中冷器流熱固耦合分析與試驗研究

陳存福 胡金蕊 費洪慶 胡闊亮 豐偉 黃德惠

（一汽解放青島汽車有限公司，青島 266043）

1 前言

隨著排放法規的日益嚴格和發動機動力需求的提升，發動機增壓技術在商用車領域的應用越來越廣泛。中冷器作為機械增壓系統的重要部件，主要用于降低增壓后的進氣溫度，提高發動機燃燒效率。據測試，渦輪增壓后進氣溫度可達200 ℃，進入中冷器的高溫氣體對其本體產生熱影響，尤其是在車輛急加速階段，高速氣體會導致中冷器發生熱形變，較大的熱應力會造成中冷器的可靠性降低。

中冷器氣管內、外部均存在擾流片，且擾流片結構多樣，故中冷器芯體較為復雜。中冷器進氣端與出氣端壓差可達150 kPa，壓力梯度大，受熱不均勻，因此，如何評估中冷器所受熱應力及其可靠性，成為汽車行業的研究難點。M. Harada 等[1]利用STAR-CCM+與Ansys 軟件分析了水空式中冷器的瞬態應力與應變，探討了熱應變的機理，仿真與試驗結果吻合良好。T.Perrotin等[2]研究了平板式換熱器二維與三維流動特性，仿真與試驗對比結果表明，翅片溫度均勻、恒定的二維模型嚴重高估了傳熱系數。J.Wen等[3]研究了換熱器翅片高度、翅片間距、翅片厚度和翅片中斷長度對換熱、流動阻力和流動特性的影響，結果表明，換熱系數、流動阻力和最大應力對翅片開口長度最為敏感。S.L.Mao 等[4]對重型商用車冷卻系統的散熱器進行了熱性能分析和熱應力預測。

本文以某重型載貨汽車中冷器為研究對象，利用計算流體力學（Computational Fluid Dynamics，CFD）方法分析中冷器穩態流場、溫度場及應力結構場，并利用臺架試驗驗證仿真結果的正確性。

2 計算模型

本文的研究對象為某國產中冷器，如圖1所示，其長度、寬度、厚度分別為600 mm、910 mm、50 mm，由進氣室、芯子、出氣室等組成。其中，芯子由主片、散熱管、外部翅片、內部擾流片等組成，如圖2所示。散熱管與主片的連接方式為焊接，散熱管之間為翅片，散熱管內設計有擾流片，以提升散熱效率并增強散熱管壁面強度。中冷器管數量為36根，管的兩端與主板連接，主板通過焊接方式與氣室相連。

圖1 中冷器結構

圖2 中冷器氣管結構

3 數值計算

氣體流動和傳熱遵守質量守恒、動量守恒和能量守恒[5]定律，控制方程（動量方程以x向為例）為：

式中：ux、uy、uz分別為x、y、z方向的速度分量，t為時間，ρ為密度，u為流體速度矢量，τxx、τyx、τzx為分子粘性作用產生的作用在微元體表面上的粘性應力τ的分量，fx為x方向的單位質量力，E為流體微團總能，hj為組分j的焓，keff為有效熱傳導系數，Jj為組分j的擴散通量，τeff為有效粘性力，sh為包含化學反應熱及其他體積熱的源項。

中冷器流熱固耦合分析采用單向傳遞的思路，如圖3 所示，利用流體力學仿真軟件進行流體域和固體域的流熱固耦合分析，確定固體域的溫度，并據此進行熱響應分析，獲得固體域的熱應力狀態。

圖3 流熱固耦合傳遞路徑

3.1 計算域與網格模型

本文利用流體力學仿真軟件STAR-CCM+對中冷器進行仿真。在中冷器外部建立冷側計算域，入口側與中冷器迎風面的距離為400 mm，出口距中冷器背風面600 mm。氣室內部為熱側流體域，為加快計算收斂，中冷器熱側進口與出口分別拉伸3倍和6倍入口直徑長度，由于外部翅片和內部擾流片尺寸較小，無法直接生成網格，故將其作為多孔介質處理。為精確分析中冷器的結構應力，在分析模型中使用均質化的翅片模型且考慮其剛度，如圖4所示[1]。

