劉傳波，張若楠，段 茂，劉 康，王 偉

（1.武漢理工大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院，武漢 430070； 2.上汽通用五菱汽車股份有限公司，柳州 545007）

前言

汽車前艙進(jìn)氣量主要取決于格柵開口面積與冷卻風(fēng)扇工作轉(zhuǎn)速，它直接影響發(fā)動機(jī)前艙的散熱性能，同時也影響著艙內(nèi)氣動阻力。傳統(tǒng)的進(jìn)氣模塊匹配中，重點(diǎn)關(guān)注極限工況下冷卻風(fēng)扇的匹配，格柵進(jìn)氣角度控制僅局限于全開與全閉兩個工位；且格柵與風(fēng)扇工作相互獨(dú)立。缺點(diǎn)在于基于極限工況匹配的風(fēng)扇轉(zhuǎn)速在常規(guī)工況下，存在過度冷卻的問題。同時，格柵與風(fēng)扇工作相互獨(dú)立，導(dǎo)致冷卻效率大大降低且無法精確控制冷卻系統(tǒng)進(jìn)風(fēng)量。

目前，國內(nèi)外關(guān)于進(jìn)氣模塊的匹配研究越來越深入。王文璽等［1］建立了整車散熱需求模型和主動進(jìn)氣格柵（AGS）多開度控制模型，進(jìn)而實(shí)現(xiàn)其多開度控制。Leffert等［2］將空氣動力學(xué)風(fēng)洞試驗(yàn)、FTP和MVEG測功機(jī)測試結(jié)果作為輸入，用MATLAB構(gòu)建整車模型來計算燃油經(jīng)濟(jì)性，并研究了各種發(fā)動機(jī)冷卻風(fēng)扇功率與格柵開口面積下，轎車燃油經(jīng)濟(jì)性的變化。Bouilly［3］研究發(fā)現(xiàn)格柵穩(wěn)定性是格柵控制一大挑戰(zhàn)，避免因過多位置之間連續(xù)偏轉(zhuǎn)而導(dǎo)致格柵部件壽命縮短，由此提出基于格柵5控制位的控制策略。Shigarkanthi等［4］運(yùn)用中心組合設(shè)計算法，在仿真試驗(yàn)的基礎(chǔ)上，匹配不同車速和風(fēng)扇轉(zhuǎn)速，進(jìn)而完成滿足冷卻流量需求所對應(yīng)的格柵角度設(shè)計。

本文中采用計算流體力學(xué)方法重點(diǎn)研究了NEDC工況下，格柵角度與風(fēng)扇轉(zhuǎn)速變化對前艙流場的影響。在滿足冷卻需求的基礎(chǔ)上，以降低能耗為目標(biāo)，為冷卻系統(tǒng)前端進(jìn)氣模塊匹配提供了一套合理的解決方案；并通過實(shí)車模擬試驗(yàn)，驗(yàn)證其合理性與實(shí)用性。

1 數(shù)值計算模型

為直觀了解不同格柵角度和風(fēng)扇轉(zhuǎn)速對冷卻氣流的影響，本文中采用ANSYS Fluent對發(fā)動機(jī)前艙內(nèi)流場進(jìn)行仿真，根據(jù)現(xiàn)有通用的方式建立風(fēng)洞仿真模型［5］（見圖1），并對內(nèi)部結(jié)構(gòu)進(jìn)行了簡化，前艙內(nèi)部布局見圖2。

圖1 整車模型與計算域

圖2 前艙內(nèi)部布局

選定爬坡工況和高速工況進(jìn)行仿真，監(jiān)測流經(jīng)散熱器與冷凝器的冷卻氣體進(jìn)氣量Q（m3／s），對比已有的實(shí)車實(shí)驗(yàn)參數(shù)，驗(yàn)證數(shù)學(xué)模型的可靠性。各散熱部件進(jìn)風(fēng)量的仿真和實(shí)驗(yàn)值如表1所示。

