覃紫瑩,廖抒華,陸潤明,李云,龍祖榮

(1.廣西科技大學，廣西柳州 545006;2.廣西工業(yè)學院，廣西貴港 537100;3.東風柳州汽車有限公司，廣西柳州 545005)

0 引言

發(fā)動機作為汽車上重要的核心系統(tǒng)，對機艙的散熱性能和冷卻系統(tǒng)開發(fā)設計是整車中極為重要的內容。隨著可變氣門、渦輪增壓、智能感應等新技術在發(fā)動機上的應用，發(fā)動機艙設計越來越復雜，同時也增大艙內冷卻空氣流通阻力，因此需要對發(fā)動機艙的熱量進行有效管理，避免熱量積累對熱敏部件造成熱傷害。目前，對機艙熱管理分析的手段主要分為兩種：一種是實車試驗，另一種是仿真試驗[1]。在新車型開發(fā)階段，機艙熱管理分析的主要手段是仿真試驗，這種方法最主要的優(yōu)點是效率高、成本低，對艙熱敏部件熱害原因分析比較直接客觀[2]。

已有較多的企業(yè)和高校采用Flowmaster、KULI、GT-Power、STAR-CCM+等一維和三維軟件進行熱管理分析。奇瑞汽車的劉國慶等[3]利用三維CFD分析軟件結合試驗求解前艙內流場的分布和溫度超標部件表面溫度，并解決了發(fā)動機前艙溫度過高的問題；梁小波等[4]運用一維/三維聯合仿真分析某款轎車的冷卻系統(tǒng)，并證明一維/三維聯合仿真在汽車熱管理分析中的可靠性；KUMAR等[5]結合三維CFD和流程網格的方法，用于艙內空氣流動和熱分析，驗證了CFD和流程網格模型的精度，提高計算效率；武漢科技大學的郭健忠教授等[6]分別應用三維、一維和一維三維聯合仿真工具對某商用車發(fā)動機流場特性和冷卻系統(tǒng)進行研究并提出改進措施，降低了發(fā)動機的出水溫度。

本文作者以某SUV車型為研究對象，分別在三維和一維分析軟件中建立三維整車熱管理模型和一維冷卻模型，利用一維與三維聯合仿真的分析方法對中低速爬坡工況下發(fā)動機冷卻性能進行仿真分析，并在此基礎上對發(fā)動機水溫偏高的情況提出優(yōu)化改進方案，使冷卻性能滿足設計要求，通過與后續(xù)樣車整車熱平衡試驗對比驗證仿真的可靠性。

1 建立仿真模型

1.1 三維仿真模型

模型的處理直接影響機艙內的流場分布和溫度場分布，甚至影響仿真的計算結果，因此對初始模型進行前處理非常關鍵。對整車及艙內零部件進行處理，保留對發(fā)動機艙散熱性能影響較大的幾何特征，如圖1所示。

圖1 整車幾何模型

1.2 仿真條件

邊界條件設置的準確性會影響計算精度，對于機艙熱管理仿真分析，計算域物理屬性設置包括流體域和固體域的設置，具體物理模型見表1。初始條件根據不同計算工況設置相應的速度，在分析中，車體實際沒有運動，而是前方來流吹到車身表面，因此需對進出口進行物理參數設置，對風洞速度進口，設置分析工況對應的速度幅值和環(huán)境溫度，地面設置為相對無滑移條件，同時對不同的計算域之間設置交界面用于數據的傳輸。

表1 物理模型

為了節(jié)約計算資源提高計算效率，冷凝器、中冷器、散熱器使用多孔介質模型代替，多孔介質模型參數由各元件通過風洞試驗獲得，在多孔介質模型中，黏性阻力系數和慣性阻力系數為多孔介質特性的兩個重要特性參數，根據達西公式的推算[6]，其形式為:

Δp/Δx=av+bv2

(1)

式中：Δp為壓降；Δx為換熱器芯子厚度；v為迎風速度；a、b為常數。

對試驗中通過各換熱器的氣流速度和前后壓損采用最小二乘算法進行擬合，即得黏性阻力系數和慣性阻力系數見表2。

表2 各換熱器相關參數

冷卻風扇模型采用風扇動力源模型，通過擬合冷卻風扇靜壓與風量獲得性能曲線作為邊界條件，圖2為擬合的風扇特性曲線。

圖2 風扇性能曲線

1.3 一維冷卻系統(tǒng)模型

冷卻系統(tǒng)的布置主要考慮兩個方面，即空氣流通系統(tǒng)和冷卻液循環(huán)系統(tǒng)，其中散熱器是兩個系統(tǒng)的核心部分，圖3是根據冷卻系統(tǒng)零部件的位置結合三維幾何模型判斷搭建的一維冷卻系統(tǒng)模型。