圖4 翅片-空氣模型均質化

為實現中冷器內、外部流動的仿真，在氣室內部、散熱管外部設置邊界層，因固體側的散熱管管壁較?。?.45 mm），利用STAR-CCM+的薄壁網格算法，生成2層網格。為提升網格質量，將固體側的連接部分設置為共節點，固體側與流體側利用交界面（Interface）連接，在中冷器周圍進行網格加密，網格類型設置為多面體網格，共生成體網格3 000×104個，網格模型如圖5所示。

圖5 計算網格

3.2 湍流模型與邊界條件

中冷器內部流動為湍流形式，故選擇k-ε湍流模型，計算方式為穩態計算，流體側的物理介質選擇空氣，激活能量選項，固體側材料選擇鋁，激活應力計算和能量項。

中冷器氣室及氣管由不同材料構成，其物理屬性如表1所示。

表1 中冷器材料參數

由于中冷器內部氣流的馬赫數Ma低于0.3，故可視為不可壓縮氣體，根據發動機性能數據，設置中冷器內部入口邊界為質量入口，質量流量為0.42 kg/s，氣管內雷諾數Re約為25 500，處于湍流狀態。設置入口溫度為160 ℃、湍流強度為0.1%、湍流直徑為0.01 m；設置出口為壓力出口、壓力為0 Pa、溫度為環境溫度25 ℃；內、外部多孔介質慣性與粘性阻力系數利用試驗獲得。

中冷器冷側與熱側均為翅片結構，存在強化傳熱，為模擬這一特性，通過設置多孔介質的孔隙率和固體導熱率對多孔介質的強化對流換熱進行仿真，這是通過強化流體的導熱率實現的，可以作為中冷器模擬的等效方法。在具體工程實踐中，需要通過修改孔隙率校核獲得針對翅片或肋片設計的換熱量。中冷器中管道內、外部均存在翅片或肋片，因此，可通過單流道的內部模擬校核獲得管道內的等效孔隙率，然后校核外部的等效孔隙率。本文以中冷器熱側出口溫度為目標標定孔隙率。多孔介質內部的固體導熱系數設置為鋁的導熱系數；設置冷側邊界入口為速度入口、速度為6 m/s，溫度為環境溫度25 ℃，湍流強度為0.1%，湍流長度尺度為0.1 m；設置出口為壓力出口、壓力為0 Pa，溫度為25 ℃，湍流強度為0.1%，湍流長度尺度為0.1 m；其余壁面設置為滑移壁面，流體側與固體側之間設置交界面。

4 結果分析

4.1 流量分析

圖6 所示為中冷器內部散熱管流量分布情況，由圖6 可知，中冷器內部散熱管流量由上至下逐漸減小，在第20根管后氣流流量基本穩定在2%左右，其分布趨勢同文獻[6]規律相似。

圖6 中冷器散熱管內部流量分布情況

4.2 流場分析

圖7 所示為中冷器截面速度分布情況，由圖7可知：中冷器進、出口處氣流速度較大，超過100 m/s，氣管內部速度相對較低；在中冷器下部，速度降低。在中冷器進氣室與出氣口均出現湍流動能較高的區域，如圖8 所示，說明此處能量交互較為劇烈，流動不穩定，易造成能量損失。

