唐榮江 左迎香 李申芳 陸增俊 許恩永 畢道坤
1.桂林電子科技大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院,桂林,5410042.東風(fēng)柳州汽車有限公司商用車技術(shù)中心,柳州,545005
重型商用車國六燃?xì)鈾C(jī)排放標(biāo)準(zhǔn)和客戶對寬敞駕乘空間的需求增加了冷卻系統(tǒng)設(shè)計(jì)的難度。動力艙冷卻系統(tǒng)的散熱器、風(fēng)扇、護(hù)風(fēng)罩對氣流的流通阻力有重要影響,高氣流阻力會降低冷卻系統(tǒng)的散熱效率,進(jìn)而引起嚴(yán)重的駕乘熱舒適問題[1-2]。動力艙底部就是地面,不合理的冷卻流場還會引起揚(yáng)塵污染等環(huán)境問題[3-4]。因此,研究動力艙內(nèi)的冷卻流場特性以減少揚(yáng)塵及提高熱舒適性十分必要。
文獻(xiàn)[5-6]通過建立耦合數(shù)值仿真模型分析了機(jī)艙內(nèi)熱流場的分布特性。文獻(xiàn)[7]設(shè)計(jì)了矩陣型式的冷卻風(fēng)扇,提出差速控制策略以優(yōu)化車輛冷卻前端換熱。文獻(xiàn)[8]研究了汽車下護(hù)板對動力艙冷卻流場的影響。此外,針對動力艙的散熱量激增問題,通常采用強(qiáng)化冷卻系統(tǒng)的方式來帶走多余的熱量[9-11],這不僅增加較多的零部件和設(shè)計(jì)成本,同時還無法滿足日趨復(fù)雜的機(jī)艙設(shè)計(jì)需求,不利于提高產(chǎn)品競爭力,現(xiàn)有國內(nèi)外商用車動力艙流場的研究目標(biāo)單一,商用車動力艙流場特性分析的周期較長,采用傳統(tǒng)的多因素多水平分析方法找出影響最大的因素及其敏感性會使計(jì)算成本急劇增加,這是很難接受的。
本文對商用車動力艙的流場特性及優(yōu)化進(jìn)行研究,提出了基于CFD數(shù)值仿真+疊加優(yōu)化的動力艙流場調(diào)控及多目標(biāo)優(yōu)化方法,根據(jù)主要影響因素、設(shè)計(jì)余量及優(yōu)化方向,對各個因素進(jìn)行疊加優(yōu)化設(shè)計(jì),通過對動力艙流場的調(diào)控設(shè)計(jì)來改善動力艙的散熱、揚(yáng)塵特性,并提高駕駛室的熱舒性。
圖1所示是發(fā)動機(jī)匹配試驗(yàn)結(jié)果。環(huán)境溫度29.5 ℃,發(fā)動機(jī)出水溫度102.6 ℃,冷卻K值達(dá)73.1 ℃,遠(yuǎn)高于發(fā)動機(jī)匹配要求的61 ℃,動力艙內(nèi)流場散熱效率不高。
圖1 發(fā)動機(jī)匹配試驗(yàn)Fig.1 Engine matching test
圖2所示為原車定置揚(yáng)塵測試場景,可知動力艙內(nèi)冷卻氣流吹向地面使得揚(yáng)塵現(xiàn)象嚴(yán)重。
圖2 原車定置揚(yáng)塵試驗(yàn)Fig.2 Dust test of the original vehicle in a fixed position
在空調(diào)吹面模式下,駕駛室地板溫度測試如圖3所示。由測試結(jié)果可知駕駛室地板平均溫度達(dá)到42.9 ℃,在駕駛艙內(nèi)能明顯感覺到熱空氣上浮,換擋區(qū)域局部高達(dá)53.5 ℃,駕乘熱舒適性差。
(a) 主駕區(qū)域 (b) 換擋區(qū)域 (c) 副駕區(qū)域圖3 駕駛室地板溫度測試Fig.3 Temperature test of cab floor
