多孔介质的汽车中冷器数值模拟与试验

郑明强，冯 理，蒋婷婷，梁 勇

（1.贵州电子科技职业学院，贵州 贵阳 550025；2.武汉华夏理工学院，湖北 武汉 430223）

1 引言

车辆的发动机散热问题对发动机的功率、寿命、经济性及排放性有着非常重要的影响［1-2］。传统的中冷器设计方法，设计周期长、成本高，而且对研发新产品也是不利的。因此，采用三维模拟计算方法不但可以大大的缩短研发周期，而且还能降低研发成本，这也为中冷器的设计提供理论依据。

文献［3］提出用多孔介质模型对汽车散热器的流动换热进行数值模拟，通过对某参数数值模拟，进而获得多孔介质模拟所需的阻力系数，把散热器芯体作为多孔介质来处理，这也是目前散热器研究最为常见的一种方法。文献［1，5］分别对油冷器和散热器进行了三维数值模拟，将模型芯部作为多孔介质处理，获得了整体模型的传热性能。而目前对中冷器的大部分研究都是针对局部翅片模型的传热及阻力特性进行研究，而对于中冷器整体的流动与传热特性这方面研究很少。这是由于中冷器散热带上的翅片数量庞大，网格的数量超出当前计算机的计算性能。因此，采用多孔介质的方法对中冷器整体进行研究对实际工程问题有着重要的意义。而这里所研究的中冷器也属于散热器的一种类型，也可以采用多孔介质模型对其流动与传热特性进行数值模拟。

利用流体分析软件Fluent软件，对汽车中冷器进行三维数值模拟，通过计算不同速度工况下的局部百叶窗翅片模型，获取多孔介质计算所需的粘性阻力系数和惯性阻力系数，来代替真实翅片计算中冷器整体的温度场及压力场，研究不同百叶窗开窗角度对中冷器传热及阻力特性的影响，通过试验对比分析，为中冷器的设计研发提供参考，有利于减少设计周期和降低研发成本。

2 计算模型及控制方法

2.1 研究假设

所研究的翅片，因不考虑在气体流动中，其流体的物理性质随着温度和流动状态的改变而发生改变，因此作出以下的设想：

（1）散热带上选取一段0.2mm厚的铝制翅片，厚度很小，其导热温差可不计；（2）流体为不可压缩流体；（3）流体的流动为定常流（稳态流动），其流动换热过程不随其状态而改变；（4）翅片以及散热管的内壁面接触热阻可不计，散热管其外壁面的温度，与翅片根部的温度一致。

2.2 几何模型

研究对象为某型汽车中冷器，如图1所示。因为中冷器翅片的构成较为繁杂，目前计算机计算性能有限，难以对整体进行数值模拟，采用多孔介质模型来分析中冷器整体，对解决工程问题是非常有效的方法。由于翅片呈现周期性变化，并且是对称分布。因此，仅需研究一个如图2所示的周期翅片单元，进而获取分析其中冷器整体的多孔介质计算所需的阻力参数，这一方面可以将计算域的参数特点体现出来，同时还能缩短仿真时间，其百叶窗翅片模型的物理参数，如表1所示。

图1 某型汽车中冷器Fig.1 Intercooler of a Certain Type of Automobile

表1 翅片几何参数Tab.1 Fin Geometry Parameters

图2 百叶窗模型Fig.2 Louver Model

2.3 材料属性及参数

散热管的外壁以及翅片均使用ANSYS Fluent库中的铝材料属性，流体均为空气。铝和空气的基本物理参数密度、粘度、导热系数、比热，如表2所示。

表2 物理属性参数Tab.2 Physical Attribute Parameters

2.4 控制方程及边界条件

数值模拟模型的计算区域为局部百叶窗翅片空气侧及翅片固体区域、中冷器整体多孔介质区域及冷侧空气出口区域。仿真分析所采用的控制方程理论均为三维不可压缩流动的质量守恒方程、动量守恒方程、能量守恒方程［6，12-13］。

