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度坤阙
5 years ago
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1 汽车发动机舱散热特性研究蒋光福 ( 湖北省十堰市东风汽车有限公司商用车研发中心 44001) 摘要 : 该文根据汽车产品研发的需要, 应用商用 CFD 软件 Fluent 和 KULI, 采用基于 Navier-Stokes 方程的汽车外流场与发动机舱内流场耦合计算方法, 对某汽车在车速 V=5km/h 时发动机分别处于额定功率点和最大扭矩点下发动机舱的散热特性和温度场特性进行研究快速而准确地指导发动机舱内冷却系统的参数选择与判定研究发动机舱内的温度分布特性及最高温度值, 控制发动机舱内空气最高温度低于设计目标值, 从而判别发动机舱内的温度特性是否满足设计要求该文从流量与热量之间的转换关系出发, 根据东风汽车有限公司商用车研发中心提供的散热器 ( 冷凝器和中冷器 ) 空气流量与散热热流量试验结果, 进行转换处理, 计算出各工况下, 空气通过散热器 ( 冷凝器和中冷器 ) 所带走的热量而该热量正是散热器中冷却水或者中冷器中高温空气所损失的热量值把 Fluent 的计算结果空气流量输入 KULI 软件中, 从而得到散热器中冷却水或者中冷器中高温空气的进出口温度差以冷却常数为评估散热器冷却性能的主要指标以冷却效率为评估中冷器冷却性能的主要指标, 设计要求冷却效率应高于 80%, 冷却常数应低于设计目标值关键词 :CFD 汽车空气动力学冷却系统匹配传热性能温度场 1. 引言根据东风汽车有限公司商用车研发中心提供的车型数学模型计算工况, 应用商用计算流体力学软件 Fluent, 采用基于 Navier-Stokes 方程的汽车外流场与发动机舱内流场耦合计算方法, 对某汽车在车速 V= 5km/h 时发动机分别处于额定功率点和最大扭矩点下发动机舱的散热流场和温度场等特性进行研究具体内容为 : 1) 汽车发动机舱内散热元件 ( 散热器, 中冷器和冷凝器 ) 的散热特性的分析研究, 通过对散热器冷凝器和中冷器参数的灵敏度分析, 可以非常迅速地找到与发动机舱散热器冷凝器和中冷器散热很好匹配的散热器冷凝器和中冷器参数, 为选择最佳的散热器冷凝器和中冷器参数提供设计指导 ) 发动机舱内外空气流动耦合数值分析 ( 内外流场特性 ) 研究, 这样更准确地模拟发动机舱内的流场和精确地计算出流过各散热元件 ( 散热器中冷器和冷凝器 ) 的空气流量 ; 通过对散热器的冷却常数和中冷器的冷却效率分析, 判断中冷器和散热器的热性能是否满足设计要求 3) 汽车发动机舱温度场分析研究模拟出发动机舱内的温度场, 研究发动机舱内的温度分布特性及最高温度值, 使发动机舱内空气最高温度控制在设计指标值之内, 从而判别发动机舱内的温度场特性是否满足设计要求在发动机设计时, 冷却系统的基本参数选取原则是 : 在外界温度为 40 ο C 时, 当汽车在高速档运转, 并以 5km/h 的低速行驶时, 要保证散去所有要求散去的热量在其它所有条件下, 冷却系设有专门装置, 来维持冷却液或气缸盖壁面 ( 空气冷却时 ) 的温度在适当水平冷却包主要的热动力学目标是散热器的最高水温, 在连续行驶情况下它必需不超过 115 ο C, 在峰值载货下它必需不超过 15 ο C [1] 冷却常数是评估散热器冷却性能的主要指标, 冷却效率是评估中冷器冷却性能的主要指标冷却效率应高于 80%, 冷却常数应低于设计目标值 56

