周江彬 崔文詩(shī) 吳海波 王儒金

（1.上汽大眾汽車(chē)有限公司，上海 201805；2.中國(guó)第一汽車(chē)股份有限公司，長(zhǎng)春 130013）

主題詞：散熱器 冷卻流量 回流 進(jìn)風(fēng)效率

1 前言

空氣冷卻流量（簡(jiǎn)稱(chēng)冷卻流量）影響車(chē)輛發(fā)動(dòng)機(jī)熱管理系統(tǒng)安全運(yùn)行和整車(chē)能量管理[1-2]。冷卻流量為外部空氣經(jīng)格柵進(jìn)入散熱器的流量，其與格柵進(jìn)氣量的比值稱(chēng)為散熱器進(jìn)風(fēng)效率。不同工況下，格柵進(jìn)氣量影響發(fā)動(dòng)機(jī)艙內(nèi)的氣流分布，導(dǎo)致散熱器進(jìn)風(fēng)效率產(chǎn)生差異[3-4]。

研究發(fā)現(xiàn)，車(chē)輛怠速工況下，發(fā)動(dòng)機(jī)艙內(nèi)氣流速度較低，散熱器及其附近區(qū)域溫度較高，換熱條件較差，熱空氣回流問(wèn)題較為顯著，冷卻流量降低，嚴(yán)重影響散熱性能[5-7]。與怠速工況相比，中低速行駛工況下格柵進(jìn)氣量增大，發(fā)動(dòng)機(jī)艙內(nèi)的氣流速度更高，使得冷卻模塊、發(fā)動(dòng)機(jī)和其他部件之間的回流傳熱作用更加復(fù)雜[8]。另外，在高速行駛工況下，發(fā)動(dòng)機(jī)艙內(nèi)散熱條件隨著車(chē)內(nèi)氣流速度的增大而得到有效改善，回流現(xiàn)象有所減弱[7]。目前，關(guān)于不同狀態(tài)的回流現(xiàn)象隨車(chē)速變化的機(jī)理，還缺乏相關(guān)研究。

為保證散熱器性能和發(fā)動(dòng)機(jī)艙內(nèi)各部件的協(xié)同作用，需合理控制冷卻流量。冷卻流量的控制方法主要包括優(yōu)化導(dǎo)風(fēng)罩結(jié)構(gòu)[4]、優(yōu)化格柵結(jié)構(gòu)[9]、采用矩陣風(fēng)扇系統(tǒng)[10]、部件局部密封和優(yōu)化冷卻模塊結(jié)構(gòu)布置[11]等方法。其中，優(yōu)化導(dǎo)風(fēng)罩的結(jié)構(gòu)型式和部件局部密封、優(yōu)化冷卻模塊結(jié)構(gòu)布置的方法可以降低回流量，增大冷卻流量，已經(jīng)廣泛應(yīng)用于整車(chē)?yán)鋮s模塊開(kāi)發(fā)中[11]。矩陣風(fēng)扇系統(tǒng)可以有效改善散熱器回流不均勻的問(wèn)題，但其控制邏輯復(fù)雜且可靠性較難保證[10]。以上方法均是對(duì)格柵進(jìn)氣量進(jìn)行限制，在氣流流經(jīng)冷卻模塊路徑上進(jìn)行優(yōu)化的方法，而優(yōu)化格柵結(jié)構(gòu)（如增大格柵開(kāi)口面積）可以直接實(shí)現(xiàn)格柵進(jìn)氣量最大化[8-9]。主動(dòng)格柵技術(shù)可以根據(jù)工況改變格柵開(kāi)口面積、進(jìn)氣位置和方向，已得到了廣泛關(guān)注[12]。然而，增大格柵開(kāi)口面積一方面將增大氣動(dòng)阻力，導(dǎo)致整車(chē)能耗增加[9,12-13]，另一方面，當(dāng)車(chē)輛處于中低速行駛工況時(shí)，增大格柵開(kāi)口面積對(duì)于冷卻流量的影響及其誘發(fā)回流現(xiàn)象的機(jī)理尚不明確。

針對(duì)以上問(wèn)題，本文首先通過(guò)風(fēng)洞試驗(yàn)對(duì)數(shù)值仿真方法的有效性進(jìn)行驗(yàn)證，然后對(duì)怠速和不同行駛工況、不同格柵開(kāi)口面積的數(shù)值仿真結(jié)果進(jìn)行分析，對(duì)進(jìn)風(fēng)效率、冷卻流量、流場(chǎng)和回流機(jī)理開(kāi)展研究，最后總結(jié)誘發(fā)回流現(xiàn)象的流動(dòng)機(jī)理和影響規(guī)律。