采用與原車比例為1∶1的幾何模型對動力艙流場進(jìn)行仿真分析,模型中去除對結(jié)果影響不大的后視鏡、遮陽罩及導(dǎo)流罩等駕駛室外飾件,整體基本保持了外部形狀與布置的完整性。模型中的y=0截面定義在風(fēng)扇軸心上。動力艙冷卻氣流從前格柵進(jìn)入動力艙,流經(jīng)散熱器、護(hù)風(fēng)罩、風(fēng)扇,最終流向發(fā)動機(jī)。整車的幾何模型和氣流流向如圖4所示。
(a) 簡化后三維模型
外流場長度為模型長度的10倍(進(jìn)口3倍,出口7倍),左右寬度各為模型寬度的4倍,高度為模型高度的4倍;整體采用六面體網(wǎng)格劃分,邊界層3層,并分4層進(jìn)行局部加密細(xì)化,模型的體網(wǎng)格總量為3980萬個,計(jì)算域模型如圖5所示。
圖5 計(jì)算域模型Fig.5 Computational domain model
重型商用車的車速遠(yuǎn)低于聲速,三維流場可等效為不可壓縮性流場[12]。車輛行駛中易引起周圍的氣流分離,因此仿真模型按湍流處理,其基本控制方程如下[13]:
連續(xù)性方程為
(1)
運(yùn)動方程為
(2)
式中,ui、uj為速度分量;xi、xj為坐標(biāo)分量;p為微單元上的壓力;ρ為密度;μeff為湍流有效黏性系數(shù)。
為求解上述方程,需要引入相應(yīng)的湍流模型方程進(jìn)行聯(lián)合求解計(jì)算。為了兼顧精確性和計(jì)算效率,本文湍流模型采用k-ε模型,該模型引入了關(guān)于湍流動能k和湍流動能耗散率ε的方程[14]。
湍流動能k方程為
(3)
湍流動能耗散率ε方程為
(4)
μt=ρCμk2/ε
式中,Pij為剪應(yīng)力項(xiàng);μt為湍流黏度;μ為流體動力黏度;Cμ=0.09,C1ε=1.44,C2ε=1.92;σk=0.82,σε=1.0。
仿真分兩步進(jìn)行:先進(jìn)行穩(wěn)態(tài)的冷卻計(jì)算,然后在此基礎(chǔ)進(jìn)行瞬態(tài)的揚(yáng)塵仿真。
進(jìn)行揚(yáng)塵多相流仿真前需要對顆粒物作如下假設(shè):①所有揚(yáng)塵顆粒是均質(zhì)的球形;②顆粒相的體積比率小,不考慮顆粒物間的碰撞。揚(yáng)塵多相流仿真可以采用離散相模型(discrete phase model,DPM)方法來描述和追蹤顆粒在商用車外流場中的運(yùn)動,其中離散的顆粒物通常采用拉格朗日方法描述其運(yùn)動軌跡。根據(jù)揚(yáng)塵顆粒的外力平衡方程得到預(yù)測揚(yáng)塵顆粒的運(yùn)動軌跡的方程[15]:
(5)
(6)
在保證計(jì)算精度和效率的情況下,將風(fēng)扇簡化為使用多重參考系(MRF)模型,散熱器簡化為多孔介質(zhì)區(qū)域并添加熱源項(xiàng)。模型的穩(wěn)態(tài)邊界條件如表1所示。
表1 邊界條件參數(shù)
發(fā)動機(jī)及排氣系統(tǒng)為高溫輻射熱源,高溫?zé)嵩摧椛淠P瓦x用表面輻射(S2S),各高溫?zé)嵩幢砻鏈囟葹閷?shí)測試驗(yàn)數(shù)據(jù),環(huán)境溫度模擬極限使用溫度45 ℃,詳細(xì)參數(shù)如表2所示。
表2 高溫?zé)嵩催吔鐓?shù)設(shè)置
