cp—定壓比熱容；

ST—粘性耗散（在粘性力作用下機械能轉為熱能的部分）。

網格劃分為翅片區域和中冷器整體區域，驗證網格的無關性后，導入ANSYS進行數值模擬分析，選取k-ε標準的湍流模型、計算模型采用穩態湍流不可壓縮流動、SIMPLE算法、二階迎風格式求解對流項。

中冷器邊界條件［7］設置如下，其邊界，如圖3所示。

（1）熱側及冷側的空氣進口采用速度入口邊界，其流體的流通方向垂直于進口面，如約束條件如下：

u，v，w—速度在x，y，z軸上的分量。

（2）冷側出口及多空介質空氣出口均采用壓力出口邊界；

（3）熱側的進口溫度設為393K，在常溫300K下進行模擬；

（4）熱側和冷側的流體入口采用質量流量邊界，其值設為0.16kg∕s。

局部翅片邊界條件設置如下，其邊界，如圖3所示。

圖3 中冷器邊界邊界條件Fig.3 Integral Boundary Condition Model of Intercooler

（1）散熱管的壁面設為恒溫壁面，其值為363K；

（2）進口邊界設為固定的速度和溫度邊界。為使流體能夠更好的在進口和出口流通，需在進口及出口處引入導流體，其值等于翅片間距的兩倍［8-9］；

（3）出口采用壓力出口；

（4）翅片右側截面采用對稱邊界，其約束條件如下：

（5）空氣與翅片接觸面設為耦合面，其余壁面為絕熱壁面。

3 局部翅片計算

3.1 仿真結果分析

選取冷側空氣速度為（2～12）m∕s，共6種工況進行數值模擬分析。以工況等于12m∕s，開窗角度為23°為例分析中冷器的流動特性，其溫度和流阻特性，如圖5、圖6所示。

圖5 翅片壓力分布圖Fig.5 Pressure Distribution of Fin

由圖4可以看出，未開窗的區域，其邊界層不停的擴張，空氣不斷地流過百葉窗，空氣受到擾動影響，邊界層發展受阻，流換熱條件得以改善，但溫度梯度逐漸減弱。

圖4 翅片溫度分布圖Fig.4 Temperature Distribution of Fin

隨著空氣橫向的流動，散熱管管壁的熱量不斷傳遞給翅片，進而對空氣加熱，流經出口時，出口溫度與壁面溫度相似，這充分的說明中冷器的流動換熱主要體現在前半段。

流動阻力與進出口壓降有關，由圖6中可知，空氣的壓力逐漸減小，流體流入翅片部分時，因流體受到百葉窗翅片的擾動，使空氣流動方向改變，造成其脈動阻力變大。因此，中冷器的壓力損失流體流入百葉窗的進口處。

3.2 開角對換熱系數及壓降分析

通過對中冷器冷側百葉窗翅片傳熱系數及進出口壓降數值模擬分析研究，在不同工況下的換熱系數及進出口壓降，如圖6、圖7所示。由圖6、圖7可以看出，四種開窗角度的翅片換熱系數均隨風速的增大而增大，2m∕s-4∕s，四者差異較小，開角為23°時，為最小值3%，其出口壓降也為最小值，其值1.2%。當工況為（4～12）m∕s時，在相同的風速條件下，開角為27°的翅片換熱系數最大，其值為4.5%，換熱最好。出口壓降也隨著開窗角度的增大而增大，當開角為29°時，其值達到最大值23%。這是因為隨著開角及風速的增大，加快了流體在翅片間的流動空間，紊流效果加強，進而導致進出口壓降增大。

圖6 不同工況下的換熱系數Fig.6 Pressure Distribution of Fin

圖7 不同工況下的進出口壓降Fig.7 Inlet and Outlet Pressure Drop at Different Flow Rates

3.3 開角對散熱性能的綜合影響

由上文可知，當開角不斷增大，其換熱系數也隨之增大，同時，不可避免的增大了進出口壓降。因此，需要有標準對百葉窗的性能做綜合評價，引入綜合性能評價因子作為評價標準，如圖8所示。

圖8 不同工況下的綜合性能評價因子Fig.8 Comprehensive Performance Evaluation Factors Under Different Working Conditions

