劉傳波，占 魁，劉 康,段 茂，李 鵬

(武漢理工大學(xué) 機電工程學(xué)院，湖北 武漢 430070)

隨著現(xiàn)代科學(xué)技術(shù)的發(fā)展，汽車行業(yè)對汽車排放性能、可靠性和油耗等方面的要求日益提高，其中汽車油耗的高低與發(fā)動機艙冷卻系統(tǒng)的優(yōu)劣有著直接的聯(lián)系。同時，汽車發(fā)動機艙中內(nèi)元件模塊化程度逐步提高，艙內(nèi)布置日漸緊湊，使得散熱條件愈發(fā)惡劣。因此，汽車發(fā)動機艙冷卻系統(tǒng)的相關(guān)研究成為了國內(nèi)外學(xué)者關(guān)注的焦點，如YANG等[1]對冷卻系統(tǒng)中冷凝器、散熱器、風(fēng)扇的布置方式進行了多方面探討。張寶亮[2]充分考慮零部件結(jié)構(gòu)和發(fā)動機艙整體布置，結(jié)合一維和三維仿真優(yōu)化了發(fā)動機艙散熱性能。采用CFD(computational fluid dynamics)對汽車?yán)@流特性進行分析，已經(jīng)逐漸成為汽車工業(yè)的主流研究方法。在傳統(tǒng)的汽車空氣動力學(xué)研究中，大多采用費效比高、周期長的風(fēng)洞試驗的方法。相對而言，CFD技術(shù)具有方案靈活、信息豐富、成本低、研發(fā)周期短等優(yōu)點，降低了對昂貴的粘土模型和風(fēng)洞試驗的依賴性[3]。施鵬飛等[4]運用CFD方法對整車發(fā)動機艙流場進行仿真，針對發(fā)動機艙散熱性能不足的問題，通過增加導(dǎo)風(fēng)板有效地改善了冷卻模塊的進風(fēng)量。WATANABE[5]利用三維CFD仿真分析方法，得到了發(fā)動機艙內(nèi)氣流流動和零部件之間熱傳遞的過程。因此，筆者采用CFD進行研究，使用Fluent軟件對發(fā)動機艙進行流場分析，以期為汽車?yán)鋮s系統(tǒng)的優(yōu)化以及發(fā)動機艙內(nèi)風(fēng)道、進氣格柵等結(jié)構(gòu)的設(shè)計提供理論依據(jù)[6]。

1 數(shù)值仿真模型建立

1.1 數(shù)值模型

筆者的研究對象為某款前置前驅(qū)MPV車型，行駛速度遠小于400 km/h，因此計算中取空氣為不可壓縮氣體。同時，整個計算應(yīng)當(dāng)在遵守工程熱物理的各種定理和理論的基礎(chǔ)上建立空氣流場控制方程[7]。其中，質(zhì)量守恒方程、動量守恒方程、能量守恒方程分別如式(1)～式(3)所示。

(1)

(2)

(3)

式中：ρ為密度；T為溫度；i、j取1、2、3，分別代表了3個坐標(biāo)軸方向；ui為i方向上的速度分量；p為壓力；τ為粘性應(yīng)力；k為流體導(dǎo)熱系數(shù)；h為流體焓[8]。

相對于車身外部而言，發(fā)動機艙由于結(jié)構(gòu)復(fù)雜導(dǎo)致氣體分離，因此氣體以湍流的方式流動遵守湍流運輸方程[9]，選用標(biāo)準(zhǔn)模型k-ε進行計算，離散方程組的壓力和速度耦合采用SIMPLE 算法。

湍動能k方程、湍動耗散率ε方程分別如式(4)和式(5)所示。

Gk+Gb-ρε-YM+Sk

(4)

(5)

式中：Gk為平均速度梯度引起的湍動能k的產(chǎn)生項；Gb為浮力引起的湍動能k的產(chǎn)生項；YM為脈動擴張貢獻;C1ε、C2ε和C3ε為經(jīng)驗常數(shù)；σε和σk分別為k和ε的普朗特數(shù)；Sk和Sε為C3ε源項[10]。