2 數(shù)值仿真與結(jié)果驗(yàn)證

2.1 風(fēng)洞試驗(yàn)

本文以某插電式混合動(dòng)力汽車(chē)作為試驗(yàn)對(duì)象，如圖1 所示，其發(fā)動(dòng)機(jī)艙如圖2 所示。試驗(yàn)前保證車(chē)輛以不同工況行駛時(shí)，格柵最大開(kāi)口面積（9.25 dm2）和最小開(kāi)口面積（4.08 dm2）對(duì)應(yīng)的散熱器冷卻性能都滿(mǎn)足車(chē)輛熱平衡要求。受試驗(yàn)資源限制，試驗(yàn)將基于格柵開(kāi)口面積s=4.08 dm2和s=9.25 dm2開(kāi)展。整車(chē)風(fēng)阻試驗(yàn)和散熱器冷卻流量試驗(yàn)分別在上海地面交通工具風(fēng)洞中心的氣動(dòng)聲學(xué)風(fēng)洞和熱環(huán)境風(fēng)洞完成。

圖1 風(fēng)洞中試驗(yàn)車(chē)的狀態(tài)

圖2 發(fā)動(dòng)機(jī)艙布置結(jié)構(gòu)

風(fēng)阻測(cè)試結(jié)果一方面用于驗(yàn)證整車(chē)?yán)@流所致氣動(dòng)力在壓力積分尺度上的結(jié)果有效性，另一方面，格柵開(kāi)口面積變化主要改變發(fā)動(dòng)機(jī)艙冷卻阻力。通過(guò)風(fēng)阻試驗(yàn)可以檢驗(yàn)冷卻阻力的優(yōu)化效果，從而驗(yàn)證仿真方法的有效性。本測(cè)試將風(fēng)速定為140 km∕h。

車(chē)輛散熱器冷卻流量試驗(yàn)測(cè)試風(fēng)速區(qū)間為10 km∕h到最高車(chē)速210 km∕h，相鄰測(cè)試工況的速度間隔為10 km∕h，每個(gè)格柵開(kāi)口面積對(duì)應(yīng)21組速度測(cè)量工況，共計(jì)42組測(cè)量工況。在散熱器迎風(fēng)面安裝葉輪流量計(jì)陣列開(kāi)展流量測(cè)試，測(cè)點(diǎn)如圖3所示，再通過(guò)計(jì)算被測(cè)截面流量平均值，統(tǒng)計(jì)得到散熱器冷卻流量。其中，相鄰測(cè)點(diǎn)中心橫向間距和縱向間距分別約為170 mm 和120 mm，外側(cè)測(cè)點(diǎn)中心點(diǎn)到散熱器框架的橫向距離（如A1到左側(cè)框架）和縱向距離（如A1到上側(cè)框架）分別約為70 mm和40 mm，共計(jì)布置16個(gè)測(cè)點(diǎn)。

圖3 散熱器冷卻流量試驗(yàn)測(cè)點(diǎn)布置

根據(jù)車(chē)輛的行駛狀態(tài)，車(chē)速v≥120 km∕h在控制策略中定義為高速工況。本文試驗(yàn)在高速工況下預(yù)先設(shè)定了風(fēng)扇關(guān)閉條件，風(fēng)扇處于被動(dòng)轉(zhuǎn)動(dòng)工況；在中低速工況（v＜120 km∕h）下開(kāi)啟風(fēng)扇，風(fēng)扇處于主動(dòng)轉(zhuǎn)動(dòng)工況。在某汽車(chē)企業(yè)風(fēng)扇試驗(yàn)室中完成風(fēng)扇性能測(cè)試，如圖4所示，獲得風(fēng)扇隨流量變化的壓差曲線作為冷卻模塊風(fēng)扇的數(shù)值仿真輸入條件，如圖5所示。其中，有外流和無(wú)外流分別對(duì)應(yīng)被動(dòng)和主動(dòng)轉(zhuǎn)動(dòng)工況，由圖5可知，隨著體積流量的增大，被動(dòng)工況的壓降從0 Pa下降到約-270 Pa，而主動(dòng)工況的壓降從340 Pa下降到約-270 Pa。

圖4 風(fēng)扇性能試驗(yàn)