表1 冷卻系統(tǒng)冷卻空氣進(jìn)氣量對比 m3／s

通過對比后發(fā)現(xiàn)，在模擬爬坡工況與高速工況下，仿真值與實(shí)車試驗(yàn)值誤差均在10%之內(nèi)，驗(yàn)證了仿真模型的準(zhǔn)確性與實(shí)用性。

2 數(shù)值分析與結(jié)果討論

采用上述數(shù)值計算方法對圖1所示的計算模型在不同車速、格柵角度和風(fēng)扇轉(zhuǎn)速下的前艙內(nèi)流阻力特性和流場特性進(jìn)行數(shù)值計算。分析前艙進(jìn)氣元件參數(shù)（格柵角度和風(fēng)扇轉(zhuǎn)速）對內(nèi)流阻力和進(jìn)氣流量的影響規(guī)律，為后續(xù)進(jìn)氣模塊的匹配提供參考。

2.1 格柵角度的影響分析

實(shí)車格柵為橫條形，格柵進(jìn)氣角度定義為葉片與豎直面所成夾角，設(shè)定風(fēng)扇轉(zhuǎn)速為0。為使仿真規(guī)律適用于NEDC工況下進(jìn)氣模塊匹配，特選取NEDC中的勻速工況（35，50，70，100和 120 km／h）作為代表工況，對不同格柵角度（0°～90°，間隔為10°）進(jìn)行仿真分析。

2.1.1 氣動阻力分析

根據(jù)本文中研究對象的工況選擇Realizable k-ε湍流模型進(jìn)行數(shù)值模擬，并采用壓力耦合式算法進(jìn)行計算，監(jiān)測前艙進(jìn)氣通道進(jìn)出口壓差，得到不同空氣流量下前艙空氣阻力［6］。

圖3為不同格柵角度下前艙內(nèi)流阻力。由圖可見：發(fā)動機(jī)前艙氣動阻力隨著前艙進(jìn)氣量的增大而增大；在0～40°范圍內(nèi)，隨著格柵角度的增大，空氣阻力增長率逐步減??；格柵角度在40°～80°范圍內(nèi)，曲線基本重合，即空氣流量與前艙內(nèi)流阻力的關(guān)系不再隨格柵角度而變化；冷卻系統(tǒng)氣動阻力隨著前艙流量的增大而增大，所以在保證冷卻系統(tǒng)散熱需求前提下，應(yīng)合理控制進(jìn)氣流量，使冷卻系統(tǒng)阻力損失降到最小。

圖3 不同格柵角度下前艙內(nèi)流阻力隨進(jìn)氣量而變化的關(guān)系

2.1.2 冷卻系統(tǒng)進(jìn)氣流量分析

控制冷卻系統(tǒng)進(jìn)氣量作為冷卻系統(tǒng)前期開發(fā)的重要參數(shù)，是后期進(jìn)氣模塊匹配的輸入條件。圖4為不同車速和格柵角度下，冷卻系統(tǒng)進(jìn)氣量的變化情況。

圖4 不同車速下進(jìn)氣量隨格柵角度而變化的關(guān)系

由圖可見：（1）所有工況下，冷卻系統(tǒng)進(jìn)氣量隨著格柵角度的增大而增加，并于40°附近達(dá)到最大值，隨后趨于穩(wěn)定；（2）格柵角度在0°～40°范圍內(nèi)增大過程中，車速越高，進(jìn)氣流量及其增長率越大，因此可認(rèn)為，高速工況下，適當(dāng)增大格柵角度，可更快提升進(jìn)氣量［7］；（3）但綜合考慮格柵實(shí)際工作效率、使用壽命與控制精度，格柵角度應(yīng)在對進(jìn)氣量影響最為顯著的范圍內(nèi)調(diào)整，且盡可能減小角度變化范圍與控制位數(shù)量［3］，因此將進(jìn)氣角度調(diào)節(jié)范圍初步設(shè)定為 0°～40°，設(shè)定 0°，10°，20°，30°和 40°5個控制位。