瞬態(tài)計(jì)算以穩(wěn)態(tài)計(jì)算結(jié)果為初始值,為加快計(jì)算,瞬態(tài)計(jì)算開始前需關(guān)閉表面輻射(S2S)求解模型,揚(yáng)塵離散項(xiàng)模型采用拉格朗日多相流進(jìn)行運(yùn)動軌跡預(yù)測,所有顆粒看作是相同密度的球體。研究表明道路揚(yáng)塵顆粒物直徑分布在6.48~220.46 μm之間[16],因此顆粒物直徑設(shè)置在10~200 μm之間,采用點(diǎn)噴射器的形式,顆粒噴射初速度根據(jù)分析規(guī)范確定。噴口位置如圖6所示,揚(yáng)塵瞬態(tài)仿真邊界條件如表3所示。
圖6 揚(yáng)塵噴射點(diǎn)Fig.6 Dust emission point
表3 拉格朗日項(xiàng)參數(shù)設(shè)置
從原車測試結(jié)果可知,商用車存在揚(yáng)塵、動力艙散熱性差的問題。依據(jù)表1~表3定義模型的穩(wěn)態(tài)、瞬態(tài)、溫度場和揚(yáng)塵邊界條件,后處理中提取揚(yáng)塵顆粒數(shù)、流場和揚(yáng)塵狀態(tài)圖。原車性能仿真與測試結(jié)果對比如表4所示,可以看出散熱器入口測試風(fēng)速為5.7 m/s,仿真與試驗(yàn)結(jié)果的誤差為3.5%;進(jìn)風(fēng)溫升測試結(jié)果為24.1 ℃,仿真與實(shí)測結(jié)果的誤差為5.4%;K值和中冷后溫升的仿真與測試結(jié)果誤差在3%以內(nèi)。各參數(shù)的分析誤差在可接受范圍內(nèi),表明本文建立的分析模型和分析方法是有效的。
表4 原車仿真與實(shí)測結(jié)果對比
圖7為動力艙內(nèi)的氣流流線圖,可以看出,風(fēng)扇吹出氣流向兩側(cè)擴(kuò)散,動力艙中間只有極少氣流流過。由動力艙y=0截面的速度云圖(圖8)可以看出,空氣經(jīng)過風(fēng)扇后沿著徑向擴(kuò)散,風(fēng)扇上部氣流回流至前端,導(dǎo)致進(jìn)風(fēng)溫升高達(dá)22.8 ℃。由于艙內(nèi)產(chǎn)生的熱量無法散出去,引發(fā)機(jī)艙及駕駛室地板溫度上升,致使駕駛室的熱舒適性惡化。風(fēng)扇底部氣流直接吹地面引起揚(yáng)塵現(xiàn)象。
圖7 原車動力艙氣流流線圖Fig.7 Airflow diagram of the original power compartment
圖8 y=0截面速度云圖Fig.8 Cross-sectional velocity cloud map of y=0
圖9是揚(yáng)塵顆粒擴(kuò)散圖,可以看出,仿真顆粒物位于車輛右側(cè)及后側(cè)。對動力艙冷卻系統(tǒng)的進(jìn)風(fēng)阻力進(jìn)行分析,圖10是原車?yán)鋮s系統(tǒng)阻力和風(fēng)扇性能曲線圖,可以看出,冷卻系統(tǒng)阻力與風(fēng)扇扭矩點(diǎn)的匹配值為835 Pa,高氣流阻力導(dǎo)致散熱器入口風(fēng)速過小,即進(jìn)風(fēng)量過小。
圖9 揚(yáng)塵顆粒擴(kuò)散圖Fig.9 Diffusion of dust particles
圖10 原車?yán)鋮s系統(tǒng)阻力與風(fēng)扇性能曲線Fig.10 Resistance and fan performance of the original cooling system