1.2 仿真模型

對整車模型進行三維模型構(gòu)建，然后1∶1導(dǎo)入ANSA進行網(wǎng)格劃分，研究的重點是整車外部以及發(fā)動機艙內(nèi)的氣流場、壓力場和溫度場，因此需要對原車模型進行簡化。去除與仿真無關(guān)的乘員艙內(nèi)的座椅、方向盤、儀表盤等，簡化發(fā)動機艙內(nèi)散熱器、冷凝器、風(fēng)扇和發(fā)動機等模型。保留整車的外部結(jié)構(gòu)模型，將間隙進行縫合，刪除細(xì)小特征。根據(jù)要求構(gòu)建模擬風(fēng)洞，車前尺寸取車長的3倍，車后尺寸取車長的6倍，車上部尺寸取車高的5倍，車兩側(cè)尺寸取車寬的5倍。完成后導(dǎo)入Fluent中進行體網(wǎng)格劃分，并在靠近車身的區(qū)域進行網(wǎng)格加密，具體數(shù)值為：車前長2 000 mm、車兩側(cè)寬2 800 mm、車尾長7 300 mm。全流場與發(fā)動機艙網(wǎng)格數(shù)共約3 305萬個，風(fēng)洞及整車網(wǎng)格模型如圖1所示[11]。

圖1 風(fēng)洞及整車網(wǎng)格模型

模擬風(fēng)洞入口邊界設(shè)定為速度入口，大小為車速，方向為垂直進口面。環(huán)境溫度T取40℃，仿真工況時高速工況車速為117 km/h，模擬爬坡工況車速為40 km/h。模擬風(fēng)洞出口為壓力出口，大小為標(biāo)準(zhǔn)大氣壓；上表面及地面邊界條件設(shè)定為滑移平面，速度為車速，車身和發(fā)動機艙固定部分為無滑移壁面邊界；設(shè)定散熱器、冷凝器為多孔介質(zhì)模型；冷卻風(fēng)扇采用MRF模型，轉(zhuǎn)速大小為42.8 r/s[12]。

2 仿真結(jié)果分析

發(fā)動機艙中的氣流流動是否通暢，尤其是通風(fēng)量的大小，直接影響冷卻系統(tǒng)工作效率的高低。如果通風(fēng)量不足，會導(dǎo)致冷卻系統(tǒng)無法對發(fā)動機進行及時冷卻，最終導(dǎo)致開鍋，影響車輛正常行駛；反之，假如冷卻風(fēng)扇吸入過多的冷卻氣流將會引起整車的空氣阻力變大。因此，合理地優(yōu)化前艙的氣流場，能夠有效地提高散熱器組的進風(fēng)量和散熱效率。

發(fā)動機艙流場如圖2所示，冷卻氣流經(jīng)上、下進氣格柵流入發(fā)動機艙，上進氣格柵的進風(fēng)量較小，流速較低；下進氣格柵進風(fēng)量較大，流速較高。從圖2可以看出，上、下進氣格柵與冷凝器之間均出現(xiàn)了氣體逃逸現(xiàn)象(見圖中A、B處)，上進氣格柵逃逸的氣體流經(jīng)散熱器組上部、發(fā)動機上部，然后從發(fā)動機艙后經(jīng)底部流出；下進氣格柵逃逸的氣體經(jīng)發(fā)動機底部流出。冷卻氣流的“逃逸”現(xiàn)象使散熱器組進風(fēng)量減小，散熱效率降低，因此，筆者著重從改善發(fā)動機艙的氣流場入手，以提高散熱器組進風(fēng)量。

圖2 發(fā)動機艙對稱平面速度矢量圖

3 發(fā)動機艙流場優(yōu)化

為了能夠減少氣流的“逃逸”，考慮在進氣格柵后增加導(dǎo)流板結(jié)構(gòu)，并通過調(diào)整導(dǎo)流板的傾斜角度來改善冷卻氣流的進氣角度，利用導(dǎo)流板的導(dǎo)流作用，提高散熱器組進風(fēng)量。增加上、下進氣格柵導(dǎo)流板，按以下方案研究。

