基于CFD的冷却水泵气蚀性能预测及优化

工作。水泵作为冷却系统的“心脏”，其性能对汽车发动机的动力性、经济性和使用寿命有着直接影响，而气蚀现象对其性能具有重要的影响。气蚀的产生和发展往往会伴随振动和噪声的产生，不仅会导致水泵性能的下降，同时也会造成水泵结构的破坏，气蚀现象造成的性能急降和气蚀破坏严重影响发动机冷却系统的稳定性，所以对水泵气蚀的预测也就尤为重要。

本文在某发动机冷却水泵的概念设计阶段，利用AVL-FIRE软件对其进行数值模拟，在性能预测的同时，同时预测大/小循环时冷却水泵及旁通管路内部的流场分布，评估气蚀倾向，为预防和减轻叶轮气蚀提供了理论依据，并根据仿真结果提出优化建议。

1 冷却水泵的匹配

根据某汽油机冷却系统设计要求，需要先选择与之匹配的冷却水泵。

1.1水泵设计流量的计算

首先根据冷却系统散热量Qw确定冷却液需求量。冷却系统散热量Qw，受许多复杂因素的影响，很难精确计算，初估Qw时，可以用下列经验公式（1）计算：

Qw=Ne×η

（1）

其中：Ne为发动机额定功率，η为各支路传给冷却系统热量占Ne的百分比（经验值）。

发动机额定功率为140 kW，冷却系统中包括机水套和油冷却器，根据经验计算得水套散热量Qw1=65.4 kW，油冷散热量Qw2=11.6 kW。

然后确定冷却液需求量，根据散人冷却系统中的热量，可以根据公式（2）算出冷却液的循环量Vw：

其中：Vw为冷却部件的设计流量，ρ为冷却液密度，c为冷却液比热容，ΔT为冷却液温差（经验值）。

冷却液类型为W/C=50%的乙二醇溶液，根据其在101.2℃时的物理特性，计算可得冷却液需求量也是水泵设计流量为176 L/min（水套及油冷需求量之和）。

1.2 水泵设计扬程的计算

在概念设计阶段，水泵扬程一般通过一维冷却系统性能仿真计算得出，一维冷却系统模型如图1所示，计算得以为冷却系统模型最大压力为150 kPa，即水泵扬程设计目标值为14.8 m。

通过水泵流量及扬程设计目标的计算，确定该水泵在转速7500 rpm，流量176 L/min时的扬程为14.8 m。

2 冷却水泵性能分析

2.1 水泵几何模型的建立

水泵3D模型如图2（a）所示，水泵主要由水泵蜗壳、叶轮、进水管和出水管组成。用CATIA软件对水泵几何模型进行流体域表面的抽取后，利用AVL-FIRE软件，根挺各表面的曲率变化等特征设置不同的网格大小，并对壁面处，尤其是曲率半径较大的地方进行网格加密，网格模型如图2（b）所示。

2.2水泵计算模型的建立及边界条件

以时均N-S方程作为基本控制方程，采用k-zeta-f湍流模型，边界条件采用进口压力，出口质量流量，分别用稳态MRF（多重参考坐标系，相对滑移网格，作为初始流场计算）及瞬态Slidingmesh（滑移网格，更为接近实际流场）技术对水泵进行CFD分析，计算水泵扬程及液压效率，其特性曲线分别如图3 （a）、（b）所示，

以额定工况为例，水泵流量为176 L/min时，通过两种分析方法得到的水泵扬程及液压效率均在设计值之上，其中稳态计算得到的结果略高于瞬态，由于稳态计算已经能够初步预测水泵性能，瞬态汁算一般可省略。通过水泵CFD性能预测，也进一步验证初期所选或设计的水泵匹配性，满足设计目标要求。

3 大/小循环冷却性能分析

3.1 冷却水泵及带节温器的旁通管路模型说明

对于系统级而言，水泵性能达标不足以代表整个冷却系统性能达标，要保证发动机冷却系统的正常工作，水套、旁通管路、节温器的设计也尤为重要，本文暂不预测水套冷却性能，主要是对大川、循环回路的流动状态进行分析，而回路流动是否顺畅，与节温器开肩/关闭是时旁通管路的设计息息相关。图4为某汽油机冷却大/小循环回路图。

在概念设计阶段，针对大/小循环回路还需对管路进行设计，当节温器开启和关闭时，连接的旁通管路CFD模型如图5所示，其中（a）为节温器开启时水泵及管路网格模型，（b）为节温器关闭时水泵及管路网格模型，（c）为节温器开启/关闭时网格模型。与水冷性能仿真分析相同，同样采用两种MRF和Sliding技术方法进行CFD仿真分析。

3.2节温器开启（大循环回路）CFD分析结果

如图6（a）流量一流阻曲线图所示，通过拟合不同流量边界下节温器开启时两端流阻的曲线，对比一维冷却性能仿真时相应的流阻值，可知，当节温器开启时，水泵流量为150 L/min时，节温器两端阻力为160 mhar，而在概念设计前的一维冷却性能模拟中，水泵流量为140L/min时，节温器两端阻力为200 mbar，三维仿真结果显示比一维性能仿真预估的结果较好，该管路的设计不会造成水泵叶轮气蚀现象。

