重型柴油机废气再循环(EGR)冷却器的计算流体动力学(CFD)优化方法

01VTMS-76 重型柴油机废气再循环（EGR）冷却器的计算流体动力学（CFD）优化方法
瑞典斯德哥尔摩皇家技术学院（KTH）内燃机系
Lucien Charnay、Hans-Erik Ångström 和 Lena Andersson
皇家技术学院（KTH）热交换技术学会
Björn Palm
瑞典Linköping 法雷奥集团(VALEO)发动机冷却部
Lars Östling 版权所有 © 2000 汽车工程师学会
摘要
本文使用计算流体动力学（CFD）方法对废气再循环（EGR）冷却器内的气流和热交换进行了研究。

重型柴油发动机EGR冷却用的是管壳式冷却器。

本文研究了散流器外形对压力下降、管束中的气流分配和热交换的影响。

进气口处温度为250℃，气流流速从100 g/s到200 g/s不等。

用这些结果与实验测量值进行了对比。

本文还研究了两种设计方案中管束大小和设计产生的影响。

我们开发了一个单管冷却器测试工作台，对CFD气流和热交换模型进行验证。

对入流温度进行了测量。

较大的管束在压力下降和气流分配方面效果更好。

出口平均气体温度也下降了6％。

散流器的设计对于气流分配和压力下降也产生重要影响。

平滑的“喇叭”外形与粗糙的外形设计相比，在压力下降方面效果更好。

不过，这样做的代价是气流均匀分配减弱，会损害热交换潜力。

简介
在今后几年间，要求重型柴油发动机大大减少其氮氧化物（NOx）和颗粒物质的排放量，以达到欧洲和美国即将实行的标准（见下表1）。

同时，对于发动机生产商来说，燃料消耗仍是发动机的一个重要参数。

表 1: 欧洲和美国现行以及未来关于HD柴油发动机的法规。

欧2标准 欧3标准 欧4标准 美国1998标
准 美国2004标准
年份 19962000200519982004
氮氧化物 (g/kWh) 7.0 5.0 3.5 5.4 3.3
(NOx+NMHC)
颗粒物质
(g/kWh)
0.150.100.020.140.14
一氧化碳
(g/kWh)
4.0 2.1 1.521.121.1
传统上来说，延迟燃料喷射过程，加上提高汽缸盖流动特征，使用四个阀门和低漩涡设计，已经足以减少氮氧化物排放，达到燃料消耗和颗粒物排放的平衡[1]。