圖5 風(fēng)扇性能測(cè)試結(jié)果

2.2 數(shù)值仿真方法

本文通過(guò)計(jì)算流體力學(xué)（Computational Fluid Dynamics，CFD）方法開(kāi)展車(chē)輛發(fā)動(dòng)機(jī)艙內(nèi)的復(fù)雜湍流問(wèn)題研究。根據(jù)布辛涅司克渦粘假設(shè)（Boussinesq Approximation），將雷諾應(yīng)力和平均速度梯度相關(guān)聯(lián)，把雷諾應(yīng)力表示為湍動(dòng)粘度的函數(shù)，從而將納維-斯托克斯方程（Navier-Stokes Equations）數(shù)值解法推廣到雷諾平均方程的計(jì)算中。渦粘模型是目前工程中常用的模型，該模型通過(guò)引入湍動(dòng)粘度開(kāi)展復(fù)雜湍流計(jì)算，適用于不可壓縮的車(chē)輛流動(dòng)問(wèn)題[14]?；诶字Z平均方程（Reynolds-Averaged Navier-Stokes equations，RANS）的可實(shí)現(xiàn)的k-e 模型（Realizablek-epsilon）開(kāi)展本文流場(chǎng)計(jì)算，Realizablek-epsilon 模型能夠準(zhǔn)確預(yù)測(cè)發(fā)動(dòng)機(jī)艙流動(dòng)[7-8]。目前，在汽車(chē)流動(dòng)仿真模擬問(wèn)題中，廣泛應(yīng)用有限體積法對(duì)流場(chǎng)進(jìn)行離散化處理，本文基于有限體積法的軟件OpenFOAM 進(jìn)行求解。離散格式對(duì)有限體積法求解精度有重要影響，根據(jù)以往計(jì)算經(jīng)驗(yàn)[7-8]，離散格式選擇二階迎風(fēng)格式。

對(duì)于流場(chǎng)的建模，首先建立計(jì)算域用以保證車(chē)輛阻塞度足夠小，即保證在y向和z向的車(chē)輛迎風(fēng)面積遠(yuǎn)小于計(jì)算域速度入口面積。同時(shí)，在流向（x向）保證車(chē)輛前方來(lái)流和后方尾流可以充分發(fā)展并在壓力出口位置耗散。如圖6所示，整個(gè)計(jì)算域長(zhǎng)度為10倍車(chē)長(zhǎng)（車(chē)前和車(chē)后分別為3倍車(chē)長(zhǎng)和6倍車(chē)長(zhǎng)），寬度為10倍車(chē)寬，高度為6倍車(chē)高。

圖6 計(jì)算域

由于試驗(yàn)重點(diǎn)關(guān)注前端冷卻模塊周?chē)鲃?dòng)，為保證數(shù)值求解精度，如圖7所示，將散熱器、冷凝器和風(fēng)扇等部件設(shè)置為權(quán)重最高的網(wǎng)格加密區(qū)域，再分別對(duì)車(chē)輛前部、輪轂、發(fā)動(dòng)機(jī)艙、尾流網(wǎng)格進(jìn)行加密。流場(chǎng)空間采用多面體網(wǎng)格劃分，體網(wǎng)格數(shù)量約為8×107個(gè)，繼續(xù)增加網(wǎng)格數(shù)量對(duì)計(jì)算結(jié)果影響較小。

圖7 CFD仿真中車(chē)身、冷卻模塊及格柵面網(wǎng)格

將換熱器部件（散熱器、中冷器、冷凝器和電力電子散熱器）設(shè)置為多孔介質(zhì)。粘性阻力系數(shù)、慣性阻力系數(shù)通過(guò)專(zhuān)項(xiàng)試驗(yàn)進(jìn)行標(biāo)定，結(jié)果如表1所示。將圖5所示的風(fēng)扇性能測(cè)試結(jié)果輸入到風(fēng)扇仿真模型。監(jiān)測(cè)的所有流場(chǎng)參數(shù)滿(mǎn)足相應(yīng)的收斂條件。

表1 換熱器參數(shù)

2.3 仿真結(jié)果驗(yàn)證

不同格柵開(kāi)口面積和車(chē)速組合條件下的散熱器流量試驗(yàn)結(jié)果如圖8 所示：當(dāng)v＜120 km∕h 和v＞120 km∕h時(shí)，隨著車(chē)速增高，冷卻流量增大；在車(chē)速提高過(guò)程中，當(dāng)v=120 km∕h 時(shí)，風(fēng)扇由開(kāi)啟轉(zhuǎn)換為關(guān)閉，流量產(chǎn)生劇烈變化；在不同風(fēng)速下，s=4.08 dm2時(shí)冷卻流量始終小于s=9.25 dm2時(shí)的對(duì)應(yīng)值。數(shù)值仿真方法對(duì)于以上冷卻流量的變化趨勢(shì)進(jìn)行了準(zhǔn)確模擬，與風(fēng)洞試驗(yàn)結(jié)果相比，數(shù)值仿真流量計(jì)算誤差控制在2%～5%范圍內(nèi)。