2 . 研究方法对汽车外流场与发动机舱内流场耦合计算, 采用模拟数值风洞的方法进行, 因此, 其边界条件按外部流动和内部流动分为外部边界条件和内部边界条件对于外部流动, 其边界条件包括 : 风洞压力 ( 或速度 ) 入口边界条件风洞压力 ( 或速度 ) 出口边界条件和壁面边界条件对于内部流动, 其中包含散热器中冷器冷凝器风扇发动机本体和发动机舱隔板散热器中冷器和冷凝器是属于带有阻尼的通气边界, 风通过散热器中冷器和冷凝器时存在压强损失和热传递现象, 采取散热器模型进行模拟 ; 而风扇则是因其前后存在压强差, 采用多项式拟合函数的描述在 Fluent 软件中有风扇模型发动机本体和发动机舱隔板则应满足壁面边界条件在利用 CFD 方法进行物体绕流的数值模拟时, 必须建立数学模型限于目前国内外 CFD 计算的水平, 还无法对完全真实的复杂外形 ( 如图.1~. 所示 ) 进行数值模拟因此, 在保证反映物体表面真实流动特性的前提下, 需对真实外形进行简化, 建立计算所用的数学模型本文对产品研发部门提供的真实车型数学模型, 作了局部简化, 主要考虑了车身发动机车架车轮车桥传动轴油箱变速箱风扇散热器中冷器和冷凝器等零部件, 如图.3~.5 所示流场计算区域的选取 : 车头前端空间取车长的三倍, 车尾后端空间取车长的五倍, 车顶上部空间取车高的五倍, 车侧面空间取车宽的五倍 [] 为了模拟汽车运动过程中发动机舱内部空气的流动情况, 需要采用汽车外部流场与发动机舱内部流场耦合求解方法进行应用 Fluent 前置处理软件 Tgrid 生成计算网格, 鉴于车体表面和发动机舱内物面形状的复杂性, 采用了混和网格生成技术为了尽可能真实地模拟车体表面和发动机舱内的复杂流动情况, 网格必须贴体, 非结构化网格对于复杂表面有良好的贴体性, 因此, 对于发动机舱内部流场区域, 由于车轮发动机车身变速箱等表面形状十分复杂, 采用了非结构化网格生成流场网格 ; 对于发动机舱外部流场区域, 在车体表面附近的流场计算区域, 也采用了非结构化网格生成流场网格 ; 同时, 在距离汽车较远的流场计算区域, 采用了结构化网格因此, 对于整个流场计算区域, 生成了结构化非结构化及棱柱型等组成的混和网格, 全流场流体单元数约为 857 万本课题分析了两种方案的流场和温度场, 各方案分别为 : 方案 1:T1 底盘加 D310 车身组成的汽车 ( 如图 3.6 所示 ) 方案 : 在方案 1 基础上去掉冷凝器中冷器和散热器之间上表面和侧面的隔绝材料, 让空气能够从冷凝器中冷器和散热器之间的上表面和侧面进入到中冷器和散热器里本课题分析在车速 V=5km/h 时发动机分别处于额定功率点和最大扭矩点时发动机舱的散热特性和温度场特性发动机缸盖温度 80 ο C, 发动机缸体温度 90 ο C, 发动机油底壳温度 110 ο C 工况 1: 在发动机额定功率 ( 功率 191KW) 点, 风扇转速 00rpm; 环境温度为 36.8 ο C ; 中冷器内空气流量为 3.08kg/min( 即 kg/s), 中冷器空气的进口温度是 17.3 ο C, 出口温度是 6.5 ο C ; 散热器循环水流量为 80.0 l/min( 即 4.67kg/s), 发动机的出水温度是 85.1 ο C ( 即散热器循环水的进水温度 ), 57

3 ο C, 中冷器内空气流量为 13kg/min( 即 0.1667kg/s), 中冷器空气的进口温度是 141.6 ο C, 出口温度是 51.

