第6期
2021年6月
机械设计与制造
Machinery Design & Manufacture
240车辆发动机散热器冷却性能匹配性分析自动美甲机
张思杨1，郭献洲2
(1.四川工商职业技术学院，四川成都611800；2.河北工业大学，天津300401)
摘要：散热器是汽车发动机冷却液与空气进行热交换的设备，直接影响到整车运行的稳定性和安全性。针对大型车辆 用管芯式散热器冷却性能匹配性进行分析，采用软件仿真分析方法，分别搭建单元和整体模型，通过改变冷却风速和风 发动机散热器
量，获得散热器的阻力特性曲线和回归方程，使其与冷却风散的性能曲线和回归方程进行匹配，获得通过散热器的最佳 风量和最佳入口风压；分析在最佳工作状况下，散热器出口的水温，检验散热器是否满足发动机的散热需求；并采用试验
台架对分析结果进行检验。结果可知：散热器的最佳风量和最佳入口风压，分别为15.77m 3/s 和751.46pa；对最佳工况下， 散热器出口的水温大约为80t ，高于规定的最低温度，可以满足发动机的散热需求；模拟仿真与试验结果基本一致，误差 在2%以内，为同类设计提供参考。
关键词：汽车；散热器；冷却系统；匹配性；计算流体力学；试验
中图分类号:TH16;U469.4文献标识码:A 文章编号:1001-3997(2021)06-0240-05
Matching Analysis of Cooling System Performance of Vehicle Engine Radiator
ZHANG Si-yang 1, GUO Xian-zhou 2
(1.Sichuan Technology & Business College, Sichuan Chengdu 611800, China ;
2.Hebei University of Technology , Tianjin 300401, China)
Abstract ： The radiator is the equipment f or the heat exchange between the engine coolant and the air, which directly affects the
stability and safety of t he vehicle operation. For large vehicles , the cooling performance matc
hing of t he die-type radiator is ana lyzed. By using CFD analysis method, the unit and the overall model are built separately, and the resistance characteristic curve
and regression equation cf t he radiator are obtained by changing the cooling wind speed and air volume , which is matched with
the performance curve and regression equation of c ooling dispersion 9 so as to obtain the optimal air f low through the radiator and the optimal inlet air p ressure. Under the best working conditions , the water temperature at the radiator outlet is analyzed to check whether the radiator meets the heat dissipation requirements of t he engine. Test bench is used to test the analysis results. The re sults show that the optimal air volume and optimal inlet air pressure of the radiator are 15.77m 3/s and 751.46Pa, respectively.
For the best working conditions , the water temperature at the radiator outlet is about 80七,which is higher than the specified
minimum temperature and can meet the heat dissipation requirements of t he engine. The simulation and test results are basically the same, and the error is within 2%, which provides a reference f or similar designs.