2.2 風(fēng)扇轉(zhuǎn)速對進(jìn)氣流量的影響

保持格柵角度為40°不變，在不同風(fēng)扇轉(zhuǎn)速（500～3 000 r／min，間隔為 500 r／min）、不同車速（35，70，100，120 km／h）下進(jìn)行仿真分析，監(jiān)測散熱器進(jìn)風(fēng)量，結(jié)果如圖5所示。

圖5 不同工況下進(jìn)氣量與風(fēng)扇轉(zhuǎn)速的關(guān)系

由圖可見：（1）冷卻系統(tǒng)進(jìn)氣量隨著車速和風(fēng)扇轉(zhuǎn)速的升高而增加，但其增長率卻隨著車速的升高而降低；（2）當(dāng)風(fēng)扇轉(zhuǎn)速由500增加到3 000 r／min，低速（35 km／h）工況下，冷卻系統(tǒng)進(jìn)風(fēng)量增加了 0.575 8 m3／s，即增大了約 35倍，而高 速（120 km／h）工況下，進(jìn)氣量增加 0.354 1 m3／s，即增大了50%，明顯小于低速工況，說明與高速工況相比，低速工況下，風(fēng)扇旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生的抽吸效應(yīng)對氣流的引導(dǎo)效果更為顯著；（3）實(shí)際風(fēng)扇轉(zhuǎn)速匹配時，低速工況下，適當(dāng)提升風(fēng)扇轉(zhuǎn)速，進(jìn)氣流量將有較大提升，高速工況下，由于風(fēng)扇的抽吸效應(yīng)減弱，提升風(fēng)扇轉(zhuǎn)速對增加前艙進(jìn)氣量的效率降低。因此，高速工況下，應(yīng)優(yōu)先選擇其它可行方案來滿足進(jìn)風(fēng)量需求，再考慮增大風(fēng)扇轉(zhuǎn)速來提升進(jìn)風(fēng)量。

3 前端進(jìn)氣模塊的匹配與優(yōu)選

前端進(jìn)氣模塊與冷卻系統(tǒng)匹配優(yōu)化步驟為：（1）確定進(jìn)氣模塊與冷卻系統(tǒng)的匹配空氣流量，風(fēng)扇特性曲線（靜壓 空氣流量曲線）與不同格柵角度下冷卻系統(tǒng)風(fēng)阻特性曲線（空氣流量 流動阻力曲線）匹配時［8］，即可初步確定不同格柵角度與風(fēng)扇轉(zhuǎn)速下，冷卻系統(tǒng)的理論進(jìn)氣量，繼而分析該進(jìn)氣量是否滿足特定工況下，發(fā)動機(jī)的散熱需求；（2）從滿足散熱需求的進(jìn)氣元件參數(shù)組合中，選取最優(yōu)的一組參數(shù)以降低艙內(nèi)的氣動阻力。

3.1 風(fēng)扇氣動性能曲線

風(fēng)扇氣動性能可通過風(fēng)扇性能曲線表示。本文中采用Fluent軟件對風(fēng)扇氣動性能進(jìn)行仿真。采用SIMPLE壓力修正算法求解速度與壓力的耦合［9］。

選取穩(wěn)定工況的數(shù)據(jù)，將仿真與風(fēng)扇性能試驗(yàn)得到的風(fēng)扇靜壓值進(jìn)行對比。在1 500 r／min風(fēng)扇轉(zhuǎn)速下，靜壓的仿真計算值與試驗(yàn)值可較好吻合，平均相對誤差為3.62%，表明該方法可準(zhǔn)確預(yù)測其氣動性能。由此可得不同轉(zhuǎn)速下風(fēng)扇氣動性能曲線，見圖6。

