摘要：在现代汽车发动机的开发过程中，为了缩短其开发周期，计算分析在整个开发过程中的应用越来越多了。发动机冷却水套CFD（computational fluid dynamics）分析已经成为目前发动机开发过程中必不可少的计算分析手段。利用该计算分析可以保证在发动机热负荷较高的燃烧室及排气道周围有良好的冷却液流动，而压力损失相对较低。所分析的发动机是一汽技术中心新开发的能满足欧II 排放法规的中型系列柴油发动机。在其概念设计阶段利用CFD 进行发动机冷却水套的分析。本文主要介绍利用CFD 分析优化该发动机冷却水套的过程。
关键词：发动机冷却水套 CFD分析
1 前言
在现代汽车发动机的开发过程中，为了缩短其开发周期，计算分析在整个开发过程中的应用越来越多了。发动机冷却水套的CFD（computational fluid dynamics）分析已经成为目前发动机开发过程中必不可少的计算分析手段。利用该计算分析可以保证在发动机热负荷较高的燃烧室及排气道周围有良好的冷却液流动，而压力损失相对较低。
所分析的发动机是一汽技术中心新开发的能满足欧II 排放法规的中型系列柴油发动机。在其概念设计阶段利用CFD 进行发动机冷却水套的分析。本文主要介绍利用CFD 分析优化该发动机冷却水套的过程。
2 计算模型及边界条件
计算使用的是商业软件FLUENT，紊流模型选取的是标准的k-ε模型，该模型对大多数流动问题收敛性都比较好且结果较准确。贴近壁面处有三个模型可供选择：Standard Wall Functions；Non-Equilibrium Wall Functions；Two-Layer Zonal Model, 它们对贴近壁面的网格分别有不同的要求。本计算中选用Standard WallFunctions，该模型对工程中的很多流动问题都很适用，它对贴近壁面的网格要求用y+的大小来反映。y+与壁面剪切应力及贴近壁面的网格离壁面的距离等有关。
具体计算公式： y+=△yp/υsqrt（τw/ρ）
式中 △yp——贴近壁面的网格离壁面的距离；
υ——运动粘度；
τw——壁面剪切应力；
ρ——密度。
为了得到较准确的结果，选用标准壁面方程时应保证y+的值在一定范围之内。可以通过贴近壁面的网格尺寸来调整。
由于发动机水套的结构非常复杂，为加快前处理的速度，通常使用四面体网格，为得到较准确的结果，必须选用二阶差分格式。在该分析中计算模式为稳态，流动型式为绝热、不可压缩、紊态流动，冷却液选用的是45%水和55%已二醇添加剂。
发动机冷却水套的CFD 分析除了能给出整个流场的流动情况，流速、流量分布，压降情况外，还能给有限元的热分析提供换热系数边界条件。
换热系数（HTC）的计算公式如下：
HTC= Cp*ρ·sqrt(τw/ρ)/Pr*(v/sqrt(τw/ρ)+9.24*((Pm/Pr)^0.75-1)*(1+0.28*e^(-0.007*Pm/Pr))
式中 Cp——比热容；
ρ——密度；
Pr——有效普朗特数；
Pm——分子普朗特数；
Τw——壁面剪切应力；
v——速度。
换热系数只与流体的流动情况有关，在有限元计算中局部需要用沸腾效应模型来修正，沸腾效应与流体和金属的温差有关。
计算的边界条件是：入口：mass flow；出口：outflow。
3 缸体水套优化设计
由于发动机缸体的上半部分离燃烧室较近，因而其热负荷较高，而下半部分热负荷较低。针对其热负荷的特点，缸体水套的结构应该实现上部流速高，下部流速低，但同时不能有不流动的死区。最先提出的该发动机单缸缸体水套称为基本结构，其流速分布情况如图1、2 所示，图2 为展开的贴近内壁面的流速分布，可见该缸体水套结构基本实现了上部流速高，下部流速低的要求，但左右两边的流速分布不太均匀，内壁面左右两边的平均换热系数分别为：3028 W/m2·K、4578W/m2·K，差别也比较大。 
图1 基本缸体水套结构流速分布 图2 基本缸体水套结构接近内壁面处流速分布
为了使左右两边的流速分布均匀一些，去掉排气侧的出水孔，该结构称为改进方案1。其流速分布情况如图3、4 所示，可见流速分布趋于均匀，上半部的平均流速大约为1m/s，下半部的平均流速大约为0.4m/s左右。内壁面左右两边的平均换热系数分别为：3911 W/m2·K、4483 W/m2·K，差别也比较小。