Key Words : Vehicle ; Radiator ； Cooling System ； Matching ； CFD; Test
1引言
汽车散热器是发动机冷却液与空气进行热交换的设备，其
性能好坏对发动机的动力性、经济性和可靠性有很大的影响。由 于散热器结构比较复杂，影响其性能的因素也比较多，采取传统 的试验设计方法无法充分反映散热器性能，在一定程度上延长了
设计周期，对新产品的开发是不利的叫因此，为散热器的设计 提供理论依据，对汽车发动机散热器特性进行仿真研究是十分光缆接线盒
必要的。国内外学者对汽车散热器进行了一定研究：文献闵采用
CFD 方法对某散热器的空气流动进行建模分析，达到提升换热
效率的目标；文献冋基于试验分析对某车型散热器的影响因素
进行分析，通过改变冷却液、车速等寻变化规律；文献冏采用 多孔介质模拟散热器内部结构，分析散热器内部温度变化对热
量分布的影响；文献切对散热器的结构进行优化设计，提高散热 器的散热效率。
针对大型车辆用管芯式散热器进行分析，采用CFD 和
来稿日期：2020-04-07
基金项目個家自然科学基金(11171087)
作者简介：张思杨,(1968-)，男，四川三台人，硕士研究生，副教授，主要研究方向：汽车运用工程，人才培养等;
郭献洲,(1976-)，男，河北景县人，博士研究生，副教授，主要研究方向：应用数学，数学计算等
第6期张思杨等：车辆发动机散热器冷却性能匹配性分析241 AMESim软件相结合的分析方法，分别搭建单元和整体模型，改
变冷却风速和风量，获得散热器的阻力特性曲线和回归方程，与
冷却风散的性能曲线和回归方程进行匹配，获得通过散热器的最
佳风量和最佳入口风压；分析在最佳工作状况下，散热器出口的
水温，检验散热器是否满足发动机的散热需求；并采用试验台架
对分析结果进行检验。
2散热器建模
2.1汽车发动机水冷系统
车辆发动机水冷系统，如图1(a)所示。系统的工作原理，如图1(b)所示。水冷系统通过强制冷却循环水的方式对散热器进行散热，冷却水进行两次换热过程，在发动机内，通过缸盖水道带走热量，在散热器内与流动的冷却空气进行热交换，实现散热，从而实现发动机散热叫良好的散热系统需要实现散热器、风扇、发动机之间的高效匹配［7】。
冷却水路
Fig.l Cooling System
2.2散热器模型
这里所研究的散热器位于冷却风扇之前，从发动机流出的冷却液流经散热器后由风扇提供一定量的空
气对冷却液进行冷却，主要部分包括两个冷却液入口、上水室、冷却水管、翅片、下水室和冷却液出口同。冷却液水管和翅片组成散热器的芯部，是热交换发生的主要位置。所以，散热器芯部结构的选择对散热器的散热效果有重要影响。大型车辆多采用的管芯式散热器的芯部结构，如图2所示。为了尽可能的模拟散热器的实际运行状况，严格按照散热器实际的外部尺寸进行建模。散热器具体尺寸，如表1所示。
图2管芯散热器芯部结构
Fig.2Die Core Structure
表1散热器模型尺寸
Tab.1Radiator Model Size
序号散热器部件长(mm)宽(mm)高(mm)直径(mm)数量1上水室111948020~1281
2散热水管196626160
尼龙螺杆
3下水室11194801621
4冷却液进口153702
5冷却液出口1531151
6空气入流区196611194301
7空气出流区196611197501为了进行散热器的传热计算，需要建立空气流动区域来包裹散热器芯部叫空气入流区域和出流区域的纵截面形状与散热器芯部形状相同，在空气流动方向的长度分别为430mm和750mm o这里散热器的三维模型采用SolidWorks软件建立，三维图和线架图，如图3所示。
(a)带有空气包裹(b)模型线架图
图3散热器模型
Fig.3Radiator Model
3散热器性能模拟分析
3.1单元模拟分析
将用SolidWorks建立的散热单元模型保存为parasolid格式，即可导入Gambit中进行网格划分。由于翅片的形状相对比较复杂，在对散热单元进行网格划分之前，可以将空气流通区域和翅片实体进行切割，