3 散热器循环水的出水温度是 80.4 ο C ; 冷凝器中冷却剂温度是 ο C 工况 : 在发动机最大扭矩 ( 扭矩 105 N M ) 点, 风扇转速 1400rpm, 环境温度为 34.3 ο C, 中冷器内空气流量为 13kg/min( 即 kg/s), 中冷器空气的进口温度是 ο C, 出口温度是 51.8 ο C ; 散热器循环水流量为 l/min( 即.9kg/s), 发动机的出水温度是 83.1 ο C ( 即散热器循环水的进水温度 ), 散热器循环水的出水温度是 77.9 ο C ; 冷凝器中冷却剂温度为 ο C 图.1 整车几何模型图. 发动机舱内零部件的简化几何模型 58

4 图.3 全流场表面网格图.4 整车表面网格图.5 中冷器风扇车轮散热器和冷凝器表面网格下面推导用散热器模型模拟散热器中冷器冷凝器时的风阻性能和散热性能参数 59

5 风通过散热器时存在压强损失和热传递现象, 在此可分别用压强损失系数和传热系数来表示散热器考虑成无限薄, 通过散热器的压强损失假定与流体的动压成正比例, 用一个压强损失系数表示, 在此, 压强损失可以表示为通过散热器的法向风速的函数 [3]: P K l = (.1) 1 v ρ 其中, 其中, ρ--- 流体密度 ; K l --- 压强损失系数, 可以是常数, 或者多项式, 分段线性, 或者分段多项式函数多项式函数 : 7 Kl = A1 + Av + A3v A8v (.) 散热器传给周围环境的热流量 : q = h T air T ) (.3) q--- 热流量 ; air d (, d ext T, --- 散热器下流空气温度 ; 其中, Text --- 散热器中液体参考温度 ; h---- 对流传热系数, 可以是常数, 或者多项式, 分段线性, 或者分段多项式函数多项式函数 : h + 7 = h1 + hv + h3v +... h8v (.4) hi ---- 多项式系数 ; v---- 流过散热器的流体速度 (m/s) 可以指定热流量 (q); 或者指定对流传热系数 (h) 和散热器的温度 ( T ext ), 通过在散热器表面积分得到散热量 (q) 为了模拟散热器的热性能, 必需提供热传递系数 h 关于通过散热器的风速 v 的函数表达式, 为此设热平衡方程为 : mcp T q = = h( Tair, d Text) (.5) A 其中, q---- 热流量 (W/ m ); m--- 流体流量 (kg/s); 60

6 C p --- 流体的比热容 ; h--- 对流热传递系数 ; Text --- 外部温度 ( 液体参考温度 )(K); A--- 散热器前端面积 ( m ); T, -- 散热器下流空气温度, T air d air, d T = T a air, u +, 散热器上流空气温度 T air, u = Tamb + T f, 其中, T amb 是环境温度, T f 是空气经过百叶窗或经过冷却系散热器前面的机油冷却器时, 空气的温升, 等于 3 ~ 5 ο C ; Ta 是空气经过散热器后的温升, 由式 Qn = C pgw Ta 可求得, 式中 Q n 是空气流过散热器后所带走的热量, G 是流过散热器的空气流量, C 是空气的比热容 w 公式 (3.10) 也可写成 : mcp( Tair, u Tair, d) q = = h( Tair, d Text) (.6) A 其中, T air, u --- 散热器上流空气温度因此, 对流热传递系数 h 可以写成 : mcp( Tair, u Tair, d) h = (.7) A( Tair, d Text) 或者, 写成流体速度的函数 : vcp( Tair, u Tair, d) h = ρ (.8) A( Tair, d Text) p 表.1 中冷器风阻及热性能试验结果 P (KW) 中冷器内空气流量 (kg/s) 中冷器外空气流 Dp In (KPa) 速 (m/s) Dp Out (Pa) 根据东风汽车有限公司商用车研发中心提供的散热器风阻及热性能试验结果 ( 表.1), 利用多项式函数 ( 式 (.)) 将表.1 试验数据拟合之后, 得到来流风速和通过中冷器后的压强损失系数的关系 : K l = V V V V V 5 (.9) 表.1 利用多项式函数 ( 式.4) 将试验数据拟合之后, 得到在发动机额定功率点中冷器的散热系数与速 61