圖7 中冷器截面速度分布情況

圖8 中冷器截面湍流動能分布情況

圖9 所示為中冷器截面速度矢量分布情況，由圖9 可知，在中冷器出氣側底部和頂部出現大小不一的漩渦，漩渦造成了中冷器內部的能量損失，并增大了壓力損失。產生漩渦的原因為以上兩處因造型突變導致流動發生分離，氣體存在粘性，導致氣流帶動周圍的氣體旋轉。圖10 所示為中冷器芯子入口速度分布情況，由圖10 可知，中冷器上部速度變化較為劇烈，靠近底部的區域速度變化緩和，這是氣流在上部發生一定程度的分離導致的。

圖9 中冷器截面速度矢量

圖10 中冷器芯子入口速度云圖

圖11 所示為中冷器內部壓差及各部分占比情況，其中P1～P6分別為進氣口壓力、氣體進入氣室入口壓力、氣體進入氣管壓力平均值、氣體進入出氣室壓力平均值、出氣室出口壓力、出氣口壓力。進氣室的壓差為P2-P3，芯子壓差為P3-P4，出氣室壓差為P4-P5，根據仿真結果，進氣室與出氣室壓降占比約77%，是主要壓力損失區，因此，優化進氣室和出氣室對降低中冷器壓降有較大作用。芯子壓降占比約為11%，份額較??；進口與出口壓力占比約為12%，占比亦較小，為降低整體壓降，后續可重點研究氣室流場優化。

圖11 中冷器壓差示意

圖12 所示為中冷器溫度分布情況，由圖12 可知，中冷器表面溫度在入口處最高，進氣室底部溫度降低至95 ℃左右，經氣管冷卻后，溫度降低明顯，中冷器表面溫度分布近似三角形。由圖13可知，內部氣流溫度較中冷器表面溫度稍高，這是由于溫度從高溫氣體傳遞至固體表面時存在散熱所致。

圖12 中冷器外壁面溫度分布情況

圖13 中冷器內部氣體溫度分布情況

圖14 所示為冷側環境中截面溫度分布情況，由圖14可知，外部冷卻空氣在接觸到中冷器芯子前溫度維持不變，通過芯子時，由于存在熱交換，冷側溫度逐漸提升，芯子上部溫度較高，故熱交換在中冷器上部最為劇烈，冷側空氣溫度也較高，隨著中冷器芯子溫度降低，熱交換減緩。

圖14 冷側環境中截面溫度分布情況

圖15所示為中冷器表面應力分布情況，該應力由熱應力及內部氣體壓力產生的應力組成[7]。通常，中冷器的熱應變是由于不同零部件之間的熱膨脹系數及溫度不同所致，熱變形傾向于發生在溫度跨度變化的瞬間[3]。由于該中冷器存在溫度梯度，故存在熱應力。由圖15可知，熱應力較大的位置為氣室與芯子交界處、中冷器固定位置處，熱應力超過了中冷器結構的承受極限。

圖15 中冷器應力分布情況

4.3 試驗驗證

為驗證溫度仿真結果的正確性，利用溫度-應變測試設備對中冷器表面溫度及應變進行測試。測試前，在中冷器芯體表面精準選擇8個測點，利用高溫膠布置K型熱電偶，測試中冷器的表面溫度，測點布置如圖16 所示。測試時，將中冷器4 個安裝點固定，進口通入高溫氣體，溫度和流量與仿真設定保持一致。

圖16 測試環境與采集點布局

圖17 所示為不同測點溫度試驗與仿真結果對比情況，由圖17可知，8個測試點試驗結果與仿真結果趨勢一致，該仿真方法可較為準確地預測中冷器的溫度分布情況。在中冷器低溫一側，溫度誤差值較大，平均誤差達到20%，其余點位誤差在10%以內，產生誤差的原因可能是仿真模型與試驗測試之間存在差異。

圖17 不同溫度點試驗與仿真結果對比

5 結束語

本文利用STAR-CCM+軟件，運用流熱固耦合理論，研究了中冷器在特定工況下的流場、溫度場及結構應力場，通過仿真與試驗結果對比，驗證了溫度場及流場仿真的正確性，溫度誤差在20%以內。