再划分网格叫另外，同冷却风扇的情况相似，主要研究空气通过散热单元前后的静压差，因此在模拟过程中，是否对散热单元中翅片实体进行网格划分事实上对于研究结果的影响不大。因此，同冷却风扇的模拟一样，模型进行切割后，翅片实体可以删去，只留下和翅片外形结构相同的空心区域。对于散热单元，网格尺寸选择0.5，网格划分方式选择TGrid，生成四面体和六面体的混合网格。网格划分完成后，得到散热单元的总网格数约为2776840。散热单元局部网格，如图4所示
。
No.6
June.2021
242
机械设计与制造
图4散热单元局部网格
Fig.4 Heat Sink Unit Local Grid
将散热单元的网格文件保存后，即可导入Fluent 中，进行边
界条件和相关参数的设置，在模拟前需要给入口的空气一定的速 度值冋。本次模拟将设置8个不同的速度，分别为:5m/s 、10m/s 、
15m/s 、17m/s 、20m/s 、23m/s 、25m/s 和 30m/s，得到 8 组静压变化数
据。初始化后，输入适当的迭代步数开始计算。所有空气流速下
的计算过程均大约在250步左右结束。速度为30m/s 时的残差曲 线和静压云图，如图5所示。
(a)残差曲线
Residuals —ntinvity
飞寫
y
z -
ieoi -1efl2 -1eO3 -
o
25
50 75
100 125 19 ITS 2W 22S 2SD Iterations
Scaled Rnidua)*
FLUENT 6.3 (3<pb^*. elc)
(b)静压云图
图5空气流速为30m/s 的分析结果
Fig.5 Analysis Results of Air Flow Rate of 30m/s
数值模拟结果，如表2所示。
表2不同流速的静压值
Tab.2 Static Pressure Values of Different Flow Rates
序号
速度(m/s)
入口压力(Pa)
出口压力(Pa)
1
5186.42
10
417.4
315695.7417
863.1
5
201052.16231326.47
251559.8
830
2138.5根据表2中数据，可以得到空气流经散热器前后的静压差在 不同空气流速下的变化规律的回归曲线，如图6所示。
图6静压差随空气流速变化
弹
Fig.6 Static Pressure Difference Varies with Air Flow Rate
由图可知，空气流经散热器时，压力损失随着速度的增大而 逐渐增大，并且速度越大，单位速度增量下的这种增加趋势越明
显。很明显，数据点都落在了一条二次函数，或者無函数曲线附 近。将图中的曲线拟合成节距为0的二次函数，保留4位小数。 以p 表示压力降，”表示流速，则回归方程为：
p= 1.58241?+ 22.8449” (1)
3.2散热器整体的模拟分析
散热器模型的建立、网格划分和散热单元的数值模拟都是
蚕丝被加工设备散热器整体模拟过程的准备工作，缺一不可凹。模型网格划分过
程中，由于冷却水管属于极为细长的结构且数量较多，因此多孔
介质区(翅片区)采用网格尺度为10,TGrid 方法生成混合网格，而
空气进出流区采用网格尺度为30,Cooper 方法生成网格。完成 后，多孔介质区的网格总数3141898，
空气入流区为700980，空气
出流区为1254500，总数为5097378。由于本次模拟研究的是不 同风量下的散热器内部结构对于空气的阻力的变化规律，因此, 将空气入口设置为质量入口 (mass ~flow 一inlet)，质量流量分别
设置为 7kg/s 、8kg/s 、9.4kg/s 、1 lkg/s 、13.2kg/s 、17.6kg/s 、28.46kg/s 、
33.8kg/s，分别对应地流量为 5.7mB/s 、6.5n?/s 、7.6mB/s 、9.0mB/s 、
10.8m 3/s^l4.4m 3/s^23.2m 3/s^27.6m 3/s o 空气出口设置为压力出口 (Pressure —outlet)，压力为 0。
设置监视器和适当的迭代步数后开始迭代。迭代过程大约 在200步左右收敛。质量流量为17.6kg/s 时的残差曲线图如图7
所示o 计算过程结束后，在Fluent 中7=1400处建立一个垂直于 冷却水管方向的平面。散热器模型在*1400处平面上的静压云 图和速度矢量图，如图7(b)、图7(c)所示。由静压云图可以看出，