圖8 不同開(kāi)口面積下散熱器流量仿真與試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比

整車(chē)風(fēng)阻試驗(yàn)結(jié)果表明：隨著格柵開(kāi)口面積的增大，風(fēng)阻系數(shù)增大，數(shù)值仿真與風(fēng)洞試驗(yàn)預(yù)測(cè)趨勢(shì)一致。s=4.08 dm2和s=9.25 dm2對(duì)應(yīng)的試驗(yàn)風(fēng)阻系數(shù)分別為0.310 和0.317，數(shù)值仿真結(jié)果分別為0.309 和0.315，隨著格柵開(kāi)口面積的增大，阻力系數(shù)增大，與試驗(yàn)結(jié)果相比較，數(shù)值仿真的誤差在3%范圍內(nèi)。

冷卻流量和風(fēng)阻系數(shù)的仿真與試驗(yàn)結(jié)果隨車(chē)輛參數(shù)的變化規(guī)律一致，且預(yù)測(cè)結(jié)果的誤差較小，在可接受的范圍內(nèi)。

3 結(jié)果分析

3.1 進(jìn)風(fēng)效率分析

通過(guò)數(shù)值仿真，計(jì)算得到不同格柵面積下的冷卻流量與格柵進(jìn)氣量，前后兩者的比值為進(jìn)風(fēng)效率。進(jìn)風(fēng)效率隨車(chē)速的變化如圖9所示，在v≥120 km∕h的高速工況下，進(jìn)風(fēng)效率在0.54～0.60范圍內(nèi)變化。風(fēng)扇關(guān)閉時(shí)，進(jìn)風(fēng)效率隨車(chē)速的變化較??；在不同格柵開(kāi)口面積下進(jìn)風(fēng)效率差異較小。在高速工況下，格柵進(jìn)氣量與散熱器冷卻流量的差值主要對(duì)應(yīng)冷卻模塊零件安裝或結(jié)構(gòu)間隙所致的氣流泄漏量。當(dāng)進(jìn)風(fēng)效率變化受車(chē)速和格柵開(kāi)口面積影響較小時(shí)，該進(jìn)風(fēng)效率可以用于評(píng)價(jià)汽車(chē)?yán)鋮s模塊的密封性或泄漏設(shè)計(jì)水平。

圖9 進(jìn)風(fēng)效率隨車(chē)速的變化

在v＜120 km∕h工況下，車(chē)速和格柵開(kāi)口面積都對(duì)進(jìn)風(fēng)效率有顯著影響。格柵開(kāi)口面積s=4.08 dm2且車(chē)速10 km∕h≤v≤30 km∕h 的低速工況和s=9.25 dm2且車(chē)速10 km∕h≤v≤70 km∕h 工況的進(jìn)風(fēng)效率都超過(guò)1。由于冷卻流量的計(jì)算結(jié)果包含通過(guò)格柵直接進(jìn)入散熱器的氣流和泄漏所致的回流，所以當(dāng)進(jìn)風(fēng)效率超過(guò)1 時(shí)，說(shuō)明散熱器回流現(xiàn)象對(duì)冷卻流量影響較大，需要分析回流產(chǎn)生機(jī)理及其對(duì)冷卻流量的影響。