(1)保持下導(dǎo)流板角度為0°，以相同間隔改變上導(dǎo)流板安裝角度；

(2)保持上導(dǎo)流板角度為0°，以相同間隔改變下導(dǎo)流板安裝角度。

3.1 上導(dǎo)流板結(jié)構(gòu)及優(yōu)化結(jié)果

圖3 上導(dǎo)流板結(jié)構(gòu)及布置位置

根據(jù)上進氣格柵結(jié)構(gòu)特點，將上進氣格柵導(dǎo)流板設(shè)置在上進氣格柵的第一排進氣孔和第二排進氣孔之間，上導(dǎo)流板結(jié)構(gòu)及布置位置如圖3所示。保持下導(dǎo)流板的傾斜角度為0°，將上部導(dǎo)流板沿Z軸負(fù)方向依次增加5°、10°、15°、20°、25°，然后經(jīng)CFD數(shù)值模擬仿真獲得增加上導(dǎo)流板后高速工況和爬坡工況下散熱器組的進風(fēng)量，分別如圖4和圖5所示。

圖4 高速工況上導(dǎo)流板角度調(diào)整仿真結(jié)果

圖5 模擬爬坡工況上導(dǎo)流板角度調(diào)整仿真結(jié)果

從圖4可以看出，增加了上、下導(dǎo)流板結(jié)構(gòu)后，高速工況下散熱器組的進風(fēng)量均得到了明顯提升，散熱器的進風(fēng)效率提升了8.92%；隨著上導(dǎo)流板沿Z軸負(fù)方向傾斜角度的增加，冷凝器的進風(fēng)量呈增加趨勢，散熱器的進風(fēng)量基本不變。高速工況下，由于冷凝器和散熱器之間存在縫隙，流經(jīng)冷凝器的氣流從縫隙中流出，因此調(diào)整角度后，更多的氣流流經(jīng)冷凝器，冷凝器進風(fēng)量增加；但由于風(fēng)扇罩的阻力作用，散熱器的進風(fēng)量處于飽和狀態(tài)，因此，即使有更多的冷卻氣流流進冷凝器，散熱器進風(fēng)量基本處于穩(wěn)定不變的狀態(tài)。

從圖5可以看出，模擬爬坡工況下，增設(shè)上、下導(dǎo)流板后，散熱器組進風(fēng)量明顯增加，散熱器組的進氣效率提升了2.60%。隨著上導(dǎo)流板沿Z軸負(fù)方向傾斜角度的增加，冷凝器、散熱器進風(fēng)量都呈現(xiàn)先增加后減小的趨勢，且在傾斜角度為10°時，散熱器的進風(fēng)量最大，數(shù)值為0.539 6 kg/s，進氣效率提升了4.63%。模擬爬坡工況時，散熱器組進風(fēng)量以風(fēng)扇的抽吸作用為主，因此導(dǎo)流板結(jié)構(gòu)對散熱器組進風(fēng)量的提升較小。

綜合高速工況和模擬爬坡工況下的仿真結(jié)果，高速工況下，增設(shè)導(dǎo)流板對散熱器組進風(fēng)量提升較大，調(diào)整角度，進風(fēng)量變化較?。荒M爬坡工況下，增設(shè)導(dǎo)流板并調(diào)整傾斜角度，散熱器組進風(fēng)量變化較明顯，在上導(dǎo)流板沿Z軸負(fù)方向傾斜10°時，散熱器組進風(fēng)量最大，因此選擇上導(dǎo)流板最佳角度為10°。

3.2 下導(dǎo)流板結(jié)構(gòu)及優(yōu)化結(jié)果

為了減少下進氣格柵后氣流的逃逸，選擇在下進氣格柵后增設(shè)導(dǎo)流板結(jié)構(gòu)，下導(dǎo)流板結(jié)構(gòu)及布置位置如圖6所示。保持上部導(dǎo)流板角度為0°，將下部導(dǎo)流板沿Z軸正方向依次增加5°、10°、15°、20°、25°后，然后經(jīng)CFD數(shù)值模擬仿真獲得增加下導(dǎo)流板后高速工況和爬坡工況下散熱器組的進風(fēng)量，分別如圖7和圖8所示。