7 度的函数关系式和中冷器的散热功率与空气流量的函数关系式 : h= V+7.870V (.10) P= m m m 3 (.11) 表.1 利用多项式函数 ( 式.4) 将试验数据拟合之后, 得到在发动机最大扭矩点中冷器的散热系数与速度的函数关系式和中冷器的散热功率与空气流量的函数关系式 : h= v v V 3 (.1) P= m m m 3 (.13) 根据东风汽车有限公司商用车研发中心提供的散热器风阻及热性能试验结果 ( 表.), 利用多项式函数将试验数据拟合后, 得到压强损失系数与速度的函数关系式 : K l = V V V V V 5 (.14) 表. 利用多项式函数 ( 式.4) 将试验数据拟合之后, 得到在发动机额定功率点散热器的散热系数与速度的函数关系式和散热器的散热功率与空气流量的函数关系式 : h= v v V 3 (.15) P= m m m m m m 6 (.16) 表. 利用多项式函数 ( 式.4) 将试验数据拟合之后, 得到在发动机最大扭矩点散热器的散热系数与速度的函数关系式和散热器的散热功率与空气流量的函数关系式 h= v v V 3 (.17) P= m m m m m m 6 (.18) 表. 散热器的风阻及热性能试验结果 P (KW) 散热器内液体流量 (kg/s) 散热器外空气流量 (kg/s) Dp In(KPa) Dp Out (Pa) 表.3 冷凝器风阻性能 1 冷凝器外空气流量冷凝器外空气流速 m(kg/s) v(m/s) P (Pa) ρ v Kl 表.3 利用多项式函数 ( 式.) 将试验数据拟合之后, 得到压强损失系数与速度的函数关系式 :

8 Kl = V V V V 4 (.19) 表.4 冷凝器散热性能流速 v(m/s) 流量 m(kg/s) 散热功率 P(W) Tair,d h 表.4 利用多项式函数 ( 式.4) 将试验数据拟合之后, 得到冷凝器的散热系数与空气速度的函数关系式和冷凝器的散热功率与空气流量的函数关系式 : h= v v (.0) P= m m (.1) 对于发动机风扇, 用 Fluent 风扇边界条件可以直接进行模拟根据东风汽车有限公司商用车研发中心提供的风扇性能曲线, 压强与风扇前速度的关系如表.5( 发动机额定功率点 ) 和.6 所示 ( 发动机最大扭矩点 ) 该风扇的扇叶外径为 60mm, 内径为 45mm 表.5 和表.6 中的速度 v 应等于表中流量 m 除以风扇有效通风面积, 即扇叶圆环面的面积表.5 φ 60 九叶塑料风扇性能试验数据 ( 发动机额定功率点 ) 流量 m( m 3 /s) 压强跳跃 p (pa) 速度 v(m/s) 由表.5, 利用多项式可以拟合出在发动机额定功率点时风扇速度与压强损失之间的函数关系式 : 3 p = v v v (.) 表.6 φ 60 九叶塑料风扇性能试验数据 ( 发动机最大扭矩点 ) 速度 v(m/s) 流量 m( m 3 /s) 压强跳跃 p (pa) 由表.6, 利用多项式可以拟合出在发动机最大扭矩点时风扇速度与压强损失之间的函数关系式 : 3 p = v v v (.3) 3. 发动机舱散热特性及验证流量表 3.1 给出了通过内外流耦合计算得到的车身迎风面进风口冷凝器散热器中冷器与风扇的空气 63