圖6 風(fēng)扇性能曲線

3.2 前端進(jìn)氣模塊的匹配與優(yōu)選

汽車行駛過程中，冷卻系統(tǒng)的氣動阻力等于風(fēng)扇靜壓與行駛風(fēng)壓之和，考慮到某些工況下行駛風(fēng)壓很小，因此可認(rèn)為當(dāng)風(fēng)扇靜壓與冷卻系統(tǒng)阻力相等時，風(fēng)扇達(dá)到穩(wěn)定工作狀態(tài)，此時的空氣流量即為冷卻系統(tǒng)理論進(jìn)氣量［6］。而風(fēng)扇性能曲線與冷卻系統(tǒng)阻力曲線交點(diǎn)的橫坐標(biāo)，即為特定格柵角度與風(fēng)扇轉(zhuǎn)速下冷卻系統(tǒng)理論進(jìn)氣量，如圖7所示。

圖7 風(fēng)扇工作點(diǎn)示意圖

判斷進(jìn)氣模塊與冷卻系統(tǒng)是否匹配的主要依據(jù)是，該格柵角度與風(fēng)扇轉(zhuǎn)速所提供進(jìn)氣量q1是否滿足匹配工況下發(fā)動機(jī)的散熱需求q2：（1）若 q1＜q2，會由于散熱不足而導(dǎo)致發(fā)動機(jī)出現(xiàn)過熱現(xiàn)象；（2）若q1比q2大很多時，則會冷卻過度而降低發(fā)動機(jī)工作性能。因此，綜合考慮，當(dāng) q1＝（1～1.2）q2時，冷卻效果最好［10］。

以降低能耗、提升燃油經(jīng)濟(jì)性為目標(biāo)，對滿足發(fā)動機(jī)散熱需求的進(jìn)氣元件參數(shù)組合（格柵角度與風(fēng)扇轉(zhuǎn)速）進(jìn)行優(yōu)選，其目的是通過綜合分析風(fēng)扇功耗與格柵降阻節(jié)油性能，確定常規(guī)工況下，總體功耗最小的前端進(jìn)氣模塊參數(shù)。

4 匹配實(shí)例分析

4.1 進(jìn)氣元件工作點(diǎn)的確定

本文中基于已有車型對冷卻系統(tǒng)前端進(jìn)氣模塊進(jìn)行匹配，冷卻液循環(huán)系統(tǒng)相關(guān)參數(shù)和空氣側(cè)元件選型均已確定。以NEDC油耗測評工況為例來分析前端進(jìn)氣模塊匹配方法的應(yīng)用。

根據(jù)前面仿真分析確定，該型號進(jìn)氣格柵工位設(shè)置為 0°，10°，20°，30°，40°；相應(yīng)風(fēng)扇轉(zhuǎn)速擋位設(shè)置為 0，1 000，2 000和3 000 r／min。通過測試，獲得風(fēng)扇性能數(shù)據(jù)與不同格柵開口下前艙風(fēng)阻數(shù)據(jù)，并基于滿足散熱需求的匹配準(zhǔn)則，得到風(fēng)扇 格柵 冷卻系統(tǒng)匹配曲線，如圖8所示。相應(yīng)工作點(diǎn)對應(yīng)的理論進(jìn)氣量見表2。

圖8 格柵 風(fēng)扇 冷卻系統(tǒng)理論匹配曲線

表2 進(jìn)氣模塊匹配工作點(diǎn)理論進(jìn)氣量 m3／s

4.2 冷卻系統(tǒng)散熱量的確定

通過發(fā)動機(jī)熱平衡實(shí)驗(yàn)獲取散熱系統(tǒng)需求散熱量，從轉(zhuǎn)速范圍 1 000～5 000 r／min，間隔 1 000 r／min，在不同負(fù)荷率（20%，40%，60%，80%，100%）下進(jìn)行測試，獲取冷卻液帶走的熱量，部分實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)如表3所示。