圖6 下導(dǎo)流板結(jié)構(gòu)及布置位置

圖7 高速工況下導(dǎo)流板角度調(diào)整仿真結(jié)果

圖8 模擬爬坡工況下導(dǎo)流板角度調(diào)整仿真結(jié)果

從圖7可以看出，在保持上導(dǎo)流板角度不變的情況下，隨著下導(dǎo)流板沿Z軸正方向傾斜角度的增加，冷凝器、散熱器、風(fēng)扇進風(fēng)量變化不明顯，在下導(dǎo)流板傾斜角度為20°時，散熱器進風(fēng)量最大，數(shù)值為0.949 7 kg/s，效率提升了9.36%。

從圖8可看出，模擬爬坡工況下，保持上導(dǎo)流板角度不變，隨著下導(dǎo)流板沿Z軸正方向傾斜角度的增加，冷凝器、散熱器的進風(fēng)量都呈現(xiàn)先增加后減少的趨勢，且在傾斜角度為20°時，散熱器的進風(fēng)量最大，數(shù)值為0.550 4 kg/s，進氣效率提升6.73%。綜上所述，下導(dǎo)流板最佳角度為20°。

3.3 優(yōu)化前后發(fā)動機艙流場對比

根據(jù)單個導(dǎo)流板仿真獲得的最佳傾角進行導(dǎo)流板調(diào)整，上導(dǎo)流板沿Z軸負(fù)方向傾斜10°，下導(dǎo)流板沿Z軸正方向傾斜20°。對調(diào)整后的模型進行10次仿真，并對仿真結(jié)果求取平均值，如表1所示。從表1可以看出，上、下導(dǎo)流板為最佳角度時，高速工況散熱器進風(fēng)效率提升了10.12%，模擬爬坡工況散熱器進風(fēng)效率提升了7.05%。

表1 最佳角度仿真結(jié)果

為了研究導(dǎo)流板是否能夠有效地減少上、下進氣格柵與冷凝器之間的氣流逃逸，對比研究了增設(shè)導(dǎo)流板前后發(fā)動機艙對稱面速度矢量圖，如圖9所示。由圖9可以看出，增加導(dǎo)流板結(jié)構(gòu)，且調(diào)節(jié)上、下導(dǎo)流板為最佳角度時，進氣格柵與冷凝器之間的氣體“逃逸”問題明顯改善，更多的冷卻氣流流入散熱器組。

圖9 優(yōu)化前后對稱平面速度矢量圖

4 試驗驗證

為了驗證仿真優(yōu)化方案在實車上的可行性，需要根據(jù)仿真最優(yōu)方案在原車增加導(dǎo)流板，并調(diào)節(jié)上導(dǎo)流板向下傾斜10°，下導(dǎo)流板向上傾斜20°。依照整車熱平衡試驗方案對原車及增加導(dǎo)流板后進行試驗。

筆者基于GB/T12542-2009《汽車熱平衡能力道路試驗方法》與實際試驗條件制定了整車熱平衡試驗方案。整個試驗系統(tǒng)由環(huán)境模擬系統(tǒng)和數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)組成，環(huán)境模擬系統(tǒng)主要模擬高速工況和爬坡工況，環(huán)境溫度為40℃，空氣濕度為33%；采集系統(tǒng)主要由風(fēng)速儀、溫度傳感器和USB數(shù)據(jù)采集卡組成，試驗過程中實時采集，待達到熱平衡后4 min停止采集。

4.1 散熱器組進風(fēng)量仿真與試驗結(jié)果對比

散熱器組進風(fēng)量仿真與試驗結(jié)果如表2所示。由表2可以看出，原車及改造后的試驗結(jié)果與仿真結(jié)果的誤差都在10%內(nèi)，則認(rèn)為仿真結(jié)果是正確有效的，高速工況下，仿真與試驗結(jié)果誤差較大，原因在于室內(nèi)環(huán)境模擬時，鼓風(fēng)機的鼓風(fēng)量不能完全模擬高速的對流風(fēng)量；模擬爬坡工況下，仿真與試驗結(jié)果誤差較小，原因在于模擬爬坡時，發(fā)動機艙進風(fēng)主要以風(fēng)扇的抽吸作用為主，鼓風(fēng)機作用較小。