不过，要进一步减少氮氧化物和颗粒物质排放，这样做是不够的。

因此，我们对几种新的燃烧系统和废气处理装置进行了仔细评估。

[2,3]
人们普遍认为，在不远的将来，冷却的EGR（废气再循环）将能达到所规定的Nox减排量，同时，限制颗粒物质排放和BSFC带来的不利结果[4]。

EGR冷却系统将使用发动机水冷却，根据发动机冷却剂线路的拾波点不同，典型温度范围从80℃ 到90℃不等。

冷却的EGR气体温度应尽可能低，防止进气歧管的着火温度升高。

通常希望EGR温度在100℃到150℃之间。

为符合规定，在某些负载情况下要求EGR速率高达20％。

这会使EGR冷却系统处于高压之下。

因此，前面提到的冷却系统的优化设计至关重要，可以减少EGR速率对于发动机冷却系统大小和冷却剂流量要求的影响。

需要有良好的热效率来提供一个紧凑的系统。

紧凑性要求可以让EGR系统作为新设备安装在EGR 系统上，或在现有发动机设计上翻新，以及安装在空间有限的车辆发动机罩之下。

另一方面，气体通过冷却器损失的压力应尽可能降低。

确实，在大多数操作范围内，典型的涡轮增压重型发动机的进气口和出口处的温度存在正差，因此需要一些设备来克服这一压力差，并将废气返回到进气歧管中。

EGR冷却器的任何压力下降都可以被看作是再循环设备上的进一步负载，会对最大EGR速率和BSFC产生负面影响[5]。

背景
本文研究的EGR冷却器属于管壳式设计。

冷却单元由水冷套包裹的管束组成。

使用的管子内径和外径分别为5.4毫米和6毫米。

冷却单元的两侧安装了一对散流器，将热的EGR气流分入管道，并在冷却之后加以收集。

在气箱上安装了法兰。

散流器通常焊接在水冷套上。

附录1图1中是冷却器及其组件和典型的操作条件示意图。

冷却器不同部件的任务可以划分如下：
1) 管束应该提供：
a) 在流量范围内提供最低的压降，同时确保每个管道内的湍流条件。

b) 水一侧最小的压头损失。

c) 给定管道数量情况下，最紧凑的设计。

2) 气箱设计应能确保：
a) 气流应尽可能平均地分配到各个管道内。

b) 尽可能最低的压降。

EGR冷却器的整体优化只能通过管束和气箱设计之间达到平衡来实现。

此外，设计时还应考虑到气流一侧的流态。

湍流应该在冷却器管道中占主导地位，以获得最佳热效率。

本研究的目的是根据热效率和流效率评估冷却器设计参数。

设计参数
第一个设计参数是安装在冷却器进气口和出口的散流器形状。

第二个设计参数是管束的排列方式。

散流器的功能是将气流分配入管道，然后收集冷却的气体，将其导入出口管道。

对三对散流器进行了评估。

它们安装在下面列出的更小型的标准73管束上。

三个气箱的几何图形如下所示：
设计I 设计II 设计III
图 1: 散流器几何图形
第二个参数为管束设计。

对两种尺寸的管束进行了比较：小些的管束由73根管道组成，水冷套的直径为75毫米；大些的管束有81根管道，水冷套直径为84毫米。

两种情况下的管子长度和直径都相同，长400毫米，内径为5.4毫米，外径为6毫米。

本研究选择的是图1中标为I的标准散流器。

进气口直径始终保持在45毫米，锥体的开放角度始终保持在28度。

由于大些的冷却器的水冷套也要大些，所以散流器也要长些，以便和冷却器相配。

两种大小的冷却器的管道横截面也有所不同，见下面的图2和图3：
图 2: 75毫米直径的管束横截面EGR冷却器 (展示了冷却器的1/4)
图3: 84毫米直径的管束横截面EGR冷却器 (展示了冷却器的1/4)
设计评估
使用数值模拟对冷却器设计进行了评估。

