王 丹，徐俊芳，張藝倫，許 翔，2，王 遠

（1.中國汽車技術(shù)研究中心，天津 300300；2.中汽研（常州）汽車工程研究院有限公司，江蘇 常州 213164）

0 引言

車輛前端模塊的設(shè)計影響汽車的空氣動力學(xué)、冷卻性能、空調(diào)性能等。對于傳統(tǒng)汽車來說，由于發(fā)動機水溫較高，冷凝器一般布置在散熱器前面。對于純電動汽車而言，極限工況下冷卻系統(tǒng)冷卻液溫度為50 ～65 ℃，冷凝器的位置不再局限于散熱器之前，目前大多數(shù)電動車前端的布置主要有冷凝器在前或低溫散熱器在前2 種模式，不同模式各有利弊。

目前，國內(nèi)外學(xué)者關(guān)于傳統(tǒng)汽車前端模塊對熱管理性能的影響研究較多。陳帆[1]采用了1D&3D 相結(jié)合的方法研究了傳統(tǒng)汽車前端冷卻器的裝置模式對進氣溫度的影響。KenT.Lan 等從油冷卻器的布置位置、底護板的設(shè)計等方面研究了前端模塊的設(shè)計對空調(diào)性能的影響。Felix Regin A 等利用CFD 方法優(yōu)化了前端裝置氣體流動路徑進氣開口面積[3]。對于電動汽車前端模塊的布置研究較少。

針對一款微型純電動汽車的前端模塊的設(shè)計，通過1D 和3D 相結(jié)合的方法分析前端模塊的布置對空調(diào)系統(tǒng)性能的影響。運用CFD 計算換熱器前的氣流分布，采用1D 對空調(diào)系統(tǒng)的性能進行模擬預(yù)測。為電動車前端裝置模式的布置提供參考。

1 熱管理系統(tǒng)模型建立

前端模塊的布置對空調(diào)制冷的影響，主要因為冷凝器的進風溫度和進風風量發(fā)生了改變。選取幾個典型的工況點，研究在穩(wěn)態(tài)下冷凝器進風邊界條件對空調(diào)系統(tǒng)的影響。運用1D 仿真軟件建立純電動車熱管理系統(tǒng)模型，包括電池冷卻回路、空調(diào)制冷回路、電機冷卻系統(tǒng)等，如圖1 所示。電池冷卻回路采用簡化處理，將電池系統(tǒng)在相應(yīng)工況的發(fā)熱量作為輸入?？照{(diào)制冷回路先對各個換熱器進行建模及標定，再按照系統(tǒng)的工作原理搭建完整的仿真模型。電機散熱器對空調(diào)系統(tǒng)的影響用帶阻力的熱源元件代替，按照電機的效率計算得到相應(yīng)工況的發(fā)熱量。

圖1 熱管理系統(tǒng)模型

熱管理系統(tǒng)的空氣側(cè)回路，按照前端裝置模式的整車位置關(guān)系建立空氣回路，主要包括格柵、電機散熱器、冷凝器、風扇以及蒸發(fā)器的空氣回路，如圖2 所示?？諝鈧?cè) 值由整車CFD 仿真模型分析獲得，艙內(nèi)阻BIR 通過設(shè)定冷凝器目標進風量標定得到。

圖2 空氣側(cè)模型

2 整車CFD 模型

基礎(chǔ)版前端裝置模式的設(shè)計方案如圖3 所示，由于格柵開口的位置，電機散熱器布置在冷凝器前靠下部的位置。在Star-CCM+中建立完整的整車CFD 模型，如圖4，用于計算前端裝置模式的流場數(shù)據(jù)。

圖3 基礎(chǔ)版前端裝置模式模型

圖4 CFD 計算模型

流場計算采用整車模型，面網(wǎng)格平均尺寸為8 mm，為保證計算精度，針對前端裝置模式區(qū)域進行加密處理，針對格柵保留較多設(shè)計細節(jié)，面網(wǎng)格尺寸設(shè)定為4 mm。

流體域采用長方體，整車流體域的長寬高分別為42 m × 10 m × 10 m。流體域體網(wǎng)格基本尺寸設(shè)定為128 mm，最大尺寸設(shè)定為256 mm。體網(wǎng)格需設(shè)置2層加密，在各個計算域采用Trimmer 網(wǎng)格，網(wǎng)格邊界為2 層3 mm，增長率為1.3。計算域進出口邊界不設(shè)置邊界層。面網(wǎng)格總數(shù)201 萬個，體網(wǎng)格總數(shù)4000 萬個。