9 表 3.1 方案 1 各部件空气流量计算结果单位 :kg/s 部件名称额定功率点 ( 工况 1) 最大扭矩点 ( 工况 ) 车身迎风面进风口中冷器散热器冷凝器风扇本文从流量与热量之间的转换关系出发, 根据东风汽车有限公司商用车研发中心提供的散热器 ( 冷凝器和中冷器 ) 流量与散热热流量试验结果, 进行转换处理, 得出计算工况下, 空气通过散热器 ( 冷凝器和中冷器 ) 所带走的热量而散热器 ( 或中冷器 ) 被带走的热量则反映了散热器中水或者中冷器中高温空气的热量的减小, 从而得到散热器中冷却水或者中冷器中高温空气的温度降低值冷凝器中冷器和散热器的散热特性可根据通过冷凝器中冷器和散热器的空气流量, 根据流量与热量之间的转换关系, 进行转换处理, 得出空气流过冷凝器中冷器和散热器后所带走的热量将表 3.1 中的空气流量分别代入式 (.11), 式 (.13), 式 (.16), 式 (.18) 和式 (.1), 得出空气流过中冷器散热器和冷凝器后所带走的热量 ( 如表 3. 所示 ) 表 3. 方案 1 空气流过各部件所带走的热流量 ( 即散热量 ) 单位 :W/s 部件名称额定功率点 ( 工况 1) 最大扭矩点 ( 工况 ) 中冷器散热器冷凝器发动机总散热量表 3.3 散热器中冷却水的进出口温度差 ( C ) 工况 Gw(l/min) Gw(kg/s) 计算结果 ( t ) 试验值误差 (%) 把散热器中水流量或者中冷器中空气流量换算成标准单位后, 把表 3.1 的结果输入 KULI 软件可得到散热器中进出口水或者中冷器中进出口空气的温度差 t, 如表 3.3 和表 3.4 所示由表 3.3 可知 : 本文分析结果与试验结果非常接近, 误差在 10% 以内, 表明本文的分析模型和分析方法是非常正确的表 3.4 中冷器里空气的进出口温度差 ( C ) 工况 Gw(kg/min) Gw(kg/s) 计算结果 ( t ) 试验值误差 (%) 由表 3.4 可知 : 本文分析结果与试验结果误差有些偏大, 可能是 KULI 计算结果偏大本文各流场图, 压力场图和温度场图中下部的四条水平短线从上到下分别表示风扇散热器中冷器和冷凝器所在的位置 64

10 图 3.1 发动机舱对称面上流线 ( 工况 1) 图 3. 发动机舱对称面上流线 ( 工况 ) 图 3.3 发动机舱对称面上温度场 ( 工况 1) 单位 :K 65

11 图 3.4 发动机舱对称面上温度场 ( 工况 ) 单位 :K 4. 结果评价冷却常数是评估散热器冷却性能的主要指标, 要求冷却常数的分析 ( 或试验 ) 指标不大于冷却常数的设计指标, 才能满足对散热器的热性能设计要求冷却常数的分析 ( 或试验 ) 指标按式 4.1 计算, 冷却常数的设计指标按式 4. 计算冷却常数分析 ( 或试验 ) 指标 = 发动机出水温度 - 分析 ( 或试验 ) 环境温度 (4.1) 冷却常数设计指标 = 发动机最高允许出水温度 - 最高许用环境温度 (4.) 对中冷器的热性能评价指标是冷却效率 ( 式 4.3 所示 ) 和中冷器里的空气压降, 一般设计要求中冷器的冷却效率大于 80% 和中冷器里的空气压降小于 1KPa, 才能满足对中冷器的热性能设计要求表 4.1 中冷器的冷却效率发动机工况额定功率点 ( 工况 1) 最大扭矩点 ( 工况 ) 冷却效率 (%) 设计指标 (%) 设计评价满足设计要求满足设计要求表 4. 散热器的冷却常数发动机工况额定功率点 ( 工况 1) 最大扭矩点 ( 工况 ) 发动机出水温度 ( C ) 冷却常数 K c ( C ) 设计指标 ( C ) 设计评价满足设计要求不满足设计要求 66