由于發(fā)動機(jī)散入冷卻液的熱量與轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速均呈線性關(guān)系，因此可利用二元線性回歸方程進(jìn)行擬合，獲取發(fā)動機(jī)散熱量Y與轉(zhuǎn)速X1、轉(zhuǎn)矩X2的回歸模型方程：

經(jīng)計算：（1）擬合相對誤差超過 10%的有12.40%和13.83%，擬合相對誤差平均值為4.23%；（2）對回歸方程進(jìn)行方差分析，檢驗(yàn)值F＝1.7242＞0，回歸判定系數(shù)R2＝95%，表明發(fā)動機(jī)散熱量與轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩顯著相關(guān)，可用該方程預(yù)測冷卻液帶走的熱量。

4.3 冷卻空氣量的確定

4.3.1 確定匹配工況

為便于匹配不同工況下的進(jìn)氣元件參數(shù)，以滿足發(fā)動機(jī)的散熱需求，選擇NEDC工況中的勻速工況 35，50，70，100和 120 km／h作為代表工況，如圖9所示，分別記為工況 1，2，3，4和 5。

表3 發(fā)動機(jī)熱平衡實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)（部分）

圖9 NEDC匹配工況

4.3.2 發(fā)動機(jī)理論散熱量

在整車排放實(shí)驗(yàn)室進(jìn)行整車油耗實(shí)驗(yàn)，通過車載診斷系統(tǒng)（OBD）采集代表工況下發(fā)動機(jī)的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩，將其代入式（1），獲取特定工況下發(fā)動機(jī)散入冷卻液的熱量，結(jié)果見表4第5列。

表4 各代表工況下冷卻空氣實(shí)際需求量

4.3.3 散熱器實(shí)際散熱量

考慮到散熱器使用一段時間后，由于水垢生成、壓力蓋泄漏和氣流分布不均，散熱器散熱性能將降低10%左右，此外，冷凝器前置將使前格柵進(jìn)氣溫度提升10℃左右，因此，考慮冷凝器對散熱器散熱量的影響，一般有 Qr＝（1.05～1.25）QW［10］，其中 Qr為散熱器散熱量，QW為發(fā)動機(jī)散熱量，這里取系數(shù)為1.1，獲得散熱器的散熱量，見表4第6列。

4.3.4 冷卻空氣理論需求量

通過式（2）［12］換算獲取散熱器理論需求的進(jìn)氣量 Va（m3／s）。

式中：QW為冷卻系統(tǒng)散熱量；Δta為冷卻氣流通過散熱器的前后溫差，取 20℃；ρa(bǔ)為空氣密度，取1.01 kg／m3；Cpa為空氣定壓比熱，取 1.047 kJ／（kg·℃）。根據(jù)已知冷卻系統(tǒng)散熱量，由式（2）確定冷卻空氣理論需求量，見表4第7列。

4.3.5 冷卻空氣實(shí)際需求量

從散熱器實(shí)際安裝位置看，由于散熱器前布置有進(jìn)氣格柵與冷凝器，實(shí)際有效進(jìn)風(fēng)面積并不大，而且風(fēng)扇排出氣流受發(fā)動機(jī)前端面與電子元件阻擋，氣動阻力較大，因此冷卻系統(tǒng)實(shí)際有效進(jìn)氣量遠(yuǎn)小于風(fēng)洞實(shí)驗(yàn)所測理論值。在此引入進(jìn)風(fēng)系數(shù)對其進(jìn)行修正，取值0.6，得到NEDC工況下冷卻空氣實(shí)際需求量，見表4第8列。

4.4 進(jìn)氣模塊參數(shù)優(yōu)選

對比表2與表4和圖4中的數(shù)據(jù)，可匹配得到不同工況下滿足冷卻系統(tǒng)散熱需求的進(jìn)氣模塊參數(shù)，見表5。

表5 滿足散熱需求的進(jìn)氣模塊工作點(diǎn)

