周東輝，羅仁宏，王之豐

（1.浙江工業(yè)職業(yè)技術學院 交通學院，紹興 312000，中國； 2.武漢商貿職業(yè)學院 現代工業(yè)技術學院，武漢 430000，中國； 3.浙江省吉利汽車研究院有限公司，杭州 315336，中國）

隨著人們對商用車動力性、舒適性和大空間駕駛艙的追求，商用車發(fā)動機功率不斷升級的同時，發(fā)動機艙空間也越做越小[1-2]。再加上各國政府對商用車排放標準的升級以及混合動力型商用車的發(fā)展，使得機艙內增添如渦輪增壓、增程器和電機控制器等發(fā)熱量較大裝置，原本用車環(huán)境相對惡劣的商用車熱負荷更大，這極易導致發(fā)動機和機艙內零部件出現溫度過高現象，嚴重地影響發(fā)動機動力性和機艙的安全性[3]，而發(fā)動機艙冷卻模塊的布置對發(fā)動機散熱性能和機艙內阻影響極大。因此，針對商用車發(fā)動機艙冷卻模塊的研究有著重要意義。

目前，國內外研究者對發(fā)動機艙熱管理做了大量的研究。羅仁宏[4]通過CFD 仿真工具對商用車機艙流場和溫度場進行分析，降低散熱器熱回流而達到提升發(fā)動機的散熱效率目的；張毅[5]設計了一套中冷器—多風扇和散熱器—多風扇冷卻系統(tǒng)，相比于傳統(tǒng)冷卻系統(tǒng)布置冷卻效果更好；郭健忠和羅仁宏[6]利用一維/三維聯(lián)合仿真手段，通過對某商用車前端冷卻系統(tǒng)機構進行優(yōu)化，解決了發(fā)動機出水溫度過高問題；YANG Zhigang[7]在傳統(tǒng)的布置形式（冷凝器—散熱器—冷卻風扇—發(fā)動機本體）上提出來新的布置形式（冷凝器—冷卻風扇—散熱器—發(fā)動機本體），為發(fā)動機冷卻模塊提供了新的研究思路；D. Taylor[8]探究了發(fā)動機艙冷卻風扇與發(fā)動機本體之間的距離對整車散熱器冷卻性能的影響；A. Costa[9]利用仿真軟件研究汽車進氣格柵造型和開口大小進行研究；S. S. Chougule[10]等通過立體計算分析法，對散熱器結構參數進行研究；M. C.Nunez[11]等利用三維仿真軟件對風扇進行設計，提升了汽車散熱器進風量；王東[12]等對汽車冷卻風扇罩進行研究，找到了風扇罩對發(fā)動機冷卻模塊流場和溫度場的影響因素。

分析文獻發(fā)現，目前解決汽車特定工況下發(fā)動機出水溫度過高問題多是從傳熱和流場角度出發(fā)，利用CFD 工具找到影響機艙流場、溫度場等散熱因素，結合工程經驗和仿真結果給出相應改進措施。這些研究在一定程度上解決了發(fā)動機出水溫度或機艙溫度過高問題，但沒有考慮到各因素之間耦合作用的影響，以及如何確定這些影響因素的主次關系和一定限制條件下快速找到最優(yōu)組合，這些都需進一步研究。

本研究針對某自主研發(fā)商用車在高速工況下出現發(fā)動機出水溫度過高問題，對發(fā)動機艙前端冷卻模塊布局進行優(yōu)化，結合正交試驗法研究不同發(fā)動機冷卻模塊結構組合，對發(fā)動機散熱性能和整車氣動阻力的影響主次關系，并基于影響主次關系配置最佳組合方案，通過熱平衡試驗驗證了優(yōu)化方法的正確性，為改善發(fā)動機艙散熱和氣動阻力提供了方法借鑒。

1 計算模型搭建

1.1 三維整車CFD 計算模型的搭建

商用車最高車速遠低于358 km/h，即可認為汽車周圍空氣為不可壓縮氣體[13],考慮到機艙內零部件造型復雜，極易引起氣流分離現象，故計算中采用湍流流動模型。為了減弱計算過程中Renault 效應、洞壁效應和阻塞效應影響[6]，模擬風洞選取車前3 倍長，車后6 倍長以及左右兩側各2.5 倍車寬和6 倍車高為計算模擬風洞邊界，如圖1 所示。車身正投影地面區(qū)域設置為非滑移地面，其他壁面設置為滑移邊界。

圖1 汽車模擬風洞

為了更好模擬機艙內部冷卻氣體在機艙流動情況，對車身周圍、車身前臉格柵處和發(fā)動機艙等3 個空間依次設定加密區(qū)，采用高精度Trimmer 體網格以及邊界層采用Layer Mesher 進行網格劃分，以使網格過渡平緩和保證較好的計算精度。而遠離車身的區(qū)域采用結構體網格，全局網格數為1 600 萬，如圖2 所示為汽車對稱截面網格示意圖。汽車散熱器和中冷器結構復雜，采用多空介質模型，將熱源項給定到動量方程中，其熱源項計算式如（1）所示：