对所有的构造进行了CFD计算。

单管冷却器和静态测试工作台的实验数据用作参考值，用来验证数值模型。

实验设置
数值结果验证使用了两套实验作为所需的参考数据。

1．为了调查冷却器中单个管子的热效应，开发了一个特殊的试验台，提供气流和温度控制以及几种温度测量方式。

2．使用了一个稳定的气流和热空气测试台来调查进气口和出口气箱几何形状的相对效果。

目标是测量不同几何形状下温度、压力和质量流量的平均值。

单管冷却器
为了了解冷却器中每个管子的热交换现象，验证数值模拟中使用的模型，我们开发了一个特殊的测试工作台。

系统使用的是单管冷却器，管子是各种尺寸的冷却器中所用的标准管，为400毫米长，外径为6毫米。

水冷套由一英寸的管子组成。

既不增加隔板也不增加湍流装置，以保持简单的气流阻碍设置。

四个热电偶焊接在管子的外表面，在水的一侧。

图5中显示的是单管冷却器的照片。

图 4: 单管冷却器设置总图。

图 5: 单管冷却器以及管子外表面的热电偶视图。

除了表面焊接的热电偶之外，用直径为0.25毫米的热电偶线缆穿过管道，提供本地流入温度测量。

使用螺旋千分尺从两个维度对线缆的径向定位进行控制，可以通过在管道内滑动线缆，对测量点的轴向定位进行调整。

拉紧线缆，确保它是直的。

线缆与管道的相对位置通过两个目视进气口进行控制，或通过检测热电偶和冷却器主体部分之间的电接触来控制。

整个装置可以对管道中的气流进行三维温度测量（见图4中装置的一览图，以及附录1图II）。

一台热吹风机产生入气流。

进气口温度范围很广，从环境温度到400℃不等。

流入气流可以通过限制吹风机吸入气流来调整。

使用脉动流计对进气口容积流量进行测量。

用一台轻型的、不固定的旋转式推进器作为容积流量计，它的旋转速度通过目测进行估算。

此外，在吹风机进气口处使用一台流速计，在加热前和质量流量建立关联。

冷却水系统使用自动调温器－泵机组。

可以对流入水温进行设定，保持在0到95℃之间，精确度达到0.1°。

稳定热气流测试装置
用一台稳定热气流测试装置对分别安装了不同散流器的三种原型冷却器进行了测试。

该装置用于稳定状态测试，在常温下提供了几种质量流量设置。

操作范围在250℃时为75-250 g/s。

使用Coriolis流量计对质量流量进行了测试，准确度达到2％。

在冷却器前后都对温度进行了测量，还测量了压力差。

冷却水温度设定为90℃，在所有测试中保持恒定。

数值模拟
使用CFD（计算流体动力学）方法来判定冷却器中的流动模式、温度分配和压力分配。

CFD模型限制在空气一侧的内部容量。

模拟测试不包含水的一侧和材料界面。

在计算中，墙表面温度恒定设置在90℃。

这是一个合理的近似值，因为冷却液流量很大，从0.5到 1 kg/s不等，因此在各种测试情况下温度变化只有几度。

此外，沿着管道墙面温度坡度的类似计算产生的平均输出气体温度变化可以忽略。

代码
所有模拟使用的CFD软件为FIRE。

它是AVL的一个商业套装，包括前处理器和后处理器以及计算代码本身。

它基于完全动态特征，因此进行了基于时间步长的计算，尽管只模拟了稳定状态的情况。

FIRE解决方案使用了SIMPLE算法（求解压力耦合方程的半隐算法），将动力和连续性方程式联系起来。

在所有的计算中使用了混合差分方案。

它的优势是适合于对流、扩散和混合型。

所有计算都选择了Reynolds应力湍流模型（RSM）。

RSM模型未使用涡粘性假设，而是为Reynolds 应力张量使用了迁移方程。

RSM模型比k-ε模型规模更大，因为它使用了两个方程式决定空间数量k和ε（涡流动能和耗散速率），并为各向异性现象使用了5个独立的等式[7]。

在平均应变率突然变化的气流情况下，以及沿着曲线的气流，RSM模型比k-ε更优越。

此外，具有边界层分离现象的气流，用k-ε方法估计效果较差[8]。

在我们的研究中给出几何形状的情况下，进气口散流器、管道进气口的气临附逆流和管道的尖进气口都有再循环区，RSM对于气流预测的精确性很有必要。

即使没有对气流模式进行实验验证，早期运用k-ε方法的计算和RSM模型结果相比较也显示了更小和更不易预测的再循环区域。

所有的计算网格都在FIRE预处理器中手动产生。

小的冷却器有143,221个网格单元，大的冷却器有163,412个网格单元。

由于网格滤除和优化依赖于网格的大小，因此无法做到网格独立。

不过可以在管道上进行测试，它在模型上的网格密度要低些。

当现有网格密度加倍时，结果变化不到2％。

所有的计算都在有32个处理器的 CRAY J90 上进行。

结果
以下部分是验证结果，对实验结果和数值结果进行了直接比较。

在第二部分展示和讨论了研究结果。

验证结果
以下列出了实验和相应的数值模拟的比较结果，首先是单管冷却器，然后是全尺寸静态测试设备。

单管冷却器
内容待定…
全容量静止测试
对于三个不同配置的冷却器和安装的散流器的整体压降进行了计算。

模拟了100、120和200 g/s 的空气流量。

图6显示出使用二度插值法比较实验和数值模拟的压降特性和进气口质量流。

实验数据由实心符号代表，而数值模拟数据由空心符号代表。

整体趋势显示出计算值和真实值之间比较一致。

数值模拟结果和实验结果之间最大的差异为7％。

形状II的最后实验测量值被舍弃，因为可能是出现了测量问题。

在最大流量设置下压降突然减少很多，这在模拟过程中没有遇见过，在其它散流器设计的测试中也没有出现过。

此外，用Darcy 方程式对整个管道长度的压降进行了预测[6]：
其中f指的是摩擦因子，由Moody图决定，L和D是管道的长度和直径，p为密度，v是管道中的平均速率。

