倪計民 沈 凱 朱黎明 徐錦華 徐向陽

（1.同濟大學；2.一汽客車（無錫）有限公司）

1 前言

隨著技術的發(fā)展以及人們對節(jié)能、環(huán)保和舒適性要求的不斷提高，越來越多的客車都采用后置發(fā)動機的布置形式。此種形式使動力總成結(jié)構更加緊湊，可有效降低整車裝備質(zhì)量并提高車輛機動性。但與此同時，客車發(fā)動機后置也帶來許多問題，其中最顯著的是發(fā)動機后置使得艙體散熱條件變差，冷卻效率下降，進而容易引起過熱現(xiàn)象，影響發(fā)動機的動力性和經(jīng)濟性。

本文基于Star-CCM+建立三維整車及后置發(fā)動機艙流場模型，并在此基礎上研究格柵開口角度及格柵結(jié)構型式對冷卻模塊性能的影響。

2 理論基礎

2.1 Star-CCM+和湍流模型

Star-CCM+的多面體網(wǎng)格能在保證計算精度的條件下，使整車和發(fā)動機艙等大空間、結(jié)構復雜的物理模型的網(wǎng)格數(shù)量更少、收斂速度更快。

車輛行駛速度一般遠低于聲速，馬赫數(shù)較小，其流動模擬可以看作是三維不可壓縮流場。因此，選取標準k-ε湍流模型，利用Star-CCM+的多面體網(wǎng)格對計算流體域進行漸變網(wǎng)格大小多層次的劃分，既能保證計算結(jié)果精度，又能使計算速度更快。

2.2 換熱器多孔介質(zhì)模型

為了增大換熱面積，換熱器的換熱帶一般是凹凸結(jié)構，并且在換熱器的表面形成許多孔形結(jié)構，以使冷卻空氣能夠流經(jīng)換熱器，完成熱量的交換。在CFD模擬過程中，完全按照換熱器的幾何結(jié)構進行建模，對其進行網(wǎng)格劃分時非常困難。因此，多采用多孔介質(zhì)模型來簡化實際換熱器模型，其數(shù)學模型如公式（1）和公式（2）所示[6]。

式中，v=εu為表觀速度，其中u為物理速度，ε為多孔介質(zhì)的孔隙率；k為滲透率；μ為動力粘度；p為壓力。

式中，ξi為慣性阻力系數(shù)；ξv為粘性阻力系數(shù)；L為多孔介質(zhì)厚度。

公式（1）表示流體流過多孔介質(zhì)時，流速與流動方向上的壓力梯度成正比；公式（2）表示流體流過多孔介質(zhì)時壓降和流速的關系。由此根據(jù)散熱器和中冷器試驗結(jié)果計算得到的散熱器 ξi和 ξv分別為141.12 kg/m4和 601.96 kg/（m3·s）， 中冷器的 ξi和 ξv分別為 67.98 kg/m4和 125.94 kg/（m3·s）。

行動導向教學法創(chuàng)立于德國，自20世紀80年代起成為德國職業(yè)教育改革的一種新范式，它是一種以“以能力為本”的教學模式：以學生為主體、以學會學習為目標、在教師的引導下，通過以老師引導、師生互動、生生互動等多種不定型的活動方法，激發(fā)同學們的學習熱忱和興趣，使學生主動用、用心、用手進行學習的教學方法。近年來對我國也產(chǎn)生了很大影響，成為各種職業(yè)教育教學改革的主要方面而加以引進、開發(fā)和應用。

2.3 風扇多重參考坐標系(MRF)模型

MRF模型可以把流場簡化為風扇葉片在某一位置的瞬時流場，將非定常問題用定常的方法來進行計算。首先需在風扇的外圍框定一個旋轉(zhuǎn)區(qū)域，在計算時該旋轉(zhuǎn)區(qū)域保持靜止，在慣性坐標系中以起作用的科氏力和離心力進行計算；風扇旋轉(zhuǎn)區(qū)以外的計算區(qū)域在慣性坐標系里面進行計算。在兩個區(qū)域之間的交接面處交換慣性坐標系下的流動參數(shù)，保證交界面的連續(xù)性，以達到用定常計算方法來研究非定常問題的目的[7]。

3 數(shù)值計算方法

3.1 網(wǎng)格劃分

后置客車發(fā)動機艙內(nèi)零部件多而雜，考慮到計算時間及精度，只保留艙內(nèi)主要部件的幾何結(jié)構，同時對某些結(jié)構進行簡化處理，最終的裝配模型如圖1所示。