動力艙冷卻流場阻力過高以及氣流徑向擴(kuò)散產(chǎn)生的不合理流場導(dǎo)致了冷卻系統(tǒng)散熱差、揚(yáng)塵及駕乘熱舒適性差等問題。減小冷卻系統(tǒng)阻力有利于增大進(jìn)風(fēng)量,使冷卻風(fēng)扇出風(fēng)更集中,氣流回流位置向冷卻部件移動而抑制風(fēng)扇出風(fēng)的徑向擴(kuò)散[17]。綜合分析,減小氣流阻力、增大進(jìn)風(fēng)量是解決各項(xiàng)性能問題的關(guān)鍵。
冷卻系統(tǒng)的散熱器、冷卻風(fēng)扇、護(hù)風(fēng)罩是影響動力艙冷卻系統(tǒng)氣流阻力的三大部件,對其進(jìn)行匹配設(shè)計(jì)是提高散熱性能、降低揚(yáng)塵和改善熱舒適性的關(guān)鍵[18]。采用CFD數(shù)值仿真+疊加優(yōu)化的方法對動力艙流場進(jìn)行調(diào)控優(yōu)化,以改善動力艙的性能,方案如表5所示。
表5 動力艙流場調(diào)控方案
散熱器水箱芯和中冷芯是主要的進(jìn)風(fēng)阻力部件,首先對其進(jìn)行優(yōu)化以增大進(jìn)風(fēng)量,改善動力艙的流場特性。結(jié)合現(xiàn)有產(chǎn)品,將散熱器的水箱芯厚度由原車的85 mm減小為52 mm。中冷溫升和中冷壓降是中冷芯的主要評價指標(biāo),考慮到原車中冷壓降余量較大,將中冷芯高度由原車的750 mm縮短至450 mm。散熱器優(yōu)化如圖11所示。
(a) 原車?yán)鋮s系統(tǒng) (b) 優(yōu)化散熱器后圖11 散熱器優(yōu)化前后結(jié)構(gòu)對比Fig.11 Structural comparison before and after radiator optimization
表6所示是動力艙流場調(diào)控方案1的仿真結(jié)果,可以看出優(yōu)化散熱器后的動力艙進(jìn)風(fēng)量增大20%。優(yōu)化中冷芯和水箱后的進(jìn)風(fēng)溫升由22.8 ℃降低至15.3 ℃,熱風(fēng)回流的溫度降低了7.5 ℃。進(jìn)風(fēng)溫升的改善彌補(bǔ)了中冷芯高度減小導(dǎo)致的散熱能力下降問題,因此散熱器性能總體降低不大。揚(yáng)塵顆粒數(shù)同比降低65.6%,流場調(diào)控優(yōu)化效果明顯。冷卻K值降為69.3 ℃,但仍高于發(fā)動機(jī)匹配要求的61 ℃。后續(xù)的流場調(diào)控優(yōu)化方案中將對散熱性能指標(biāo)做進(jìn)一步優(yōu)化。
表6 方案1動力艙流場特性結(jié)果
圖12是優(yōu)化散熱器后的速度云圖,可以看出,風(fēng)扇上部的熱風(fēng)回流減弱,表明方案1的流場調(diào)控優(yōu)化是有效的。流場調(diào)控優(yōu)化后進(jìn)風(fēng)量增加,風(fēng)扇底部氣流向后流動,避免了直接向下吹起揚(yáng)塵顆粒,優(yōu)化散熱器后的揚(yáng)塵擴(kuò)散如圖13所示。與圖9原車揚(yáng)塵擴(kuò)散狀態(tài)相比,優(yōu)化散熱器后車輛右側(cè)及后側(cè)的揚(yáng)塵顆粒明顯減少,仿真揚(yáng)塵顆粒數(shù)從3.84×1010降至1.32×1010。方案1的動力艙流場調(diào)控措施改善了動力艙的流場特性。
圖12 優(yōu)化散熱器后速度云圖Fig.12 Velocity cloud map after radiator optimization
圖13 優(yōu)化散熱器后揚(yáng)塵擴(kuò)散圖Fig.13 Dust diffusion diagram after radiator optimization