图3 缸体水套改进方案1：流速分布 图4 缸体水套改进方案1：接近内壁面处流速分布
为了进一步提高上半部的流速，提出了改进方案2。如图5、图6 分别为改进方案1 与改进方案2 贴近内壁面的流速分布，可见改进方案2 上半部的平均流速有所提高。改进方案1 内壁面左右两边上半部的平均换热系数分别为：5258、5489 W/m2·K，改进方案2 内壁面左右两边上半部的平均换热系数分别为：
5608 W/m2·K、5956 W/m2·K，改进方案2 均有所提高。
图5 缸体水套改进方案2：内壁面处流速分布 图6 缸体水套改进方案2：内壁面处流速分布
分析中还对出水孔的形状进行了优化，图7 示出的是优化前的出水孔形状及其横切面流速矢量图，可见优化前的形状在出水口处导致较强的漩涡，因而压力损失较大。图8 为优化后的出水孔形状及其横切面流速矢量图，可见新结构基本消除了漩涡。图9 为两者压力损失的比较。可见优化的出水孔结构使压力损失降低了近三分之一。
图7、图8 优化前后的出水孔形状及其横切面流速矢量图
图9 出水孔形状优化前后压力损失的比较
4 缸盖水套优化设计
发动机缸盖热负荷较高的区域是与缸筒相对应的缸盖的底部，其中尤以进排气门之间的“鼻梁”区热负荷最高。因而发动机缸盖水套的设计应保证在“鼻梁”区有良好的流动。排气侧的燃气温度较高，因而也要有较好的流动。同时前后缸间要尽可能均匀。
最先设计出的该发动机缸盖水套结构称为原始结构。计算的底平面的流速分布及“鼻梁”区的流速分布如图10、图11 所示。图12 显示的是每缸从进水孔来的水流向各个不同通道间的比例。
图10 该发动机缸盖原始结构底平面流速分布 图11 原始缸盖“鼻梁”区切面速度分布及平均速度
由图10 可以看出，前后缸间流速不均匀，这是由于缸盖为纵流水，所有的水都必须从一缸排气侧前边出去，因而前后缸间的不均匀是必然的。不过可以通过适当调整六个缸的进水量来减小其差距。
由图11 发现，“鼻梁”区的平均速度在0.45～0.76 m/s 之间，根据经验，该速度稍有些低，从图12各个通道间的流量分配比例来看，更多的水从进气道下面流走了。
为了提高“鼻梁”区的流速，减少从进气道下面通道流走的流量，提出了改进方案1。
图12 原始缸盖每缸各个通道间的流量分配比例 图13 缸盖改进方案1“鼻梁”区切面速度分布及平均速度
图13、图14 示出的是改进方案1“鼻梁”区的流速分布及各个通道间的流量分配比例图。可见从进气道下面通道流过的流量大大减少，从主“鼻梁”区流过的流量有所增加，其平均流速增加0.1m/s 左右。
图14 缸盖改进方案1每缸各个通道间的流量分配比例 图15 缸盖改进方案2“鼻梁”区切面速度分布及平均速度
从图11、图13“鼻梁”区的流速分布图可以发现，各个缸“鼻梁”区下面部分的流速均低于上面部分的流速，但下面更需要高流速，为了达到这一目的，提出改进方案2。因为没有修改几何图，只是从改进方案1 的网格上进行修补，所以形状不是特别圆滑。图15 为改进方案2“鼻梁”区的流速分布图，可见采取的改进措施使“鼻梁”区下部的流速及其平均流速均有所提高。
5 整体水套分析
前面所进行的分析都是单个缸体、缸盖，有些边界条件是假设的，为了检验真实的流动情况，需要进行整体水套的分析。
整体水套包括缸体、缸盖、缸垫及机油冷却器几个部分，分别在FLUENT 的前处理器GAMBIT 及独立的前处理软件ICEM 中进行网格划分，缸体及缸垫的形状较规则，用的是六面体网格；机油冷却器箱和缸盖形状较复杂，用的是四面体网格。总网格数为250 万左右。
由于每个部件的网格是单独划分的，在部件的连接处用INTERFACE，这个功能使复杂模型的求解变得方便一些。
下面分别介绍整体水套计算中机油冷却器箱、缸体、缸盖的流动情况。
5.1 机油冷却器箱的流动分析
机油冷却器箱的主要目的是保证机油能够得到适当的冷却，当然它只能反映水侧的冷却情况，机油最终的冷却情况还与机油在机油板内的流动有关。只有水侧和机油侧都有良好的流动，机油的冷却才能满足要求。为了保证机油的冷却，通常要求机油冷却器板之间必须有1m/s 左右的流速，但流速也不能太高，以保证机油板的强度问题。
图16 为机油冷却器箱从发动机一侧看的形状，从水泵来的水进到机油冷却器后，部分经过机油板，部分分别进到六个缸的缸体水套。 