以節(jié)約能耗、提升整車性能為指標(biāo)，對表5中進(jìn)氣模塊參數(shù)進(jìn)行優(yōu)選。綜上所述，構(gòu)造優(yōu)化準(zhǔn)則如下。

（1）與冷卻風(fēng)扇相比，進(jìn)氣格柵工作能耗要低得多，因此，宜優(yōu)先增大格柵角度以滿足散熱需求，再考慮開啟風(fēng)扇增大進(jìn)氣量。

（2）由于風(fēng)扇消耗功率占發(fā)動機(jī)輸出功率的5%～8%，且風(fēng)扇功耗與氣動噪聲聲壓級均與轉(zhuǎn)速成正比［11］，因此，在滿足散熱需求的前提下，可優(yōu)先匹配轉(zhuǎn)速更低的風(fēng)扇。

（3）由于低速工況下，風(fēng)扇旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生的抽吸效應(yīng)對氣流的引導(dǎo)效果顯著，高速工況下，風(fēng)扇的抽吸效應(yīng)大幅減弱，因此，在低速工況風(fēng)扇轉(zhuǎn)速匹配中，應(yīng)適當(dāng)匹配較大風(fēng)扇轉(zhuǎn)速，以更快提升進(jìn)氣流量。

（4）格柵角度在0°～40°范圍內(nèi)增大時，車速越高，前艙進(jìn)氣流量增長越快，因此，高速工況格柵角度匹配中，可考慮匹配較大格柵角度，以更快提升進(jìn)氣流量。

由于本車型發(fā)動機(jī)工作最佳溫度范圍為85～95℃，因此在確定實(shí)際控制時作如下考慮。

（1）發(fā)動機(jī)出水口溫度高于95℃時，相關(guān)匹配參數(shù)為（40°，3 000 r／min）。

（2）溫度低于85℃時，匹配參數(shù)為（0°，0）。

（3）溫度位于85～95℃時，根據(jù)上述參考指標(biāo)，工況 1下，匹配參數(shù)（10°，1 000 r／min）的格柵角度小于（20°，1 000 r／min），因此前艙阻力更小，具有更好的燃油經(jīng)濟(jì)性。此外，由于工況1條件下，風(fēng)扇關(guān)閉，格柵角度為 10°時所提供的空氣流量為0.257 m3／s，滿足冷卻風(fēng)量需求 0.251 1 m3／s，與風(fēng)扇相比，格柵工作能耗更低，且風(fēng)扇高轉(zhuǎn)速運(yùn)轉(zhuǎn)帶來高能耗、噪聲等一系列問題。相比于參數(shù)（10°，1 000 r／min），（10°，0）在能耗和噪聲方面性能更優(yōu)，所以工況1匹配的進(jìn)氣模塊參數(shù)為（10°，0）。

（4）用相同方法可確定工況2和工況3下，進(jìn)氣模塊的匹配參數(shù)分別為（20°，0）和（30°，0）。

（5）工況4條件下，由圖4可知，100 km／h情況下，開啟格柵所能提供的最大進(jìn)氣量為開口角度40°時，進(jìn)氣量為0.824 1 m3／s，小于工況4的進(jìn)氣量需求0.879 2 m3／s，所以必須開啟風(fēng)扇來提升進(jìn)氣量。參考表2中格柵和冷卻風(fēng)扇各組參數(shù)組合，確定只有（20°，3 000 r／min）和（30°，3 000 r／min）可以滿足冷卻空氣量需求，匹配參數(shù)（20°，3 000 r／min）的格柵角度小于（30°，3 000 r／min），因此前艙阻力更小，具有更好的燃油經(jīng)濟(jì)性。因此工況4的匹配參數(shù)為（20°，3 000 r／min）。

（6）工況 5條件下，只有參數(shù)（40°，3 000 r／min）可滿足其進(jìn)風(fēng)量需求，因此工況5的匹配參數(shù)為（40°，3 000 r／min）。各工況的進(jìn)氣模塊對應(yīng)匹配參數(shù)見表6。