冷卻風(fēng)扇是影響動力艙進(jìn)風(fēng)量的主要部件。根據(jù)原車?yán)鋮s系統(tǒng)阻力與風(fēng)扇性能曲線結(jié)果(圖10)可以知道風(fēng)扇扭矩點(diǎn)匹配值過高,風(fēng)扇全速運(yùn)轉(zhuǎn)下的送風(fēng)效率仍不高。在方案1的基礎(chǔ)之上,方案2中疊加對冷卻風(fēng)扇的優(yōu)化設(shè)計(jì),進(jìn)一步提高動力艙流場調(diào)控效果??紤]布置的通用性,風(fēng)扇直徑仍選擇為750 mm。設(shè)計(jì)了兩種冷卻風(fēng)扇方案,如圖14所示。風(fēng)扇1中增加風(fēng)扇外導(dǎo)風(fēng)環(huán),其他條件與原車一致;風(fēng)扇2中減少扇葉數(shù),增加扇葉的投影寬度。
(a) 原車風(fēng)扇 (b) 風(fēng)扇1 (c) 風(fēng)扇2圖14 不同風(fēng)扇結(jié)構(gòu)示意圖Fig.14 Schematic diagrams of different fan schemes
表7所示是不同冷卻風(fēng)扇的仿真結(jié)果,可以看出風(fēng)扇1中增加扇葉導(dǎo)風(fēng)環(huán)對風(fēng)扇出風(fēng)量影響較小,風(fēng)扇2葉片投影寬度更寬,送風(fēng)能力更強(qiáng)。與方案1相比,風(fēng)扇2的風(fēng)量增加了19.7%,進(jìn)風(fēng)溫升降低7.2 ℃。此外,冷卻K值和中冷后溫升分別為59.4 ℃和20.4 ℃,均已滿足商用車的匹配要求。相比于原車的冷卻風(fēng)扇,風(fēng)扇2的風(fēng)扇效率得到極大提高(優(yōu)化后的散熱器入口風(fēng)速增大),相同送風(fēng)量下優(yōu)化后的風(fēng)扇轉(zhuǎn)速更低,能耗更小。
表7 不同風(fēng)扇仿真結(jié)果對比
圖15是風(fēng)扇2的流場速度云圖。采用方案2對動力艙流場進(jìn)行調(diào)控后,冷卻風(fēng)扇的進(jìn)風(fēng)量增大,風(fēng)扇上部和底部的氣流整體向后收攏并貼合發(fā)動機(jī)流動,風(fēng)扇上部只有少量熱風(fēng)回流。在風(fēng)扇底部,更多氣流向后流動,優(yōu)化風(fēng)扇后揚(yáng)塵的擴(kuò)散形態(tài)如圖16所示。流場經(jīng)方案2調(diào)控優(yōu)化后,揚(yáng)塵擴(kuò)散范圍進(jìn)一步減小,顆粒數(shù)降至0.98×1010。揚(yáng)塵現(xiàn)象得到進(jìn)一步抑制。
圖15 風(fēng)扇2 y=0截面速度云圖Fig.15 Velocity cloud map of section y=0 of fan scheme 2
圖16 風(fēng)扇2揚(yáng)塵擴(kuò)散圖Fig.16 Dust diffusion diagram of fan scheme 2
采用方案2后,動力艙的進(jìn)風(fēng)量相比原車增加了43.6%,熱風(fēng)回流基本消失,冷卻K值和中冷后溫升已滿足要求,揚(yáng)塵顆粒相比原車降低了74.5%,經(jīng)過對散熱器和冷卻風(fēng)扇的疊加優(yōu)化后,動力艙流場調(diào)控優(yōu)化效果已經(jīng)基本滿足要求。