假设摩擦系数为常量，压降可以表示为平均速率平方的函数。

因此，压降曲线可能表现为二次方程的形态。

总体趋势是，散流器II在压降方面表现最好，而盒形散流器表现最差，标准几何形状散流器（I）表现居中。

喇叭形状（II）的优势在进气口质量流量更大时更明显。

压降在使用散流器II代替版本I和III时分别可以最大降低6％和10％。

图 6: 通过冷却器的整体压降
冷却器的压头损失情况很复杂，主要有两个原因：首先，研究中管道内Reynolds的数量从3000一直到10000不等。

因此，在Reynolds数量在4000以下时，管道中的流态为湍急、过渡甚至是临界的。

在气流可能变得湍急时，摩擦系数的估计变得不确定。

第二个原因是管道内不平衡的气流分配。

由于压头损失主要是每个管道内平均流速平方的函数，在确定通过管束的实际压头损失之前，就应该知道每个管道内的流速。

通过进气口散流器的压降同样很难分析。

实际上，再循环区是端板处圆锥部分的边界层分离产生的高停滞压力。

散流器的压降主要是因为再循环区的切应力。

图7显示出在进气口质量流为100g/s时，散流器II的压力变化和冷却器的整体压力。

它强调了进口散流器、管束和出口散流器的相对压降。

对不同散流器配置的相对压降进行研究，表明进口散流器产生15％到20％的整体压降，出口散流器只产生几个百分点的压降。

该结果和不同散流
器设计的压降变化相一致。

沿着冷却器纵轴的压力变化r
图 7: 沿着冷却器的压力变化r
EGR冷却后的温度
图 8: 冷却后的平均气体温度
在冷却器出口处对气体温度进行测量。

图8中是测量值以及与之相当的模拟结果。

这里的结果与实验以及模拟相一致，最大的差异为9％。

不过，模拟的温度总是比测试中的相应温度要高。

这种温度偏移主要是由于测试装置的温度测量程序。

实际上，温度感应器位于冷却器核心之前1250毫米到之后950毫米之间。

安装在冷却器后的出口管只是部分隔离。

要测出热损失的精确值，需要室温的确切值以及管道隔离数据。

不过，出口温度为150℃可以认为约有100W/m的热损失。

盒形设计提供了更好的热交换，而标准和喇叭形设计产生非常类似的结果。

数值结果
管束设计和大小的影响
分别对两种不同的管道布局设计进行了模拟，冷却器直径分别为75毫米和84毫米。

管道布局如图2和图3所示。

由于管道呈放射状几何对称，只需要对四分之一的冷却器进行建模。

这大大节约了计算时间和结果文件的大小。

数值结果也只需要画冷却器的四分之一，剩余的气流图只需对已有的图形生成镜像就可以了。

由于大些的冷却器的管束部分比标准的大11％，在类似流量和温度的情况下，压降要低一些。

实际上，水力直径不变，但是平均速率降低。

因此，大些的冷却器的压降可以低20％。

不过，这种变化可以通过显著提高热交换性能来改变。

这样，研究管道中的流量分配就变得很有趣。

既然进气口管道直径保持在45毫米不变，那么更大的冷却器在外部管道中的气流会低些。

图 9: 进气口散流器的速率向量，75mm 冷却器
图 10: 进气口散流器的速率向量，84mm 冷却器
在类似的边界和起始条件下进行这两项计算。

进气口质量流为70 g/s，进气口的气体温度为400℃。

墙壁温度为90℃。

把一根150毫米长的管子放在模型前，在散流器上游对速率进行分配。

图9和图10分别是进气口散流器75毫米和84毫米冷却器的气流模式。

流场的主要特点是进气口散流器的圆锥部分产生的再循环。

再循环部分产生的低压区位于冷却器外部管道的前面，并防止均匀气流进入这些管道。

在冷却器大些的情况下，再循环的重要性降低。

这表明大冷却器能更好地分配气流。

经过小冷却器和大冷却器产生的平均温度分别为446K和421K。

图11是沿着这两种冷却器的纵轴产生的平均温度变化。

可见大冷却器的热交换率要高些，而且主要通过管束的前一半完成的。

因此获得了较低的气体输出温度。

如果是固定输出温度，使用大些的管束时，可以缩短冷却器的长度。

实际上，将冷却器长度缩短90毫米，仍然能够获得和小冷却器相同的输出温度。

缩短管道长度一方面可以减少压降，另一方面有利于系统的紧凑性。

沿着冷却器纵轴的温度变化
图 11: 沿着冷却器的温度变化，对84毫米和75毫米管束的比较
散流器设计的影响
本研究旨在确定关于气流分配和压降的散流器几何形状。

共研究了三种几何形状。

每种几何形状都有一对样品，每个冷却器都安装有相同的两个气箱，分别用于模拟和测试。

在相同的入口温度下，进行了三种气流模拟和测试。

气流设置分别为100g/s、120 g/s和200 g/s。

测试装置可以提供的测试温度高达250℃，气流设置从70g/s到200g/s。