由圖中可以看出，開窗角度為23°時，翅片的綜合換熱最好，這是因為開角為23°時帶來的換熱系數的提高比率低于壓降的增大比率，隨著風速及開窗角度的增大，其綜合性能評價因子在相應的減小，這是由于進出口壓降的增幅遠大于換熱系數的增幅。

3.4 多孔介質計算參數獲取

對于多孔介質模型，壓力的梯度受動量損失的影響，壓降與流體速度成正比關系，流體流向壓降時應滿足以下的條件［4］：

計算在不同工況下空氣流過百葉窗翅片引起的壓降，通過最小二乘法將計算的結果擬合成上式形式，即可獲取相應的黏性阻力系數及慣性阻力系數［4］。

根據多孔介質模型中，流體區域占總體積的比例，來獲取孔隙率y，根據實際的翅片結構參數，這里y=0.94。

4 中冷器整體計算

4.1 仿真結果分析

為了進一步深入研究百葉窗開角對中冷器整體的散熱性能，本節中將已擬合出的多孔介質系數，通過多孔介質模型數值模擬的方法來研究中冷器中熱流體與冷卻空氣對流換熱的過程中中冷器溫度及壓降變化。選取工況為12m∕s，開窗角度為23°時的中冷器整體的壓降及溫度分布圖進行分析研究，其溫度及進出口壓降分析結果，如圖9、圖10所示。由圖9可以看出，從上到下扁管管內空氣溫度逐步降低，這是由于空氣的對流強制換熱過程，使散熱管內的熱空氣經過冷側空氣冷卻，進而帶走將散熱管中的熱量。由圖10中可以看出，沿著氣體的流動方向，壓力逐漸降低，多孔介質模型區域壓力無驟變發生，分布較為勻稱，這也說明了氣體在扁管內部的壓力損失很小，流動比較通暢且穩定。

圖9 中冷器整體溫度分布Fig.9 Overall Temperature Distribution of Intercooler

圖10 中冷器整體壓力分布Fig.10 Overall Pressure Distribution of Intercooler

4.2 試驗驗證

為檢驗中冷器的散熱性能，對其進行風洞試驗，試驗設備，如圖11所示。通過調整進口空氣流速、質量流量等物性參數，能夠較為精準的獲取各工況下中冷器的進出口壓降、出口溫度、散熱量等性能參數，從而驗證中冷器的散熱效果。

圖11 風洞試驗設備Fig.11 Wind Tunnel Test Equipment

通過對不同工況下不同開窗角度對中冷器出口溫度試驗分析可知，如圖12 所示。百葉窗開窗角度為23°出口溫度低于其他3組模型的出口溫度，這也驗證了上述所說的當開角為23°時綜合換熱性能最好。當翅片開角增大，中冷器的出口溫度也呈上升趨勢，但上升的幅度較小。這說明在低速工況下，百葉窗開角對換熱特性影響較小。通過中冷器整體風洞試驗數值與CFD 仿真分析的數據可知，其結果較為吻合，如圖13 所示。風速增大，其傳熱量也隨之增加，與之同時，其增幅逐漸降低。試驗值和仿真數模的誤差在（0.78～1.56）%區間內，在一定的誤差范圍內符合工程要求。這是由于模擬分析中對模型進行了適當簡化及試驗數據本身帶來的誤差，另一方面，因為采用的不可壓縮流體，通過CFD 計算的流體，其參數與風洞試驗所用的流體之間存在一定的物理性質的差異，從而造成一定的誤差。可見，采用多孔介質模型來研究不同物理參數對中冷器整體換熱符合工程標準的。

圖12 出口溫度與開窗角度的關系Fig.12 Relationship Between Outlet Temperature and Window Opening Angle

圖13 試驗值與仿真值Fig.13 Comparison of Test Value and Simulation Value

5 結論

根據多孔介質模型分析了中冷器的換熱性能，通過數值模擬分析和風洞試驗的對比研究，得出了以下結論：

（1）中冷器換熱主要集中的前半段，在相同速度工況下，百葉窗開角為23°時綜合評價因子最高，綜合換熱性能最好，為其散熱帶的設計提供了設計參考。

（2）對比三維仿真模擬數值與風洞試驗值，兩者誤差在允許值的范圍內，這也驗證了多孔介質模型的可行性，為研究中冷器參數對其換熱性能的影響提供了一定的方法依據。