護(hù)風(fēng)罩是散熱器與冷卻風(fēng)扇的過渡連接通道,對冷卻系統(tǒng)的進(jìn)風(fēng)效率有重要影響。方案3在方案2基礎(chǔ)之上疊加護(hù)風(fēng)罩的優(yōu)化設(shè)計(jì),進(jìn)一步提高動力艙的流場調(diào)控優(yōu)化效果。圖17a是原車的護(hù)風(fēng)罩結(jié)構(gòu)示意圖,可以看到風(fēng)扇后端面距離護(hù)風(fēng)罩過渡段長達(dá)74 mm。圖17b是護(hù)風(fēng)罩y=0截面壓力云圖,在護(hù)風(fēng)罩底部的低壓區(qū)增大了冷卻系統(tǒng)的進(jìn)風(fēng)阻力[19]。
(a) 原車護(hù)風(fēng)罩 (b) y=0截面壓力云圖圖17 原車護(hù)風(fēng)罩結(jié)構(gòu)與y=0壓力云圖Fig.17 The original vehicle air guide hood and pressure cloud map of section y=0
為了減小護(hù)風(fēng)罩的進(jìn)風(fēng)阻力,使氣流更平穩(wěn)通過護(hù)風(fēng)罩過渡段,將護(hù)風(fēng)罩過渡段距離由74 mm縮短為8 mm,圓角增大至70 mm,如圖18所示。由圖18b的壓力云圖可以看出,優(yōu)化后通過風(fēng)扇的氣流更平穩(wěn),底部負(fù)壓區(qū)完全消失。
(a) 優(yōu)化后護(hù)風(fēng)罩 (b) y=0截面壓力云圖圖18 優(yōu)化后護(hù)風(fēng)罩結(jié)構(gòu)與y=0壓力云圖Fig.18 The air guide hood and pressure cloud map of section y=0 after optimization
表8所示是方案3的仿真結(jié)果。優(yōu)化護(hù)風(fēng)罩后整個動力艙無異常的壓力梯度,進(jìn)風(fēng)量較方案2增加了19.0%。調(diào)控優(yōu)化流場后,風(fēng)扇上部的熱風(fēng)回流現(xiàn)象已經(jīng)消失,風(fēng)扇底部的氣流緊貼著發(fā)動機(jī)向后流動,如圖19所示。進(jìn)風(fēng)溫升降至3 ℃,主要由冷凝器加熱引起。冷卻K值降低至49.5 ℃,中冷后溫升降低至12.8℃,同時揚(yáng)塵擴(kuò)散得到進(jìn)一步抑制。
表8 方案3流場調(diào)控仿真結(jié)果
圖19 優(yōu)化護(hù)風(fēng)罩后速度云圖Fig.19 Velocity cloud map after air guide hood optimization
在方案1散熱器優(yōu)化后,散熱器入口風(fēng)速增大至6.6 m/s,冷卻K值降低至69.3 ℃,揚(yáng)塵顆粒數(shù)降低了65.6%;方案2中疊加冷卻風(fēng)扇優(yōu)化后,散熱器入口風(fēng)速提高至7.9 m/s,冷卻K值降低至59.4 ℃,揚(yáng)塵顆粒數(shù)降低了74.5%;方案3中疊加護(hù)風(fēng)罩優(yōu)化設(shè)計(jì),散熱器入口風(fēng)速提高至9.4 m/s,冷卻K值降低至49.5 ℃,揚(yáng)塵顆粒數(shù)降至0.23×1010,相對原車仿真的揚(yáng)塵顆粒數(shù)(3.84×1010)降低94.0%,圖20所示是原車揚(yáng)塵和方案3中揚(yáng)塵擴(kuò)散對比,經(jīng)過對散熱器、冷卻風(fēng)扇和護(hù)風(fēng)罩的疊加優(yōu)化后,動力艙的散熱和揚(yáng)塵性能有顯著改善。圖21是調(diào)控優(yōu)化后的動力艙氣流流線圖,可以看出動力艙內(nèi)已有冷卻氣流通過,冷卻系統(tǒng)的散熱效率更高,駕乘熱舒適問題在實(shí)車測試中驗(yàn)證。