质量守恒方程：

式中：ρ—密度；u，v，w—速度在x，y，z轴上的分量。

动量守恒方程：

式中：fx、fy、fz—单位质量力在x、y、z轴上的分量；

能量守恒方程：

式中：cp—定压比热容；

ST—粘性耗散（在粘性力作用下机械能转为热能的部分）。

网格划分为翅片区域和中冷器整体区域，验证网格的无关性后，导入ANSYS进行数值模拟分析，选取k-ε标准的湍流模型、计算模型采用稳态湍流不可压缩流动、SIMPLE算法、二阶迎风格式求解对流项。

中冷器边界条件［7］设置如下，其边界，如图3所示。

（1）热侧及冷侧的空气进口采用速度入口边界，其流体的流通方向垂直于进口面，如约束条件如下：

u，v，w—速度在x，y，z轴上的分量。

（2）冷侧出口及多空介质空气出口均采用压力出口边界；

（3）热侧的进口温度设为393K，在常温300K下进行模拟；

（4）热侧和冷侧的流体入口采用质量流量边界，其值设为0.16kg∕s。

局部翅片边界条件设置如下，其边界，如图3所示。

图3 中冷器边界边界条件Fig.3 Integral Boundary Condition Model of Intercooler

（1）散热管的壁面设为恒温壁面，其值为363K；

（2）进口边界设为固定的速度和温度边界。为使流体能够更好的在进口和出口流通，需在进口及出口处引入导流体，其值等于翅片间距的两倍［8-9］；

（3）出口采用压力出口；

（4）翅片右侧截面采用对称边界，其约束条件如下：

（5）空气与翅片接触面设为耦合面，其余壁面为绝热壁面。

3 局部翅片计算

3.1 仿真结果分析

选取冷侧空气速度为（2～12）m∕s，共6种工况进行数值模拟分析。以工况等于12m∕s，开窗角度为23°为例分析中冷器的流动特性，其温度和流阻特性，如图5、图6所示。

图5 翅片压力分布图Fig.5 Pressure Distribution of Fin

由图4可以看出，未开窗的区域，其边界层不停的扩张，空气不断地流过百叶窗，空气受到扰动影响，边界层发展受阻，流换热条件得以改善，但温度梯度逐渐减弱。

图4 翅片温度分布图Fig.4 Temperature Distribution of Fin

随着空气横向的流动，散热管管壁的热量不断传递给翅片，进而对空气加热，流经出口时，出口温度与壁面温度相似，这充分的说明中冷器的流动换热主要体现在前半段。

流动阻力与进出口压降有关，由图6中可知，空气的压力逐渐减小，流体流入翅片部分时，因流体受到百叶窗翅片的扰动，使空气流动方向改变，造成其脉动阻力变大。因此，中冷器的压力损失流体流入百叶窗的进口处。

3.2 开角对换热系数及压降分析

通过对中冷器冷侧百叶窗翅片传热系数及进出口压降数值模拟分析研究，在不同工况下的换热系数及进出口压降，如图6、图7所示。由图6、图7可以看出，四种开窗角度的翅片换热系数均随风速的增大而增大，2m∕s-4∕s，四者差异较小，开角为23°时，为最小值3%，其出口压降也为最小值，其值1.2%。当工况为（4～12）m∕s时，在相同的风速条件下，开角为27°的翅片换热系数最大，其值为4.5%，换热最好。出口压降也随着开窗角度的增大而增大，当开角为29°时，其值达到最大值23%。这是因为随着开角及风速的增大，加快了流体在翅片间的流动空间，紊流效果加强，进而导致进出口压降增大。

图6 不同工况下的换热系数Fig.6 Pressure Distribution of Fin

图7 不同工况下的进出口压降Fig.7 Inlet and Outlet Pressure Drop at Different Flow Rates

3.3 开角对散热性能的综合影响

由上文可知，当开角不断增大，其换热系数也随之增大，同时，不可避免的增大了进出口压降。因此，需要有标准对百叶窗的性能做综合评价，引入综合性能评价因子作为评价标准，如图8所示。

图8 不同工况下的综合性能评价因子Fig.8 Comprehensive Performance Evaluation Factors Under Different Working Conditions