通過風扇的風筒仿真模型來驗證所采用的MRF模型對風扇模擬的有效性。基于換熱器性能試驗數(shù)據(jù)，在原有風扇風筒仿真模型基礎上，在風扇前方劃分出一個多孔介質(zhì)區(qū)域，上部分為中冷器，下部分為散熱器（圖2），并將慣性阻力系數(shù)以及粘性阻力系數(shù)數(shù)值賦于該區(qū)域。

在整車模型外圍建立封閉的計算流體域如圖3所示，其中整車的長、寬、高分別用l、w、h表示?？紤]到實際行車時汽車輪胎的變形，將計算域地面抬高20 mm。在劃分網(wǎng)格時，采用多層次不同大小網(wǎng)格的方法，在車體附近區(qū)域進行局部網(wǎng)格加密處理，遠離車身的區(qū)域網(wǎng)格尺寸較大，以減少總體的網(wǎng)格數(shù)量，如圖4所示。最終網(wǎng)格總數(shù)約為500萬個。

3.2 邊界條件

所研究客車為高速旅游大客車，常用工況為高速行駛工況。重點關注發(fā)動機額定工況下冷卻模塊的性能，因而對車速為80km/h、風扇轉(zhuǎn)速為2200 r/min、橫條型格柵角度為45°的情況進行模擬分析。模型入口邊界設為速度入口，其數(shù)值為仿真工況車速，即100 km/h；出口為壓力出口，靜壓為0?？紤]到客車行駛時的地面效應，客車所在的地面設為靜止壁面，其余封閉體表面為滑移壁面，如圖5所示。

4 計算結(jié)果和分析

車速為80 km/h、風扇轉(zhuǎn)速為 2200 r/min、橫條型格柵角度為45°時流場的計算結(jié)果如圖6所示。

從圖6a可以看出，由于風扇的抽吸作用，部分氣體通過格柵進入發(fā)動機艙，發(fā)動機艙內(nèi)的流動較為復雜，多數(shù)氣體通過發(fā)動機艙底部的開口從艙內(nèi)流出，部分氣體則從車體后部所設計的開口以及無風扇側(cè)的格柵流出。從圖6b可以看出，在客車后部形成兩個明顯的漩渦，車后氣體螺旋著流向出口。

4.1 橫條格柵開口角度對冷卻模塊的影響

實際車型的格柵為橫條型，開口角度為45°。橫排格柵開口角度定義為格柵與垂直地面軸線所構成的夾角。保持格柵長度42mm不變，對格柵開口30°、60°、-30°、-45°、-60°等 5 種情況進行模擬分析，并與原格柵開口45°進行對比，開口角度如圖7所示。

表1為不同格柵開口角度下?lián)Q熱器表面的進口流量。在同樣的邊界條件下，不同開口角度下其進口流量不同?？傮w而言，格柵開口向下時，進口流量相對較大，說明此時空氣更容易進入格柵流道，進氣阻力相對較小。同時可以看出，隨著格柵開口角度絕對值的增大，進口流量有遞增的趨勢。

表1 不同格柵開口角度下?lián)Q熱器表面進口流量

圖8為橫條型格柵不同開口角度下風扇內(nèi)效率。

圖9為不同格柵開口角度下中冷器和散熱器表面的速度均勻系數(shù)。由于換熱器的風阻性能與速度的平方成正比。因此換熱器在同一流量下，速度越不均勻，其風阻就越大。從圖9中可以看出，不同格柵開口角度下散熱器的速度均勻性系數(shù)與流量的趨勢一致，而中冷器的趨勢則與流量不同。相對散熱器而言，中冷器的阻力較小，其風阻趨勢對流量的影響相對要小。因此，最終的換熱器表面進口流量一方面與不同格柵開口角度時進氣阻力有關，另一方面也與換熱器表面的速度均勻性引起的換熱器阻值差異有關。

從圖10的散熱器表面分布可以看出，當格柵開口向上即格柵開口為負角度時（以-60°為例），散熱器上部即中冷器底部流速相對較小，特別是集中在中冷器右上角位置的回流情況相對較嚴重，對進氣中冷十分不利。而當格柵開口向下時，回流并沒有格柵開口向上時嚴重，但換熱器底部的區(qū)域速度相對較小。