12 温度参数 ( ο C ) 压力参数 (mmhg) 表 4.3 汽车发动机中冷 - 冷却系统散热性能试验结果 [4] 发动机工况最大扭矩点额定功率点发动机输出功率 / 扭矩 105.0N-M 191.0KW ( 九叶 ) 风扇转速 (r/min) 车速 (km/h) 5 5 环境温度 T 发动机出水温度 T 发动机进水温度 T 机油温度 T 空滤入口温度 T 增压器出口温度 T 中冷器进口温度 T 中冷器出口温度 T 发动机进气管温度 T 增压器出口 P 发动机进口 P 中冷系统总压降 P 8 49 中冷系散热器循环水散热量 (KW) 散热器循环水冷却常数 K c 中冷器冷却效率 (%) ξ 中冷器发动机进气口与环境温升 T中冷系设计冷却系最高许用环境温度 T ο 许 0 ( C ) 指标发动机允许最高水温 T( ο C ) 99.0 冷却系统冷却液冷却常数在发动机额定功率点通过中冷器里的空气流量为 kg/s( 即 3.08kg/min), 在发动机最大扭矩点通过中冷器里的空气流量为 0.167kg/s( 即 13kg/min) 又由表 3.1 可知 : 在发动机额定功率点和在发动机最大扭矩点中冷器里的空气压强降低值均低于 1KPa 中冷器里空气的进出口温度差冷却效率 = 中冷器里空气的进口温度环境温度 (4.3) 发动机出水温度 T T + ( T ) 3 (4.4) 上式中各变量分别对应于表 (3.3) 和表 4.3 = 散热器 T 式 4.3 中中冷器里空气的进出口温度差由表 4.3 查得, 各工况下中冷器里空气的进口温度及环境温度由前面的工况定义可知, 由此可得各工况下中冷器的冷却效率 ( 如表 4.1 所示 ) 由表 4. 和表 4.3 可知 : 中冷器在发动机额定功率点和最大扭矩点的冷却效率设计要求 ; 散热器在发动机额定功率点的冷却常数最大扭矩点的的冷却常数 ξ 中冷器均高于 80%, 满足 K c 低于设计指标, 满足设计要求但是散热器在发动机 K c 高于设计指标, 不满足设计要求表明与 C60-0 发动机匹配的风扇和散热器的参数选择是不可行的有两种改进方法 : 一是换装别的风扇, 提高风扇的吸风能力, 二是改用散热性能更好的散热器 5. 冷却系统结构设计研究为了防止发动机舱热空气回流进入中冷器和散热器, 影响中冷器和散热器的散热性能, 设计师在冷凝器中冷器和散热器之间上部和侧面加隔绝材料 ; 从理论上讲, 这样可提高冷凝器和中冷器的散热效率, 但 67