(a) 原車 (b) 方案3圖20 原車與方案3揚(yáng)塵擴(kuò)散對比圖Fig.20 Comparison of dust diffusion diagram between the original vehicle and the scheme 3
圖21 動力艙優(yōu)化前后氣流流線圖Fig.21 Power cabin airflow diagram before and after optimization
對優(yōu)化方案進(jìn)行實(shí)車測試,結(jié)果如表9所示。優(yōu)化后冷卻K值由73.1 ℃降低至51.0 ℃,中冷溫升由23.8 ℃降低至12.4 ℃。冷卻系統(tǒng)散熱性能改善效果明顯。
表9 優(yōu)化后仿真與實(shí)測對比圖
因重型商用車揚(yáng)塵試驗(yàn)無相關(guān)評價標(biāo)準(zhǔn),因此在同等條件下進(jìn)行揚(yáng)塵主觀評價測試,圖22所示是優(yōu)化前后揚(yáng)塵試驗(yàn)結(jié)果對比情況。優(yōu)化后車輛尾部有輕微揚(yáng)塵,主要是輪胎滾動引起。試驗(yàn)結(jié)果表明對動力艙的流場優(yōu)化后,商用車揚(yáng)塵現(xiàn)象得到極大改善。
(a) 優(yōu)化前揚(yáng)塵
測試駕駛艙地板溫度,結(jié)果如圖23所示。環(huán)境溫度29.1 ℃,優(yōu)化后主駕區(qū)域底板溫度29.5 ℃。換擋區(qū)域溫度30.5 ℃,副駕區(qū)域溫度34.7 ℃,平均溫度31.6 ℃,相對環(huán)境溫升2.5 ℃,主觀感受已無熱空氣上浮現(xiàn)象,滿足駕乘熱舒適性需求。
(a) 主駕區(qū)域 (b) 換擋區(qū)域 (c) 副駕區(qū)域圖23 優(yōu)化后溫度測試Fig.23 Temperature test afteroptimization
原車風(fēng)扇出風(fēng)量小,并且氣流經(jīng)過風(fēng)扇后沿著徑向方向擴(kuò)散,風(fēng)扇上部存在熱風(fēng)回流現(xiàn)象,導(dǎo)致進(jìn)風(fēng)溫度升高,風(fēng)扇下部流場直接吹向地面,引發(fā)嚴(yán)重?fù)P塵現(xiàn)象,艙內(nèi)產(chǎn)生的熱量無法散出去,致使駕駛室的熱舒適性能惡化。
采用疊加優(yōu)化法對動力艙冷卻流場進(jìn)行調(diào)控優(yōu)化,具體為:減小散熱器水箱芯的厚度和中冷芯的高度;減少風(fēng)扇的扇葉數(shù)并增加扇葉的投影寬度;減小護(hù)風(fēng)罩的過渡段距離以及增大護(hù)風(fēng)罩的圓角。優(yōu)化結(jié)果表明:冷卻系統(tǒng)阻力減小,進(jìn)風(fēng)量增加70.9%;進(jìn)風(fēng)溫升降低至3.0 ℃;冷卻K值降低至49.5 ℃,符合匹配要求;揚(yáng)塵顆粒數(shù)相對原車降低94.0%。動力艙流場特性明顯提高。
對動力艙流場進(jìn)行調(diào)控優(yōu)化后,實(shí)車測試與仿真結(jié)果的誤差在4%以內(nèi)。測試中已無明顯揚(yáng)塵和地板熱空氣上浮現(xiàn)象,駕駛室的駕乘熱舒適性提高。