冷凝器和散熱器采用多孔介質(zhì)模擬，阻力通過臺架試驗獲得的特性，散熱器慣性阻力系數(shù)為179.76 kg/m4，黏性阻力系數(shù)為735.36 kg/（m3·s），冷凝器慣性阻力系數(shù)為147.12 kg/m4，黏性阻力系數(shù)為652.42 kg/kg/（m3·s）。換熱器的熱量均設(shè)置為“0”，風扇采用MRF 模型，轉(zhuǎn)速設(shè)置為2400 r/min。

3 結(jié)果與討論

3.1 基礎(chǔ)設(shè)計的結(jié)果

分析了怠速工況、50 km/h、100 km/h 三種工況下的冷流場分布，得到冷凝器迎風面的風量，結(jié)果見表1。隨著車速的增加，冷凝器迎風面風量逐漸增加。

表1 不同工況下的冷凝器前端風量結(jié)果-冷流場

圖5顯示了怠速工況的冷凝器迎風面的速度分布，平均進風速度為1.7 m/s。

圖5 基礎(chǔ)設(shè)計怠速工況冷凝器迎風面的速度分布

將CFD 計算的結(jié)果導(dǎo)入1D 模型中，計算得到不同工況下的空調(diào)性能見表2。怠速工況下，冷凝器進風量減少及少量的熱回流導(dǎo)致空調(diào)性能最差。

表2 各穩(wěn)態(tài)工況下的空調(diào)性能

3.2 更改設(shè)計的結(jié)果

對基礎(chǔ)模型進行了分析后，針對前端裝置模式的不同設(shè)計進行分析。將低溫散熱器布置在冷凝器后，如圖6 所示。為滿足冷卻系統(tǒng)的水溫要求以及安裝要求，將低溫散熱器尺寸加大到403 mm × 356 mm。

圖6 變更設(shè)計后的前端裝置模式布置

對于變更的前端裝置模式的設(shè)計進行CFD 計算，怠速工況的冷凝器迎風面速度分布如圖7 所示。冷凝器迎風面平均速度為1.2 m/s，比基礎(chǔ)設(shè)計方案低。

圖7 變更設(shè)計怠速工況冷凝器迎風面的速度分布

將其他工況的冷凝器進風量也進行了對比，如圖8。因低溫散熱器加大，導(dǎo)致整個前端裝置模式阻力加大，故變更設(shè)計后冷凝器迎風面進風量在各個工況下均有下降，怠速工況下下降較為明顯，約28%，此時主要由風扇提供風量；高速工況下對冷凝器影響最小，約下降2.7%。

圖8 冷凝器迎風面進風量對比

將變更設(shè)計后的CFD 結(jié)果代入1D 模型中進行空調(diào)性能分析，并與基礎(chǔ)方案進行對比（表3）。怠速工況下，由于電機不工作，冷凝器迎風面溫度在兩種布置方案下相同，變更設(shè)計后的冷凝器進風量減小，導(dǎo)致冷凝器換熱量減小，蒸發(fā)器出風溫度增加約0.87 ℃。在高速工況下，變更設(shè)計后的冷凝器風量降低較少，但由于冷凝器前置，冷凝器進風溫度降低了1.4 ℃，由結(jié)果來看，進風溫度的降低抵消了風量減小帶來的負面影響，空調(diào)性能略有提升。中速工況下，進風溫度的降低與風量減小帶來的正向影響與負向影響相互抵消，空調(diào)性能發(fā)揮基本一致。

4 結(jié)論

某微型電動車的前端裝置模式的不同對空調(diào)性能發(fā)揮產(chǎn)生不同的影響。通過CFD 分析了兩種布置的流場分布，采用1D 對空調(diào)系統(tǒng)的性能進行了仿真分析，得到如下結(jié)論。

（1）前端裝置模式的不同直接影響冷凝器迎風面的風速分布以及進風溫度。

（2）冷凝器前置的方案在不同工況下對空調(diào)系統(tǒng)的影響是不同的。汽車怠速行駛時，冷凝器迎風面風量明顯下降，導(dǎo)致空調(diào)性能變差。中速行駛時，進風溫度的降低與風量減小帶來的影響相互抵消，導(dǎo)致空調(diào)性能基本一致。高速行駛時，冷凝器進風溫度的降低抵消了風量減小帶來的負面影響，空調(diào)制冷效果略有提升。

（3）冷凝器前置的方案為滿足冷卻系統(tǒng)的溫度要求，散熱器尺寸需加大，成本會有所提升。

純電動汽車的散熱器前置的模式，對空調(diào)性能發(fā)揮和成本降低更有利。