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

0 引言

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。

1 原車存在問題分析

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

2 動力艙流場數(shù)值仿真

2.1 物理模型

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

2.2 控制方程

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。

2.3 動力學(xué)模型

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)

2.4 穩(wěn)態(tài)邊界條件

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

2.5 瞬態(tài)邊界條件

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

2.6 仿真結(jié)果及原因分析

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。

3 動力艙流場調(diào)控優(yōu)化設(shè)計(jì)

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

3.1 散熱器優(yōu)化

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

3.2 冷卻風(fēng)扇優(yōu)化

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。

3.3 護(hù)風(fēng)罩優(yōu)化

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

4 試驗(yàn)驗(yàn)證

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

5 結(jié)論

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。