数值结果
这些测试的目的是为了验证数值结果，获得冷却器中热交换和压降的真实值。

通过在不同的散流器配置中使用冷却器完成以上测试。

在稳定的入口气流和稳定的冷却水流情况下，对冷却器进行测试。

变化的参数为入口和出口散流器几何形状。

在三种入口质量流下对三种配置进行了测试，入口温度都是250℃，模拟时复制以上条件。

这些条件都是模仿冷却器安装到真实发动机上会遇到的条件。

附录2中的图A2-I, A2-II和A2-III，表明三种不同散流器配置下入口的速率向量。

最重要的模式是管道入口附近的再循环区域。

扩大直径加上终板对气流的限制直接产生了再循环。

不同的散流器产生的效果也不同。

有关气流扰动和压降方面最佳的设计是设计II，在空气入口流量类似的情况下，再循环区域要小得多。

而散流器III产生了非常大的低流速区域，因此压降效果不好。

由于设计更平滑，散流器II再循环区的位置比其它设计更处在下游一些。

尽管这对于压降来说是个优势，但是它在冷却器的外部管道上游生成了一个低速区域。

而这一情况在标准设计中（设计I）就没那么严重，甚至在设计III中的情况要更好一些。

由于分离点在管道上游，因此在管道前的气流模式更均匀。

图12展示了计算出的放射状管道的正常速率。

最大的速率和位于冷却器中心的管道相对应。

从该图可以看出，喇叭形配置式均匀气流配置方面表现最差的，尽管它的平均管道速率要高些。

管道中的气流分配，进气口空气质量流= 100g/s
图 12: 一半管道的放射速率概图。

不同散流器几何图形之间比较。

管道中均匀的气流分配在整个管束中提供了相等的气流条件。

实际上，在散流器II中，从中心到管束外管的速率之差可以高达30％。

这会影响外部管道的湍淋量，减少这些管道的热转化率，对冷却器的总体热转化产生负面影响。

这一现象从实验和数值分析中得到的出口气体温度都可以清楚地看出来，使用散流器配置II得到的温度明显更高。

结论
对EGR冷却器的热转化率和压降特性进行了研究。

利用CFD计算方法也使我们更深入地研究了气流模式和速率分配。

测试了两种不同直径的管束，分别为73标准管和81标准管。

大些的冷却器在压降和热转化方面的性能更好。

小些的冷却器的热转化性能的提高，主要归功于管道更好的放射性分配。

对安装在冷却器上三种不同的设计进行了研究。

在最高流速设置下，更平滑的“喇叭形”散流器（II）产生的压降比“盒形”散流器（III）要低9％。

标准“圆锥体”散流器（I）更接近“喇叭形”散流器的效果。

不过，在出口气体温度上，结果正好相反。

这主要是因为散流器I和II，特别是散流器II，在冷却器外部管道的气流进料较差。

相反，散流器III能够提供均匀的气流分配，反而提高了冷却效果。

由于冷却器的压降对于EGR系统来说至关重要，大冷却器缩短型，安装标准散流器这一解决方案似乎更好，因为它的压降效果最好，特别是在高流速的情况下。

根据输出温度和压降要求，还能进一步优化散流器的设计。

参考书目
1. J. B. Heywood，《内燃机基础》，Mc Graw Hill
2. Kohketsu, Mori, Sakai, Hakozaki，《涡轮增压和内部冷却的重型柴油机的EGR技术》，SAE 970340
3. D.T. Montgomery and R.D. Reitz，《EGR和多点喷射对直喷式柴油机颗粒物和氮氧化物排放的六种模式循环评估》，SAE paper 960316.
4. S. Tullis, G. Greeves，《重型柴油机使用EGR和先导喷射改善NOx vs. EUI 200的BSFC》，SAE paper 960843
5. U. Lundqvist, G. Smedler, Per Stålhammar, MTC，《浓缩柴油发动机使用不同EGR系统之比较，及其对性能、燃料消耗和排放的影响》，SAE 2000-01-.0226
6. R.L. Mott, "实用流体力学", Merrill, 第4版
7. A. Hanifi, P.H. Alfredsson, A.V. Johansson and D.S Henningson，《过渡，湍流和燃烧建模》，Kluwer Academic Publisher, ERCOFTAC series.
8. P.A. Libby, 《湍流简介》, 燃烧，国际丛书，Norman Chigier Editor
附录 1
图 1-I：冷却器布局和操作条件
图 1-II：单管冷却器装置示意图
附录 2
图 A2-I：进气口散流器III的速度向量
图 A2-II：进气口散流器I的速度向量　
图 A2-III：进气口散流器II的速度向量 。