图6（b）为水泵在额定转速下，流量为176 L/min时，管路压力云图，其中节温器两端压力为252 mbar，与一维冷却性能仿真结果接近。

图6（c）显示在不同流量边界下，水泵及旁通管路各区域气蚀体积出现情况，当节温器开启时，冷却液温度101.2℃，水泵入口压力为1992 mbar，水泵流速为250 L/min时，叶轮工作而出現明显气蚀现象。

图6（d）拟合了各区域随流量变化的气蚀余量变化，所谓气蚀余量是指在泵吸人口处单位重量液体所具有的超过气蚀压力的富余能量，即泵人口处冷却液所具有的总水头与液体气蚀时的压差。在节温器开启时，水泵流量176 L/min，气蚀安全余量为+112 mbar（+85 mbar考虑补偿到标准压力水平），这说明冷却液温度101.2℃，水泵人几压力1992 mbar为安全边界。当水泵流量超过200 L/min时，气蚀安全余量低于0，有气蚀风险。

3.3 节温器关闭（小循环回路）CFD分析结果

如图7 （a）流量一流阻曲线图所示，通过拟合不同流量边界下节温器关闭时两端流阻的曲线，并对比一维冷却性能仿真时相应的流阻值。从CFD仿真结果可知，当节温器关闭时，水泵流量为150 L/min时，节温器两端阻力为3265 mbar，而在概念设计前的一维冷却性能预估中，水泵流量为131 L/min时，节温器两端阻力264 mbar，三维仿真结果远大于一维，根据仿真经验，该处极有可能有气蚀风险。

图7（b）为水泵在额定转速下，流量为176 L/min时，管路压力云图，其中节温器两端压力为4483 mbar，与一维冷却性能仿真不符。

图7（c）显示在不同流量边界下，预测管路、节温器、吸力侧、蜗壳、叶轮气蚀分布及气泡体积大小，当节温器关闭时，随流量增大，各区域均出现气蚀体积变大的趋势，但是在节温器及管路气蚀体积高达1 40cm³，而造成严重气蚀的原因是因为节温器关闭时，旁通管路阻力过大，气泡在高压的作用下突然被水压压迫，在气泡破裂的瞬间，水流因惯性以高速冲向气泡中心，在气泡闭合去内产生强烈的局部水锤现象。

图7（d）拟合了各区域随流量变化的气蚀余量变化，当水泵流量超过100 L/min时，气蚀安全余量已低于0，有气蚀风险。

图8显示MRF和Sliding两种方法模拟的水泵气蚀位置，可以看出气蚀初生位置发生在叶轮进口的低压区，并逐渐由叶片的背面扩展到叶片的工作面、叶轮的出口位置，蜗壳的末端。通过MRF和Sliding分析的气蚀结果结果显示，MRF低估了气蚀现象，Sliding可以较真是的反应气蚀现象。

4 水泵结构优化分析

根据大小循环回路CFD仿真结果分析可知，节温器开启时，旁通管路流通较顺畅，流阻处于正常值;可当节温器关闭时，预测气蚀位置判断是由于冷却液在旁通管路流动不顺畅造成叶轮局部压力过高，所以具体优化方案如图9所示，主要是节温器关闭状态，对水泵连接旁通管路出水口结构进行优化，增大出水口面积，同时将出水口结构变平缓。

在相同边界条件下对小循环的部分管路流体域进行CFD分析，分析结果如图10所示。

如图10（a）流量一流阻曲线图所示，优化后，水泵流量为175 mbar时，节温器两端阻力为由637 mbar，接近一维性能仿真值，较优化前有极大改善。

图10 （b）为水泵在额定转速下，流量为176L/min时，管路压力云图，对比图7（b），由于旁通管路进口截面积增大，管路流动顺畅，阻力下降明显。

图10（c）显示优化后，水泵流量176 L/min时，吸力侧和叶轮的气蚀现象得到明显改善。

图10（d）显示优化后，最少气蚀余量接近200 mbar，足够安全。

5 结论

1）根据一维冷却性能仿真结果得到冷却水泵的设计目标值并进行水泵选型匹配。

2）用MRF和Sliding网格技术对冷却水泵进行性能预测，预测水泵扬程及液压效率。在水泵设计初期，通过MRF方法基本可以预测水泵性能。

3）针对大/小循环回路中，开启/关闭节温器时，对水泵及旁通管路进行CFD分析，预测气蚀风险及发生气蚀区域，主要在小循环回路时会有气蚀现象，根据分析结果提出结构优化改进建议，再次进行CFD分析后，优化方案已无气蚀风险。

参考文献：

[1]李伟，施卫东，裴冰，张华，陆伟刚.发动机冷却水泵空化特性的数值模拟与改进[J].内燃机学报.2013.

[2]黄立荣，赵祎，刘云霞，马晓峰发动机水泵气蚀原因分析[J].发动机技术，2012.12.016.

[3]李伟，施卫东，张华，裴冰，陆伟刚基于CFD的发动机冷却水泵汽蚀性能预测[J].排灌机械工程学报，2012.03.

[4]薛党勤，张林海，侯书林基于CFD的矿用车辆冷却水泵空化数值模拟研究[J].矿山机械2015.02.

[5]杨勇，蒋文萍，杨昆，陈小东，胡铁刚，谢蓉，袭路远基于CFD的汽车水泵优化设计[J].排灌机械工程学报，2014.06.

[6]苏晓芳，王次安，王宏大，雷蕾，张超某国V发动机冷却水泵气蚀分析与优化[J].内燃机与动力裝置.2016.

推荐访问:气蚀 水泵 冷却 优化 性能