13 是, 散热器的散热效率降低了, 整个冷却系统和发动机的散热效率又会怎样变化? 为此, 在前面分析的基础上去掉冷凝器中冷器和散热器之间上部和侧面的隔绝材料, 让空气能够从冷凝器中冷器和散热器之间的上表面和侧面进入到中冷器和散热器里表 5.1 方案各部件空气流量计算结果单位 :kg/s 部件名称额定功率点 ( 工况 1) 最大扭矩点 ( 工况 ) 车身迎风面进风口中冷器散热器冷凝器风扇冷凝器中冷器和散热器的散热特性可根据通过冷凝器中冷器和散热器的空气流量, 根据流量与热量之间的转换关系, 进行转换处理, 得出空气流过冷凝器中冷器和散热器后所带走的热量将表 5.1 中的空气流量分别代入式 (.11), 式 (.13), 式 (.16), 式 (.18) 和式 (.1), 得出空气流过冷凝器中冷器和散热器后所带走的热量如表 5. 所示表 5. 方案空气流过各部件所带走的热流量 ( 即散热量 ) 单位 :W/S 部件名称额定功率点 ( 工况 1) 最大扭矩点 ( 工况 ) 中冷器散热器冷凝器发动机总散热量由表 5.3 可知 : 采用方案后, 虽然冷凝器的散热效率下降了 30% 左右, 中冷器的散热效率也略有下降, 但是, 散热器的散热效率却上升了 0% 左右, 整个冷却系统和发动机的散热效率 ( 总散热量 ) 也上升了大约 15%, 在发动机舱里的整个冷却系统中, 中冷器和散热器使用最频繁, 也最重要, 因此, 封闭冷凝器中冷器和散热器之间上表面和侧面, 让空气不能从冷凝器中冷器和散热器之间的上面和侧面进入到中冷器和散热器里, 虽然在有些汽车上采用这样的设计, 但是这种结构设计不合理, 不利于发动机舱里整个冷却系统的散热工况 1 工 5.3 方案 1 与方案的散热效率比较方案 1 方案散热效率变化 (%) 中冷器散热量 (w/s) 散热器散热量 (w/s) 冷凝器散热量 (w/s) 发动机散热量 (w/s) 总散热量 (w/s) 温度场最高温度 ( ο C ) 中冷器散热量 (w/s) 散热器散热量 (w/s) 冷凝器散热量 (w/s) 况发动机散热量 (w/s) 总散热量 (w/s)

14 温度场最高温度 ( ο C ) 结论计算中, 采用 HyperMesh 生成流场表面网格和 CFD 前处理软件 Tgrid 生成流场流体单元网格, 选用 Realizable k ε 湍流模型模拟流场中的涡流, 冷却系统中冷却剂的进出口温度差由 KULI 仿真计算,CFD 计算和后处理均采用 Fluent 软件通过大量数值模拟计算, 可得到如下结论 : 要 1) 全流场流体单元网格数约为 857 万, 接近欧美等发达国家的流场规模, 保证了流场计算精确度的需 ) 所采用的 Realizable k ε 湍流模型是合适的, 可准确描述车体和发动机舱部件表面的粘性影响, 给出了包括分离和旋涡流动的流场细微结构 3) 该课题开辟了通过 CFD 仿真技术研究发动机舱冷却系统参数匹配的新途径以前东风汽车公司为了摸清能与发动机很好匹配的散热器和中冷器参数, 完全依赖于试验手段, 需要依赖大量的转轂试验在诸多预选方案中进行筛选, 造成很大的资源浪费, 并且试验成本高, 周期长, 严重影响了产品开发的进度和新产品的早日投产该仿真分析结果与试验结果趋势完全一致, 并且散热器进出口水的温度差误差在 10% 以内 ; 中冷器里进出口空气的温度差误差在 0% 以内, 表明本文的分析模型和分析方法是非常正确的因此, 发动机舱冷却系统散热 CFD 仿真分析可部分替代转轂试验 4) 计算结果表明, 在车速 V=5km/h 计算工况条件下, 当散热器内水的流量分别为 Gw=175l/min 和 80l/min 时, 散热器入口与出口之间的温度差分别为 5.36 ο C 和 5.04 ο C, 表明, 当散热器内水流量增加时, 散热器进出口水的温度差下降因此, 当增加冷却水的流量, 为达到对散热器冷却效果提高的目的, 必须提高通过散热器的空气流量, 这可从提高风扇转速或增加车体进风口面积两种途径予以解决但从对发动机冷却的效果看, 增加冷却水的流量, 无疑会提高对发动机的冷却效果数散热器在额定功率点的冷却常数 K c 低于于设计指标, 满足设计要求散热器在最大扭矩点的的冷却常 K c 高于于设计指标, 不满足设计要求表明与 C60-0 发动机匹配的风扇和散热器的参数选择是不可行的有两种改进方法 : 一是换装别的风扇, 提高风扇的吸风能力, 二是改用散热性能更好的散热器 5) 计算结果表明, 在车速 V=5km/h 计算工况条件下, 当中冷器内空气的流量分别为 Gw=13.00kg/min 和 3.08kg/min 时, 中冷器里进出口空气的温度差分别为 ο C 最大扭矩点的冷却效率 99 ο C ξ 中冷器和 ο C 均高于 80%, 满足设计要求选择该中冷器参数是可行的, 中冷器在额定功率点和 6) 发动机舱温度场在额定功率点和最大扭矩点的最高温度都没有达到发动机舱最高允许工作温度 7) 发动机舱流场 ( 如图 3.1 和 3. 所示 ) 在发动机上部出现涡流, 发动机后端出现滞止区, 这些流动特性不利于发动机体的散热, 应加以改进 69