表2 散熱器組進風(fēng)量仿真與試驗結(jié)果

對比原車及改造后的試驗結(jié)果，可以看出通過增加導(dǎo)流板，散熱器、冷凝器的進風(fēng)量明顯增加。高速工況下，冷凝器進風(fēng)量增加0.206 7 kg/s，散熱器進風(fēng)量增加0.062 2 kg/s；模擬爬坡工況下，冷凝器進風(fēng)量增加0.088 1 kg/s，散熱器進風(fēng)量增加0.037 7 kg/s。

4.2 改進前后溫度對比

原車及增設(shè)導(dǎo)流板后，試驗各工況溫度參數(shù)記錄及結(jié)果如表3所示。

表3 增加導(dǎo)流板前后試驗各工況溫度參數(shù) ℃

從表3可以看出，增加導(dǎo)流板后，模擬爬坡工況和高速工況下機油溫度、發(fā)動機進水溫度、發(fā)動機出水溫度明顯下降，冷卻常數(shù)液氣溫差和油氣溫差也明顯下降。與原車型相比，高速工況下，機油溫度降低4.19℃，發(fā)動機出水溫度降低4.51℃，液氣溫差下降3.91℃，油氣溫差降低3.59℃；模擬爬坡工況下，機油溫度降低3.56℃，發(fā)動機出水溫度降低3.33℃，液氣溫差下降3.05℃，油氣溫差降低3.28℃，試驗結(jié)果表明，高速工況下散熱效率提升較大。綜上可以看出，增加導(dǎo)流板，并調(diào)整為最佳角度時，發(fā)動機艙的散熱效率明顯增加，散熱能力增強。

5 結(jié)論

(1)利用CFD數(shù)值模擬方法對整車模型進行模擬風(fēng)洞仿真，并對發(fā)動機艙的對稱面流場進行分析。上、下進氣格柵與冷凝器之間存在氣流“逃逸”現(xiàn)象，致使散熱器組進風(fēng)量下降，散熱能力降低。

(2)在進氣格柵之后增加導(dǎo)流板結(jié)構(gòu)，采用CFD數(shù)值模擬仿真方法對發(fā)動機艙進行仿真研究。分別對上、下導(dǎo)流板進行角度調(diào)整，從而獲得上、下導(dǎo)流板的最佳傾角，即上導(dǎo)流板最佳傾角為10°，下導(dǎo)流板最佳傾角為20°。調(diào)整導(dǎo)流板為最佳傾角，多次仿真取平均值，求得最佳角度時的散熱器組進風(fēng)量，即高速工況下冷凝器和散熱器的進風(fēng)量分別為1.205 3 kg/s、0.956 3 kg/s，模擬爬坡工況下冷凝器和散熱器的進風(fēng)量分別為0.574 3 kg/s、0.552 1 kg/s。

(3)采用整車熱平衡試驗驗證仿真結(jié)果的正確性和優(yōu)化方案的可行性。對比試驗結(jié)果與仿真結(jié)果可以看出，仿真誤差在10%以內(nèi)，仿真正確性得到驗證。對比原車型和改進后試驗結(jié)果可以看出，高速工況下，冷凝器進風(fēng)量增加0.206 7 kg/s，散熱器進風(fēng)量增加0.062 2 kg/s；模擬爬坡工況下，冷凝器進風(fēng)量增加0.088 1 kg/s，散熱器進風(fēng)量增加0.037 7 kg/s。對比溫度采集點結(jié)果可以看出，相較與原車型，高速工況下，機油溫度降低4.19℃，發(fā)動機出水溫度降低4.51℃，液氣溫差下降3.91℃，油氣溫差降低3.59℃；模擬爬坡工況下，機油溫度降低3.56℃，發(fā)動機出水溫度降低3.33℃，液氣溫差下降3.05℃，油氣溫差降低3.28℃，驗證了優(yōu)化方案的可行性。