空气自模型入口到散热器芯部之间的流动过程中静压基本不变。 在进入翅片区(多孔介质)后，静压逐渐由开始的627.7Pa 减小到
0Pa o 这一变化过程和空气流经散热单元内部时的静压变化过程
十分相似。该现象说明经过设置后，多孔介质确实具有了类似于 散热器翅片结构的性质。由速度矢量图可以看出，在散热器芯部
内，空气在Z 轴负方向，即来流方向上，由于流通面积突然间小，
流速突然增大，平均速度达到了 12m/s 左右，而在X 轴方向上的流 速则与前者相比相差较大，只有平均2m/s 左右的流速。因此，在
来流方向上，散热器内部的热量交换会较为充分和高效，因此在 这方向应该增加散热器的翅片长度，能够充分利用散热器内部的
空间，提高散热器芯部整体的散热效率
。
No.6
June.2021机械设计与制造243
图7质量流量为17.6kg/s分析结果
Fig.7Mass Flow Rate is17.6kg/s Analysis Result 8组模拟过程结束后，各流量下风扇入口静压值和空气散热器内部静压损失，如表3所示。根据表中数据做出的回归曲线。
表3不同流量下的风扇入口静压和散热器内部静压损失
Tab.3Static Pressure Loss at Different Flow Rates
序号流量(m¥s)风扇入口压力的真空值(Pa)散热器压降(Pa)
1 5.7943.7156.6
2 6.5931.5189.2
37.6916.9237
48.9896.6301.7
510.8878.5398.1
614,4842.4627.7
723.244&51392.5
827.6460.71874.6
表3中风扇的数据由对直径1760mm，轮毂直径为400mm，叶片数为8的风扇进行数值模拟所得。由表中数据和回归曲线可知，空气在散热器内部的静压损失随着流量的增大而增大，而且随着流量的增大，单位流量增量下的静压损失增量也逐渐增大。这一趋势与散热单元模拟所得的结果十分相似。由此可以从一个方面证明，在数值模拟中，用多孔介质成功地模拟了散热器翅片结构的性质，用多孔介质模拟散热器芯部在数值模拟中是可行的。
如图中所示，两条回归曲线的方程在图中标出。若以p表示压力和压力损失表示空气流量，保留四位小数，则风扇入口静
压真空值随流量的变化关系可表示为：
p=14.3681V18538(2)空气流经散热器的静压损失随流量的变化可表示为：
p=-0.4014V2-11.6446V+1034.4105(3)两条曲线的焦点表示风扇和散热器匹配的最佳工况点。解
式⑶和式⑷组成的方程组可得：
p=751.46Pa⑷V=15.77m3/s
由回归曲线图可以看出，当工况点位于交点左侧时，风扇的提供的压力大于散热器造成的压力损失，因此风扇的压力得不到充分的利用，甚至会出现大马拉小车的现象。反之，当工况点位于交点右侧时，风扇所提供压力小于散热器所造成的压力损失，因此，当空气流经散热器时，会出现流动不畅的状况，导致散热器的散热能力不能充分发挥，降低冷却系统的散热效率，甚至影响发动机正常工作。
3.3最佳工况点的检验
为了验证在最佳工况点的工作状态下，能否满足发动机的散热要求，现在进行散热器在最佳工况点下散热的模拟。本次模拟中需要还原上下水室、冷却水管和进出水管。散热器模型的各部分网格的具体画法、网格数和网格图如中所述。冷却水进口设置为质量入口，质量流量为355gpm，即22.4kg/s，入口温度为95^0冷却水出口设置为压力出口，压力为0。空气入口温度为271，体积流量为最佳工况点的流量，即15.77m3/s，转换为质量流量为19.32kg/So设置监视器和适当的迭代步数后开始模拟计算。迭代过程大约在800步左右收敛。残差曲线，如图8(a)所示。散热器迎风面和背风面的温度云图，如图8(b)、图8(c)所示。散热器在『=1400界面处的温度云图，如图8(d)所示。
(b)
散热器迎风面温度
No.6
June.2021 244机械设计与制造
(d)散热器在y=i4oo处的温度云图
图8最佳工况点检验结果
Fig.8Best Working Point Test Results