15 8) 封闭冷凝器中冷器和散热器之间上部和侧面, 让空气不能从冷凝器中冷器和散热器之间的上表面和侧面进入到中冷器和散热器里, 虽然在有些汽车上采用这样的设计, 但是这种结构设计不合理, 不利于发动机舱里整个冷却系统的散热参考文献 [1] Anders Jonson,On the thermodynamic development of the New Volvo XC90 using FLUENT,Volvo Car Corporation,Sweden []Marco Deutschland GmbH,Best practice guidelines for handling Automovie External Aerodynamics with FLUENT, Birkenweg 14a 6495 Darmstadt/Germany [3] Fluent Inc,Fluent 6.1 User s Guide Volume,February 003 [4] 陈松柏,DFL4196 载货汽车发动机中冷 - 冷却性能试验报告, 东风汽车有限公司,005 年 Reserached the Heat Transfer Performance for the Automobile Engine Cabin JiangGuangFu the researching and developing center of the commercial vehicle of the Dongfeng motor Co.,Ltd,Shiyan 44001,Hube,PR China [ABSTRACT]Based on the need of the researching and developing automobile product,used the commercial CFD software Fluent and KULI,simultaneously computed the automobile external flow field and the internal flow field of the engine cabin with the Navier-Stokes equation, Researched the heat transfer and temperature field characteristic for the engine cabin in the maximal torque and rated power case of the automobile engine,as the automobile velocity is 5 km/h.rapidly and accurately guided the choice and estimate for the cooling system parameter in the engine cabin. Researched the distributing characteristic and the highest temperature value of the temperature field in the engine cabin, in order to control the highest temperature value below the design target value, so that it is can assessed whether the temperature field in the engine cabin is satisfied with the design request. Based on the translating relation between liquid flux and quantity of heat, used the testing result between the cooling air mass flux and the quantity of heat transfer for the radiator(charge Air Cooler and Condenser),provided by the researching and developing center of the commercial vehicle of the Dongfeng motor Co.,Ltd. computed the quantity of heat conducted by air through the radiator(charge Air Cooler and Condenser),It is the diffuse heat flux of the cooling water for the radiator or the high temperature air for the Charge Air Cooler. Inputed the air flux outputted by the Fluent into KULI, so that it is can computed the temperature difference between inlet and outlet for the cooling water for the radiator or the high temperature air for the Charge Air Cooler. The cooling constant of the radiator is the primary target for cooling performance. The cooling efficiency of the Charge Air Cooler is the primary target for the cooling performance. The cooling efficiency must is higher than 80%,the cooling constant must is lower than the design target. Keywords:CFD, Automobile Aerodynamics, Matching for the Cooling System,Heat Transfer Performance, Temperature Field 70

图物理模型

图物理模型熊可嘉王伟张万平同济大学汽车学院上海奇瑞汽车有限公司安徽芜湖采用算法紊流模型考虑了自然对流换热的影响应用整体求解法计算气固耦合传热问题讨论了固体壁面间辐射对计算的影响结果表明固壁辐射对处于低流速区域的壁面温度有较大影响不应忽略进回风口的布置不仅影响车室内气流速度和温度的具体数值大小而且决定了整个流场和温度场的分布结构轿车热舒适性计算固壁辐射图物理模型