图16 机油冷却器箱结构 图17 沿机油冷却器长度方向的流速分布
图17、图18 为沿其长度方向的切面和横切面的流速分布，两个圆孔之间为机油冷却器板，可见在机油冷却器板之间均有良好的流动，平均流速达到了1m/s 左右，满足了机油的冷却要求，同时最高流速在2.5m/s 以下，也不会造成结构问题。图19 为机油冷却器板上的换热系数分布，所有冷却器板上的换热系数平均值为5900 W/m2·K，从另一个侧面反映了机油冷却器内冷却水侧的流动是非常好的。图20 为其压力降情况，可见最大压降为0.06bar，与同类机油冷却器相比，该压降在合理范围。
图18 沿机油冷却器横截面方向的流速分布 图19 机油冷却器板换热系数分布
图20 机油冷却器箱压力降 图21 缸体水套近内壁流速分布
5.2 缸体流动分析
在前面单缸缸体优化设计中已经对缸体内冷却液的流动情况有所了解，这里需要检验上下进水口的流量是否与实际一致，另外，也需要考察一下六个缸的流动是否均匀。通常要求六个缸的流量尽可能均匀，以保证其冷却均匀。
图21 为缸体水套的流速分布情况，可见每个缸的上半部流速均高于下半部，与要求的一致。前四个缸的流量基本一致，第五缸的流量稍有增加，第六缸的流量增加较多，这是为减少缸盖水套前后缸间流动不均匀性而做的变化。图22、图23 为缸体水套与缸套接触面的换热系数分布。可见1 到5 缸上半部的平均流速1m/s 左右，上半部平均换热系数为5000～6000 W/m2·K，整个内壁的平均换热系数大约为4000W/m2·K，六缸上半部的平均流速为2 m/s 左右，上半部平均换热系数9000 W/m2·K 左右，整个内壁的平均换热系数大约为8000 W/m2·K。
图22 缸体水套内壁前三缸换热系数分布 图23 缸体水套内壁后三缸换热系数分布
假设空气侧的换热系数为300 W/m2K, 缸套的导热系数为55W/m·K, 缸套壁厚为5.50E-03 m, 冷却水的温度为90°C，如果一至五缸缸套上部的温度为160°C，则由于六缸和一至五缸间水侧换热系数的差别（ 8000 / 4000 W/m2·K）, 将导致六缸缸套上部的温度低20°C 左右，在缸套下半部分，随着空气侧换热系数及温度的降低，其缸套的温差会减小。
六缸和一缸间流动的不均匀可以通过调整缸垫孔尺寸来减小。但必须同时兼顾缸盖水套前后缸间的均匀性。
图24 为缸体水套压降情况，可见最大压降为0.12bar，它发生在六缸后端的附加孔，该孔尺寸较小。 
图24 缸体水套压降 图25 缸盖底面流速分布比较
5.3 缸盖流动分析
从有限元的分析结果发现缸盖的结构强度需要加强，因而缸盖水套结构需要做相应改变。图25 为水套底平面流速分布情况，可见总体流速分布基本一致，排气侧流速高于进气侧流速，前几缸的流速高于后几缸的流速。
新结构排气侧的冷却水面积局部减小了，但 “鼻梁区”流速有所提高，图26 为两者“鼻梁区”切面流速分布比较，可见新结构该截面平均流速有所提高。由于新结构缸盖水套排气侧流通面积减小了，所以最大压降稍有增加，但差别不大，原结构为0.12bar，新结构为0.14bar。
图26 缸盖“鼻梁区”切面流速分布比较
图27 为发动机整体水套压降曲线，发动机整体水套的压降为0.33 bar 左右，与同类机型相比，该压降相对较低。
图27 整体水套压降
6 结论
由于CFD 计算技术的日益成熟及计算机能力的快速提高，使得CFD 在发动机冷却水套计算上准确性较高[1]，且速度非常快，通常在一周之内就能初步了解发动机水套内的流动情况，从而给设计指出方向。在该发动机的开发过程中，利用CFD 成功的分析并优化了发动机缸体、缸盖及机油冷却器腔的水套结构，确定出了流动性较好且压降较低的水套，确保了该发动机有良好的机内冷却。
参考文献
1 FLUENT user’s Guide
2 Katoh,N. and Kuriyama, T., Numerical analysis of the heat and flow of engine coolant (in Japanese), JSAE Conf. Proc. Preprint Vol. 941, pp. 157-160,1994(end)
|