表6 不同工況下進(jìn)氣模塊優(yōu)化匹配參數(shù)

5 實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證

本文中均在數(shù)值計算符合實(shí)際情況下，完成后續(xù)的匹配設(shè)計。為驗(yàn)證在實(shí)際使用情況下進(jìn)氣模塊匹配結(jié)果的可行性，進(jìn)行整車測試，如圖10所示。

圖10 實(shí)車模擬實(shí)驗(yàn)與前艙溫度傳感器的布置

參數(shù)優(yōu)化匹配的最初目的是讓整車動力系統(tǒng)工作在最佳溫度范圍內(nèi)，因此測試圍繞發(fā)動機(jī)溫度展開。進(jìn)氣模塊應(yīng)滿足極限工況（模擬爬坡與高速工況）下的整車熱管理性能指標(biāo)，并提升典型NEDC工況下的燃油經(jīng)濟(jì)性。進(jìn)氣模塊耦合匹配后與原始工作狀態(tài)下的熱性能實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)對比見表7。

表7 優(yōu)化匹配前后各工況溫度參數(shù)

由表7可見，優(yōu)化匹配進(jìn)氣模塊后，整車處于熱平衡狀態(tài)時，與原車相比，在模擬爬坡與高速工況下，發(fā)動機(jī)進(jìn)出水口溫度明顯下降，冷卻常數(shù)液氣溫差也下降明顯，因此，可認(rèn)為進(jìn)氣模塊優(yōu)化匹配提升了散熱效率，提升了散熱能力。

燃油經(jīng)濟(jì)性實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)對比見表8，進(jìn)氣模塊工作參數(shù)優(yōu)化匹配后，由于前艙阻力降低，燃油經(jīng)濟(jì)性顯著提升，NEDC工況下，100 km綜合油耗降低0.166 L。

表8 優(yōu)化匹配前后綜合油耗對比

6 結(jié)論

通過數(shù)值模擬，分析格柵和風(fēng)扇工作參數(shù)對前艙氣動阻力與進(jìn)氣量的影響，根據(jù)前艙進(jìn)氣模塊的匹配分析可得如下結(jié)論。

（1）前艙氣動阻力隨著進(jìn)氣量的增大而增大，且在格柵角度為0°～40°范圍內(nèi)，變化最明顯。因此，在保證散熱性能的前提下，合理控制進(jìn)氣量是減小前艙內(nèi)流阻力的重要手段。

（2）車速一定時，冷卻系統(tǒng)進(jìn)氣量隨著格柵角度的增加而增加，在40°附近達(dá)到最大值，且高速工況下，格柵角度對進(jìn)氣量影響更為顯著。因此，高速工況下，可匹配較大格柵角度以提升進(jìn)風(fēng)量?？紤]格柵的工作效率與使用壽命，將格柵實(shí)際工作范圍縮小為 0°～40°。

（3）冷卻系統(tǒng)進(jìn)風(fēng)量隨著車速與風(fēng)扇轉(zhuǎn)速的增加而增加，低速工況下，風(fēng)扇轉(zhuǎn)速對進(jìn)風(fēng)量的影響遠(yuǎn)大于高速工況。因此，低速工況下，可考慮匹配較高轉(zhuǎn)速的風(fēng)扇，以提升進(jìn)風(fēng)量。

（4）基于滿足散熱需求的匹配準(zhǔn)則與冷卻風(fēng)扇匹配基本原理，對前艙進(jìn)氣模塊進(jìn)行匹配，參考上述準(zhǔn)則對匹配參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化。通過整車實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證了該匹配方法的可行性，可為大多數(shù)車輛前端進(jìn)氣模塊匹配提供參考。

因此，為冷卻系統(tǒng)匹配格柵與風(fēng)扇工作參數(shù)時，須綜合考慮系統(tǒng)散熱需求、風(fēng)扇功耗與格柵降阻節(jié)油性能，進(jìn)行選擇或控制。