由以上三图可知，散热器在第一排和第二排管的散热效果最佳，之后的冷却水管散热效果基本一致，明显弱于前两排管O 空气流经散热器后，平均温度由入口的27P上升到大约80T，其中和进水管相邻冷却水管附近空气温度最高，达到将近90T。冷却水由入口处的95七下降到出水管处的大约平均80T，发动机内冷却水的最低温度为79.4^0因此，最佳工况点下的冷却能力可以满足发动机要求。
4试验分析
搭建发动机冷却系统运行试验平台，系统由发动机、电动机、测功机、发电机、电阻等组成。发动机
冷却系统的运行模拟运行试验中，发动机在转速为1900r/min输出功率为22.3kW工况条件下工作时，其水冷和中冷介质的温度变化曲线，如图9所示。
图9发动机冷介质温度变化图
Fig.9Engine Cold Medium Temperature Change Diagram
从图中可以看出发动机的冷却介质温升很慢，需要1000s以上才能达到热平衡。其时间远远大于仿真的时间，而且散热器进出口的温度从初始就有变化的，这说明发动机的节温器即使在未达到开启温度时也会有一定的开度，有一定量的冷却液是经过散热器大循环流回发动机回水通道的，这说明试验用发动机的热机过程较慢，节温器设置有待改进。在发动机的冷却液达到热平衡状态后，将发动机得到的冷却介质的热平衡温度检测结果与采用CFD和AMESim相结合的计算机模拟计算结果进行对比，具体如表4所示。
表4模拟计算和台架试验结果比对
Tab.4Comparison of Simulation
Calculations and Bench Test Results
发动转速G/min)
仿真及实验项
15001900
试验值仿真值实验值仿真值大气温度(t)19.419.419.419.4发动机输出转矩(N-m)140.7140.5112.1112.1发动机输出功率(kW)22.121.022.322.2散热器进水温度(t)85.384.884.083.3散热器出水温度(咒)76.776.174.474.2散热器进出水温差(P)8.68.79.69.1
中冷散热器进气温度(t)63.265.367.469.1
中冷散热器出气温度(t)51.952.657.658.2
中冷散热器进气温差(t)11.319.79.617.9对比仿真模型模拟计算和发动机实际运行试验的结果，在发动机转速条件相同的情况下，比较散热器进出水温差、散热器出水温度、中冷器进出气温差和中冷器出气温度这四组数据的变化情况来看，水冷散热器冷却液温度的仿真结果与试验结果相吻合，误差不大，最大误差不超过1%，而中冷散热器的冷却空气的仿真结果与试验结果却相差较大，最大误差达到2%o
造成这种现象的原因是：发动机在试验中的高转速低转矩低出的条件下工作，输出功率较正常低，虽然通过较长时间的工作，冷却水的温度可以达到热平衡状态，但是中冷器却还远没有达到工作状态，
中冷器的冷却介质温度变化与按照理想工作条件下的仿真计算结果相差较大。
综上所述，利用计算机仿真所得的结果中，发动机热平衡条件下的水冷散热器进出水温度与试验结果最为接近，具有较高的应用价值，而这些参数恰恰也是我们最为关注的发动机冷却指标。
5结论
采用计算流体力学和试验相结合的方法对车辆散热器的冷却匹配性进行分析，结果可知：
(1)通过用多孔介质模型模拟散热器的阻力特性，得到了散热器的阻力特性曲线和回归方程。与风扇的性能曲线和回归方程进行匹配，获得散热器的最佳风量和最佳入口风压，分别为15.77m%和751.46Pa;(2)对最佳工况下的散热器进行热传导的模拟，得到散热器出口的水温大约为80P，高于发动机厂商所规定的79.5P的最低温度。因此，在这个最佳工况点下，散热器可以满足发动机的散热需求。(3)试验结果表明，模拟仿真与试验结果基本一致，误差在2%以内，为同类设计提供参考。
参考文献
[1]段大禄，张玉珠.汽车冷却系统布置方式研究[J].机械,2017,44(1):
40-44.
(Duan Dalu,Zhang Yuzhu.Study of Auto Cooling System Arrangement [□Machinery,2017,44⑴：40-44.)(下转第248
页)
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