圖2 網格模型

其中：Δp為壓降；d為換熱器芯體厚度；μ為空氣黏性系數；α為換熱器氣體穿透系數；C為芯體內部損失系數；p為介質流體密度；δ1是慣性阻尼系數；δ2為黏性阻尼系數；v為空氣進入速度。根據主機廠提供的換熱器物理參數和流速與壓強試驗參數 （見表1），分別對中冷器、散熱器風阻試驗數據進行最小二乘法擬合，結果如圖3 所示。

表1 主機廠提供的換熱器參數性能試驗數據

圖3 中冷器和散熱器阻抗擬合曲線

通過圖3 擬合得到的中冷器阻抗曲線圖，可以得到中冷器、散熱器的慣性阻尼系數δ1和黏性阻尼系數δ2，如表2 所示：

表2 中冷器和散熱器性能參數

在軟件中，換熱模型看作無限熱量，運用能量守恒定律，可得出冷側流體的出口溫度θco，如式（2）：

其中：Q為冷卻模塊的散熱量，qmc為冷側流體的質量流，Ccp為機艙進氣流道特性值，θci為冷側流體進口溫度。樣車冷卻系統(tǒng)的散熱性能參數，如表3 所示：

表3 高速工況冷卻系統(tǒng)散熱功率參數

發(fā)動機冷卻風扇對前端進氣以及氣流的分布具有重要的影響，汽車前端進氣工程常采用多重坐標系法（multi-reference frame，MRF）來模擬冷卻風扇的旋轉[10]。

樣車在前期開發(fā)過程中，發(fā)現在高速工況（車輛滿載狀態(tài)，發(fā)動機功率338 kW，發(fā)動機額定轉速2 000 r / min，車速80 km/h，坡度角為0°，次高擋位），環(huán)境溫度31 ℃，空氣相對濕度為50%，標準大氣壓下出現發(fā)動機出水溫度過高問題，達到了92.8 ℃，即發(fā)動機出水溫度與環(huán)境溫度差值超過60 ℃，超過設計要求，故選取該工況為本次計算工況。

1.2 整車風阻試驗

為了檢驗三維計算模型的可靠性，對優(yōu)化前樣車進行風洞試驗，風洞試驗參照同濟整車風洞試驗試驗中心規(guī)范進行。為了調整整車姿態(tài)，對樣車進行配重，如圖4 所示。

圖4 樣車風洞試驗

為模擬真實汽車高速行駛工況，試驗中安置電機以帶動冷卻風扇轉動，風扇轉速設定在3 100 r/ min，輪胎隨地面輪轂轉動，風速80 km/h，環(huán)境溫度31 ℃，空氣相對濕度為50%，在車身對稱表面布置壓力傳感器，待風洞出風口風速、輪胎和冷卻風扇轉速達到穩(wěn)定后，通過計算機自動采集試驗工況下車身表面壓力系數，從而計算得到整車風阻因數。將整車風洞試驗值與計算值進行對比分析，如圖5 所示，可以看到計算值與實驗值吻合度較高，最大誤差不超過4.6%，驗證了三維計算模型的可靠性。

圖5 試驗值與計算值的對比

2 一維和三維聯(lián)合計算模型的搭建

三維計算能很好地呈現出機艙內溫度場和流場的情況，但無法快速高效計算出發(fā)動機冷卻系統(tǒng)水側，而一維仿真能很好地解決這類問題。樣車發(fā)動機冷卻系統(tǒng)是由換熱模塊（中冷器、散熱器和冷卻風扇）、風扇護風罩、水泵和尼龍水管等零部件組成，如圖6 所示。

圖6 樣車冷卻系統(tǒng)模型

依據樣車發(fā)動機冷卻系統(tǒng)結構匹配方式，利用一維軟件分別設置空氣側和水側。其中水側模型是由散熱器冷卻液循環(huán)回路、潤滑油循環(huán)回路、中冷器冷卻循環(huán)回路和空調循環(huán)回路等構成，針對樣車發(fā)動機出水溫度過高問題，樣車水側模型主要考慮散熱器冷卻液循環(huán)回路和中冷器冷卻循環(huán)回路。機艙進氣流道特性、中冷器、散熱器、冷卻風扇和機艙內部阻力模塊等構成，如圖7 所示。