圖3 一維冷卻系統(tǒng)模型

在一維熱管理中需要輸入換熱器(冷凝器、中冷器和散熱器等)幾何參數、性能參數，通風量由三維仿真計算獲取，各換熱器在系統(tǒng)中的參數輸入基本類似。散熱器中流動、換熱性能參數由風洞試驗或數值仿真獲得[7]，散熱器的流動壓力損失可由經驗公式計算

(2)

式中：p為節(jié)點處壓力；K為進口壓力損失系數；m為節(jié)點2處的質量流量；A為元件橫截面積；ρ為流體密度；

由于各換熱器的布置和相對位置的差異性，換熱器間存在遮擋疊加等情況，氣流在流經不同元件時氣體流量并不相等，因此針對這種情況使用Flowmaster提供的空氣側準三維模擬，如圖4所示為根據三維機艙內冷卻系統(tǒng)的布置建立的準三維空氣側模型，冷卻凝器前的壓力源項模擬冷卻空氣模塊的空氣側進風量，散熱器后的壓力源為空氣側出口邊界，進氣量、漏氣量由整車三維模擬計算得出。

圖4 準三維空氣側模型

2 仿真工況參數

中低速爬坡是仿真工況中比較典型的惡劣工況，也是研發(fā)階段重點考察的工況之一，計算中采用的數據均由臺架試驗獲取，發(fā)動機功率、轉速、扭矩及水泵轉速等均為該工況下對應數值，具體參數見表3。

表3 仿真工況參數

3 仿真計算與結果分析

3.1 三維流場分析

通過對三維機艙進行流場計算分析，可獲得機艙內流場分布情況，如是否產生回流、泄漏、流動死區(qū)等不合理氣流組織，從而直觀判斷機艙內氣流分布的合理性，進而分析當前冷卻系統(tǒng)是否滿足車輛冷卻性能要求。

圖5為中低速爬坡工況下機艙對稱面速度分布圖，從圖中可看出前端進氣通道處存在明顯的渦流，進氣流速低，包括機艙后部的氣流也整體流速較低。

圖5 高速工況下機艙對稱面速度分布圖

3.2 一維與三維聯合仿真與結果分析

在進行一維仿真計算時，需要輸入仿真工況下冷凝器、中冷器和散熱器的散熱量，作為計算初始條件。如散熱器散熱量，根據散熱器的散熱性能曲線，結合三維CFD計算時獲得的散熱器風速在散熱性能曲線中進行插值，即可獲得對應工況下散熱器的散熱量。

冷凝器前的壓力源項需要獲取氣流通過格柵前后產生的壓力損失系數cp作為輸入條件，計算壓力損失系數前先得到格柵前后的壓差，該值由前期三維冷流場計算在格柵前后設置壓力監(jiān)測面獲取，最后結合公式(3)進行計算；散熱器后方的壓力源項為機艙后部壓力。

(3)

式中：Δp為格柵前后壓差；cp為壓力損失系數；ρ為冷卻空氣密度；v為車速。

在進行聯合仿真時，仿真工況應與三維仿真工況一致，環(huán)境溫度為43 ℃，系統(tǒng)中的冷卻液采用50%純水和50%乙二醇混合液，在風扇后設置離散損耗元件，用于表示在風扇處產生的損耗。結合現有仿真數據條件，采用指定離散損耗元件的損耗系數K值，使一維仿真過程散熱器、中冷器和冷凝器的出口流量值與三維仿真過程散熱器、中冷器和冷凝器的出口流量一致，輸出發(fā)動機的出水溫度，表4為當前工況和輸入下計算得到發(fā)動機平衡水溫。

表4 發(fā)動機平衡水溫

從表中可以看出在該工況下發(fā)動機平衡水溫并不滿足冷卻性能要求，結合機艙流場進行綜合分析，得出其主要原因是機艙進氣量不足所致。

3.3 優(yōu)化改進方案

針對發(fā)動機水溫偏高的問題，提出優(yōu)化方案：(1)調整格柵開口比，提高進氣量，適當的格柵開口比，有利于提高格柵總進氣量；(2)增加前端導風板，使進風口引入的冷卻風盡可能地通過熱交換器，從而提高通風效率。