綜合以上對比分析，對于橫條型格柵，建議采用格柵開口向下布置，且格柵開口越大，進氣阻力相對越小。

4.2 豎條格柵開口角度對冷卻模塊的影響

橫條型結(jié)構和豎條型結(jié)構格柵由于外形簡潔大方且加工方便，目前在客車上被廣泛采用。分別對豎條型格柵開口 30 °、45 °、60 °、-30 °、-45 °、-60 °等6種情況進行模擬仿真。圖11為豎條型格柵不同開口角度示意，定義格柵開口方向與客車行駛方向一致時為正值，相反方向則為負值。表2為不同格柵開口角度下?lián)Q熱器進口流量大小。結(jié)果表明，當格柵開口與客車行駛方向一致時流量要遠大于相反方向的開口。這主要是由于格柵開口與車輛行駛方向一致時，可以利用氣流的流動慣性進入格柵流道；而相反方向時則完全需要風扇的抽吸作用完成。從表2的仿真結(jié)果還可以看出，格柵開口方向與車輛行駛方向相反時，與行駛方向偏離越大，氣流進入換熱器表面越困難。格柵開口從-60°換至-30°時，進氣流量下降近20%。仿真結(jié)果也表明格柵開口正方向的基本趨勢是其開口越大，進氣越容易。但是開口60°與45°相比，前者進氣量略有下降。

表2 不同豎條型格柵開口角度下流量

豎條型格柵不同開口角度下風扇的內(nèi)效率如圖12所示，其變化的幅度仍不大，但總體上正向格柵開口時要比負向格柵開口時的內(nèi)效率高。而對于換熱器表面的速度均勻系數(shù)，中冷器和散熱器具有同樣的變化趨勢（圖13）。開口方向為正時，開口方向越大則表面速度越均勻；開口方向為負時，與行駛方向偏離越大，表面速度越不均勻。而當開口角度為30°時，在6種情況中換熱器表面速度分布最不均勻。

圖14所示為不同格柵開口角度下?lián)Q熱器表面的速度分布情況。

以-60°為例，當豎條型格柵開口角度為負值時，和橫條型格柵不同的是，與客車行駛方向相反側(cè)的換熱器表面出現(xiàn)了速度較小的區(qū)域。這主要是由于此時格柵流道的方向直接指向與客車行駛方向相同的換熱器表面?zhèn)?，使得空氣能夠順利到達該側(cè)，并沒有出現(xiàn)明顯的速度“死區(qū)”。而當格柵開口為正值時，隨著開口角度增加，回流情況明顯得到改善。在格柵開口角度為60°時已經(jīng)沒有回流的情況，這也是在格柵開口60°時速度均勻系數(shù)比較高的原因。但同時也可以看出，此時換熱器表面速度呈條狀形態(tài)，將格柵阻擋效應映射到換熱器表面，與格柵開口45°相比，最高速度下降3%，這也是流量略有下降的原因。

通過對豎條型格柵和橫條型格柵進行分析對比發(fā)現(xiàn)，兩者均在正向開口時，空氣更易達到換熱器表面。但相對而言，豎條型格柵可以充分利用一部分氣流的流動慣性，因此其進氣阻力更小，仿真結(jié)果中最大進氣流量達到5.02 kg/s，比橫條型格柵最大流量高3%。同時對比圖14與圖10可以發(fā)現(xiàn)，豎條型格柵換熱器表面的最大區(qū)域較橫條型格柵大，其速度均勻性系數(shù)比橫條型格柵有明顯提高，其中中冷器速度均勻系數(shù)提高10%。

因此，對于該客車和冷卻模塊，豎條型格柵更有利于冷卻空氣進入換熱器表面，且其開口角度宜選45°。

5 結(jié)束語

a.建立客車后置發(fā)動機艙仿真模型，得出了客車內(nèi)、外流場分布。結(jié)果表明，氣流在通過格柵進入發(fā)動機艙后流動較為復雜，大部分從發(fā)動機艙底部開口流出，同時也有一部分從尾門處開口和無風扇側(cè)格柵流出。

b.分析了橫條型和豎條型格柵對換熱器表面進氣量的影響。結(jié)果表明，不同格柵開口角度和方向下流量有較大差異，風扇內(nèi)效率的變化則相對較小。同時換熱器表面氣流速度分布有一個相對較小的區(qū)域，但該區(qū)域的具體位置和格柵型式及開口角度有關。

c.對于本文客車和冷卻模塊而言，與橫條型格柵相比，格柵開口角度為45°的豎條型格柵更能夠增加換熱器表面進氣流量。

1 張揚軍，張釗，諸葛偉林.汽車發(fā)動機熱管理仿真系統(tǒng).會議論文，2004:714～719.

2 John Walter.Automotive Cooling System Componen Interaction.Mechanical Engineering，Texas Tech University，2001.

3 David J.Allen，Michael P.Lasecki.Thermal Management Evolution and Controlled Coolant Flow.SAE 2001-01-1732.

4 Siqueira C R.Numerical Simulation of a Bus Underhood Flow.SAE 2003-01-3522.

5 王福軍.計算流體動力學分析.北京:清華大學出版社，2004.

6 STAR-CCM+Version 5.06 User’s Guide.

7 袁俠義.汽車發(fā)動機艙熱管理研究與改進:[碩士論文].湖南:湖南大學，2010.