圖7 一維空氣側模型圖

外部空氣氣體流經較小空間格柵后再流入較大空間機艙過程中，這部分氣流截面積發(fā)生突變，從而會造成壓力的改變[12]，其壓力的變化可由式 （3） 進行計算。

其中，Ccp為樣車機艙進氣流道特性值；ρ為空氣密度；vin為氣流速度。通過前文三維計算，可確定樣車機艙進氣流道特性值Ccp= 0.8。

機艙內部阻力是用來模擬氣流流經機艙后部而產生氣流壓降情況，其壓降公式如式 （4） 所示:

其中：x為流量率；a、b、c為常系數。由三維計算得到流動方向的常系數為：a= 38，b=c= 0。中冷器、散熱器、冷卻風扇和發(fā)動機的單品性能由零部件供應商提供。

傳統(tǒng)一維冷卻系統(tǒng)計算時，將散熱器迎風面上冷卻氣流假設成均勻氣流，而現實中，由于進氣格柵的開口造型、冷卻風扇以及機艙內部布置等共同造成散熱器迎風面上的不均勻性，為了更貼近實際情況，將三維計算得到散熱器迎風面進氣數據以速度矩陣形式導入一維模型中[6]，如圖8 所示，有利于提升計算的精準性。

圖8 一維和三維聯(lián)合計算示意圖

3 正交試驗

正交試驗是一種用于探究多因素影響的方法，能夠簡化試驗規(guī)模，以選取部分試驗來代替全因子試驗，從而提高試驗效率，在工程上得到廣泛應用[13]。

3.1 發(fā)動機散熱因素及水平選取

空氣由進氣格柵流入發(fā)動機機艙，在冷卻風扇抽吸作用下依次經過中冷器和散熱器后，穿過冷卻風扇流到機艙后部。對于發(fā)動機艙散熱和氣動內阻力而言，進氣格柵、中冷器、散熱器和冷卻風扇之間相互影響較大，因此選取進氣格柵到中冷器距離D1、中冷器到散熱器距離D2、散熱器到冷卻風扇距離D3和冷卻風扇到發(fā)動機前端面距離D4為影響因素（如圖9 所示），以發(fā)動機出水溫度θout和整車風阻因數Cd為響應目標。根據實車布置情況，設定因數的4 個水平值，從而確定四因素四水平正交試驗，全部組合共有256 種組合方式，經過正交試驗將非劣組合降低到16 種，其因素水平及方案響應目標值如表4 所示。

圖9 因素示意圖

表4 L16(44)正交表

從表4 可以看到在16 個組合方案中，13 號試驗組合的發(fā)動機出水溫度最低，為89.81℃；而4 號試驗組合的整車風阻因數最低，為455.03，為了尋求最優(yōu)組合方案，對正交試驗數據進行分析。

3.2 數據分析

極差R能反應各因素對響應目標影響的大小，即極差R越大，則該因素對響應目標影響越大，利用極差分析法對正交試驗數據進行分析，得到表5 和表6。

表5 發(fā)動機出水溫度極差分析

表6 風阻因數極差分析表

從表5 極差值可以看出，對于發(fā)動機出水溫度影響最大因素是進氣格柵到冷卻模塊之間的間距D1，其次是冷卻風扇與散熱器之間的距離D3，再次是中冷器與散熱器間距D2，而冷卻風扇到發(fā)動機本體之間的間距D4對其影響最小。根據表5 極差結果分析，得到各因素與發(fā)動機出水溫度對應分布圖，如圖10 所示，綜合考慮，應以D1因素為優(yōu)化方案核心，確定較優(yōu)方案Ⅰ為D12D21D33D41。

圖10 試驗因數水平θout 均值趨勢圖

根據表6 可得，影響整車風阻因數最大的因數是冷卻風扇到發(fā)動機本體距離D4，其次是冷卻風扇與散熱器的間距D3，再次則是進氣格柵到冷卻模塊的間距D1，散熱器與中冷器間距D2對其影響最低。根據表6極差結果分析，得到各因素與發(fā)動機出水溫度對應分布圖，如圖11 所示，綜合考慮應以D4因素為優(yōu)化的核心，確定較優(yōu)方案Ⅱ為D14D22D31D44。

圖11 試驗因數水平風阻因數Cd 均值趨勢圖

根據正交試驗極差分析，D1因素和D4 因素分別為發(fā)動機出水溫度和整車風阻因數最大影響因素，為了驗證正交試驗的可靠性，需對D1因素和D4因素分別進行顯著影響判定，其方差結果如表7 所示。為了提高了F檢驗的靈敏度，增將其他4 組因素進行合并，從而確保誤差的偏差平方和以及自由度增大，從而提高F檢驗計算精度，F檢驗公式如（4）。

表7 方差分析

其中，σi為i因素方差。顯著影響檢查計算結果顯示FD1為2.62 和FD4為3.12，查表可得F0.1（3,12） = 2.606，即D1因素和D4因素分別響應目標發(fā)動機出水溫度和整車風阻因數影響為顯著，與極差分析結果一致。