由图中可以看出，开窗角度为23°时，翅片的综合换热最好，这是因为开角为23°时带来的换热系数的提高比率低于压降的增大比率，随着风速及开窗角度的增大，其综合性能评价因子在相应的减小，这是由于进出口压降的增幅远大于换热系数的增幅。

3.4 多孔介质计算参数获取

对于多孔介质模型，压力的梯度受动量损失的影响，压降与流体速度成正比关系，流体流向压降时应满足以下的条件［4］：

计算在不同工况下空气流过百叶窗翅片引起的压降，通过最小二乘法将计算的结果拟合成上式形式，即可获取相应的黏性阻力系数及惯性阻力系数［4］。

根据多孔介质模型中，流体区域占总体积的比例，来获取孔隙率y，根据实际的翅片结构参数，这里y=0.94。

4 中冷器整体计算

4.1 仿真结果分析

为了进一步深入研究百叶窗开角对中冷器整体的散热性能，本节中将已拟合出的多孔介质系数，通过多孔介质模型数值模拟的方法来研究中冷器中热流体与冷却空气对流换热的过程中中冷器温度及压降变化。选取工况为12m∕s，开窗角度为23°时的中冷器整体的压降及温度分布图进行分析研究，其温度及进出口压降分析结果，如图9、图10所示。由图9可以看出，从上到下扁管管内空气温度逐步降低，这是由于空气的对流强制换热过程，使散热管内的热空气经过冷侧空气冷却，进而带走将散热管中的热量。由图10中可以看出，沿着气体的流动方向，压力逐渐降低，多孔介质模型区域压力无骤变发生，分布较为匀称，这也说明了气体在扁管内部的压力损失很小，流动比较通畅且稳定。

图9 中冷器整体温度分布Fig.9 Overall Temperature Distribution of Intercooler

图10 中冷器整体压力分布Fig.10 Overall Pressure Distribution of Intercooler

4.2 试验验证

为检验中冷器的散热性能，对其进行风洞试验，试验设备，如图11所示。通过调整进口空气流速、质量流量等物性参数，能够较为精准的获取各工况下中冷器的进出口压降、出口温度、散热量等性能参数，从而验证中冷器的散热效果。

图11 风洞试验设备Fig.11 Wind Tunnel Test Equipment

通过对不同工况下不同开窗角度对中冷器出口温度试验分析可知，如图12 所示。百叶窗开窗角度为23°出口温度低于其他3组模型的出口温度，这也验证了上述所说的当开角为23°时综合换热性能最好。当翅片开角增大，中冷器的出口温度也呈上升趋势，但上升的幅度较小。这说明在低速工况下，百叶窗开角对换热特性影响较小。通过中冷器整体风洞试验数值与CFD 仿真分析的数据可知，其结果较为吻合，如图13 所示。风速增大，其传热量也随之增加，与之同时，其增幅逐渐降低。试验值和仿真数模的误差在（0.78～1.56）%区间内，在一定的误差范围内符合工程要求。这是由于模拟分析中对模型进行了适当简化及试验数据本身带来的误差，另一方面，因为采用的不可压缩流体，通过CFD 计算的流体，其参数与风洞试验所用的流体之间存在一定的物理性质的差异，从而造成一定的误差。可见，采用多孔介质模型来研究不同物理参数对中冷器整体换热符合工程标准的。

图12 出口温度与开窗角度的关系Fig.12 Relationship Between Outlet Temperature and Window Opening Angle

图13 试验值与仿真值Fig.13 Comparison of Test Value and Simulation Value

5 结论

根据多孔介质模型分析了中冷器的换热性能，通过数值模拟分析和风洞试验的对比研究，得出了以下结论：

（1）中冷器换热主要集中的前半段，在相同速度工况下，百叶窗开角为23°时综合评价因子最高，综合换热性能最好，为其散热带的设计提供了设计参考。

（2）对比三维仿真模拟数值与风洞试验值，两者误差在允许值的范围内，这也验证了多孔介质模型的可行性，为研究中冷器参数对其换热性能的影响提供了一定的方法依据。