(1)調整格柵開口比

對目前的格柵開口比進行調整，增加發(fā)動機艙的進氣量。格柵開口比為格柵開口投影到散熱器的面積與散熱器的實際面積的比值，一般要求格柵開口比在20%～25%之間，目前格柵開口比在18.5%，還可適當提高格柵開口比，如圖6所示。

圖6 格柵與散熱器位置

由圖6可看出將散熱器往下調整部分距離，可使格柵投影到散熱器的面積增大。經計算，調整后格柵開口投影到散熱器的面積為0.077 m2，散熱器正投影面積為0.378 m2，經過計算可得格柵開口比為20.3%，滿足工程要求。

(2)增加前端導風板

從提高散熱器散熱性能方面看，要求從正視圖上看進風開口應盡量位于熱交換器芯體范圍之內。若超過熱交換器芯體之外，為提高導風板的導風效果和換熱器進氣量，則應調整導風板的導風角度和換熱器前端密封性。

為引導從格柵進入的氣流盡可能流暢地通過冷卻模塊，減少氣流損失，提高冷卻模塊的進氣量，文中在原模型基礎上對前端導風板進行優(yōu)化改進：在冷卻模塊前端增加上下方導風板，如圖7所示。

圖7 模型優(yōu)化前后對比

對結構改進后的模型重新進行計算，由表5可知，改進后前端冷卻模塊的進氣量有所提高。

表5 結構優(yōu)化前后的冷卻模塊風量 kg/s

對比優(yōu)化前后流場變化情況，對稱截面速度矢量圖如圖8所示。

圖8 優(yōu)化前后對稱截面速度矢量圖

從圖8(a)中的圓圈中可以看出，原始方案中前端進氣通道處存在明顯的流動死區(qū)和渦流，進氣流速低，還有部分回流，包括機艙后部的氣流也整體流速較低。增加上下導風板之后明顯改善原始方案氣流組織的流動狀態(tài)，前端進氣通道處無明顯渦流和氣流死水區(qū)、回流等，整體比較平順，前端和后艙部分氣流速度明顯增大，且在表中也可看出散熱器進風量提高0.147 kg/s，冷凝器進風量提高0.155 kg/s，中冷器進風量提高0.103 kg/s。

表6 優(yōu)化前后發(fā)動機水溫對比

從表中可以看出，優(yōu)化后發(fā)動機水溫下降了8 ℃，滿足冷卻性能設計要求。

4 實驗驗證

為驗證優(yōu)化方案的實際效果，在整車熱平衡測試階段，通過傳感器對動機水溫進行測試，傳感器在樣車上的測點安裝位置如圖9所示，實車工況為環(huán)境溫度43 ℃，整車滿載狀態(tài)。

圖9 測點安裝位置

圖10 發(fā)動機水溫

從圖10可以看出，改進后發(fā)動機平衡水溫為106.5 ℃，基本達到穩(wěn)定平衡狀態(tài)，也證明優(yōu)化改進方案有效。實測結果與仿真結果存在一定誤差，這主要是由于在實際車輛運行中冷卻模塊的速度并不是均勻的，在仿真過程中對風量風速的輸入采用平均值，因此會導致一定的誤差，但誤差在2%以內，一定程度上證明仿真結果的準確性，改進方案有效。

5 結論

文中通過一維與三維聯合仿真對某SUV車型中低速爬坡工況下的發(fā)動機艙內流場和冷卻性能分析，針對該工況下出現的發(fā)動機水溫偏高問題提出改進優(yōu)化方案，并有效提高前端冷卻模塊的進氣量和使氣流組織流動更平順、合理。

(1)通過三維流場分析可知冷卻模塊前進氣通道，氣流存在明顯渦流和流動死區(qū)造成冷卻模塊進氣量不足，機艙內整體氣流流速較低；聯合仿真結果也表明在該工況下發(fā)動機水溫偏高，不滿足對冷卻性能設計要求。

(2)針對發(fā)動機水溫偏高問題，提出提高格柵開口比和增加前端導風板的優(yōu)化方案。結果表明，優(yōu)化后冷卻模塊進氣量增大，整體機艙氣流更平順，流速也有所提高，發(fā)動機水溫下降了8 ℃，滿足設計要求。

(3)通過與后期整車熱平衡試驗對比，驗證改進方案的有效性，仿真手段具有一定準確性，為早期汽車研發(fā)階段機艙熱管理分析提供一定參考。