4 優(yōu)化分析

根據前面分析結果得到2 種較優(yōu)方案，為了確定最優(yōu)組合方案，對2 組較優(yōu)方案進行發(fā)動機出水溫度(θout)與風阻因數（Cd） 仿真計算，結果如圖12 所示。

圖12 發(fā)動機出水溫度與風阻因數仿真計算結果

機艙冷卻模塊最優(yōu)組合方案應兼顧發(fā)動機冷卻性能和機艙氣動內阻，從圖12 可以看到，較優(yōu)方案Ⅱ的綜合數值較小，同時考慮到汽車行駛可靠性，應先確保發(fā)動機冷卻性能滿足設計要求，在此基礎上尋找最優(yōu)風阻因數，以此達到最優(yōu)設計。較優(yōu)方案Ⅱ的發(fā)動機出水溫度最低，達到了89.70 ℃，同時整車風阻因數為453.90，比原始風阻因數低9.03。綜合比較，較優(yōu)方案Ⅱ從更廣義層面上為全組最優(yōu)組合方案。

機艙氣流流動狀態(tài)對發(fā)動機艙氣動阻力和散熱有著直接的關聯(lián)，因此很有必要對機艙氣流流動特性進行研究。圖13 是優(yōu)化前后發(fā)動機艙對稱截面速度矢量圖，從速度矢量圖上可以看到：優(yōu)化后的機艙前部散熱器熱回流現象得到明顯改善，如圖13 中標識所示，這歸因于進氣格柵到冷卻模塊和散熱器到冷卻風扇之間的距離（即D1和D3） ，氣體由進氣格柵流入機艙后，在冷卻風扇抽吸作用下，進來氣體能快速流到機艙后部分，同時由于冷卻風扇與發(fā)動機之間距離 （D4）變大，氣流從冷卻風扇流出后能快速分散開來，減弱氣流撞擊到發(fā)動機前端面而造成散熱器熱回流，同時也有利于機艙后部分氣流快速流出，加速了機艙的散熱。

圖13 優(yōu)化前后機艙速度矢量圖

5 整車熱平衡試驗

在整車環(huán)模實驗室對本次研究的樣車進行整車熱平衡試驗，對發(fā)動機進出水管內以及重要部件安置JM40PT100 鉑電阻傳感器，數據采集系統(tǒng)為INDAS8025，用來監(jiān)測發(fā)動機進出水溫度和機艙溫度變化情況。樣車為滿載狀態(tài)，整車熱平衡試驗工況為發(fā)動機轉速3 100 n/min，坡度為0°，車速80 km/h，采用大流量風機來等效整車行駛過程中來流空氣，試驗室環(huán)境溫度設置成31 ℃、空氣相對濕度為50%。

表8是一維和三維聯(lián)合計算發(fā)動機進出水溫度試驗測試值（θexp）和計算值（θcal）對比表，可見優(yōu)化后的發(fā)動機出水溫度下降了2.3 ℃，為90.5 ℃，滿足設計目標。計算結果與試驗測試值變化趨勢一致，計算值與試驗值的誤差（Er）最大為5.5%，滿足工程精度，驗證了優(yōu)化方法的有效性。

表8 發(fā)動機出水溫度試驗值與計算值對比

6 結 論

商用車機艙狹小,零部件眾多，造成機艙內部氣流流動十分復雜，也極大影響冷卻部件散熱效能，針對商用車發(fā)動機出水溫度和整車風阻問題，利用一維和三維計算和正交試驗方法進行研究，結果表明冷卻模塊之間位置變化能改善發(fā)動機艙內空氣的流動性，從而可提升發(fā)動機冷卻效果，優(yōu)化發(fā)動機艙氣動阻力。利用正交試驗方法對發(fā)動機艙中冷器、散熱器、冷卻風扇和發(fā)動機本體之間位置進行參數化研究，極差分析發(fā)現：進氣格柵到冷卻模塊間距對發(fā)動機出水溫度影響最大，冷卻風扇與發(fā)動機間距對發(fā)動機艙氣動阻力影響最大，同時還得到因素中各水平響應目標值的變化趨勢?；诟饕蛩赜绊憴嘀仃P系以及各水平目標變化趨勢確定了2 組較優(yōu)組合方案，通過與正交試驗結果的對比分析，最終確定全組最優(yōu)組合方案為方案Ⅱ。整車熱管理臺架試驗結果表明優(yōu)化后的發(fā)動機出水溫度下降了2.3 ℃，滿足設計要求，驗證了優(yōu)化方案的有效性。優(yōu)化結果與試驗值具有良好的一致性，驗證了優(yōu)化方法的準確性，為改善發(fā)動機艙發(fā)動機散熱性能和氣動阻力提供方法參考。