3.2 冷卻流量分析

當(dāng)s=4.08 dm2時(shí)，如圖10所示，通過(guò)數(shù)值仿真，得到v=20 km∕h 時(shí)格柵進(jìn)氣量為0.40 kg∕s，而經(jīng)過(guò)散熱器的流量為0.73 kg∕s，出現(xiàn)了冷卻流量遠(yuǎn)高于格柵進(jìn)氣量的現(xiàn)象；當(dāng)30 km∕h≤v≤70 km∕h 時(shí)，雖然冷卻流量仍然高于格柵進(jìn)氣量，但此時(shí)散熱器與格柵進(jìn)氣量的差值減小；當(dāng)v＞80 km∕h 時(shí)，格柵進(jìn)氣量大于冷卻流量。因此，在70 km∕h≤v≤80 km∕h區(qū)間內(nèi)，存在臨界速度v=73 km∕h（通過(guò)插值法計(jì)算），使得冷卻流量與格柵進(jìn)氣量相等。此處的臨界速度是不考慮耗散損失量和泄漏量的計(jì)算結(jié)果，實(shí)際臨界速度可能更高。如圖11 所示，車(chē)速120 km∕h 對(duì)應(yīng)的格柵進(jìn)氣量比車(chē)速110 km∕h 時(shí)的流量更大，而冷卻流量的變化卻呈現(xiàn)了相反的趨勢(shì)。在此速度變化過(guò)程中，風(fēng)扇對(duì)氣流的抽吸作用對(duì)冷卻流量變化產(chǎn)生了較大影響，而對(duì)通過(guò)格柵進(jìn)入發(fā)動(dòng)機(jī)艙的總流量沒(méi)有影響。隨著車(chē)速繼續(xù)提高，風(fēng)扇關(guān)閉狀態(tài)下的冷卻流量逐漸增大，當(dāng)v=154 km∕h 時(shí)，冷卻流量達(dá)到v=110 km∕h時(shí)（風(fēng)扇運(yùn)轉(zhuǎn)）的對(duì)應(yīng)值。

當(dāng)格柵開(kāi)口面積s=9.25 dm2時(shí)，如圖10 所示，散熱器流量和格柵進(jìn)氣量都隨車(chē)速的增大而升高，存在臨界車(chē)速v=35 km∕h 使得冷卻流量與格柵進(jìn)氣量相等，當(dāng)車(chē)速低于35 km∕h時(shí)，格柵進(jìn)氣量低于冷卻流量，而車(chē)速高于35 km∕h 時(shí)，格柵進(jìn)氣量高于冷卻流量。當(dāng)車(chē)速超過(guò)110 km∕h時(shí)，如圖11所示，格柵進(jìn)氣量和冷卻流量先減小后增大，車(chē)速v=131 km∕h（風(fēng)扇關(guān)閉）的冷卻流量達(dá)到v=110 km∕h（風(fēng)扇運(yùn)轉(zhuǎn)）對(duì)應(yīng)值，車(chē)速繼續(xù)升高，冷卻流量增大。

圖10 中低速工況空氣流量隨車(chē)速的變化

圖11 高速工況空氣流量隨車(chē)速的變化

3.3 流場(chǎng)分析

s=4.08 dm2的發(fā)動(dòng)機(jī)艙氣流分布如圖12所示，外部氣流主要經(jīng)過(guò)下格柵進(jìn)入冷卻模塊前部空間，形成射流并沖擊換熱器表面。由于換熱器為多孔介質(zhì)屬性，在y向和z向阻力非常大，只有x向氣流通過(guò)，當(dāng)迎面來(lái)流與x向傾角較大時(shí)，換熱器的氣流通過(guò)性較差。

圖13 所示為s=4.08 dm2時(shí)不同車(chē)速下冷卻模塊前部空間迎風(fēng)面（x=-0.8 m）速度分布。由圖12a 和圖13a可知，由于v=30 km∕h相對(duì)較低，射流在冷卻模塊前部空間迎風(fēng)面（x=-0.8 m）速度分布主要受風(fēng)扇旋轉(zhuǎn)的抽吸作用影響，導(dǎo)致迎風(fēng)面上側(cè)和下側(cè)速度差值相對(duì)較小，高速區(qū)域主要出現(xiàn)在風(fēng)扇葉片掃掠的外緣區(qū)域。

由圖12b 可知，由于上格柵開(kāi)口面積遠(yuǎn)小于下格柵開(kāi)口面積，受到風(fēng)扇抽吸作用影響，上側(cè)迎風(fēng)面速度主要受到下格柵射流向上偏轉(zhuǎn)的氣流影響，該部分氣流本身與x向存在較大偏角，氣流通過(guò)性較差。由圖13a 和圖13b 可知，與車(chē)速v=30 km∕h 相比，v=70 km∕h時(shí)上側(cè)氣流變化量較小，而下格柵對(duì)應(yīng)的冷卻模塊前端空間區(qū)域射流核心區(qū)速度增大導(dǎo)致迎風(fēng)面下側(cè)速度增大。當(dāng)車(chē)速增大到v=110 km∕h 時(shí)，如圖12c 和圖13c 所示，射流核心區(qū)速度繼續(xù)增大，迎風(fēng)面下側(cè)速度隨之增大。

圖12 s=4.08 dm2時(shí)不同車(chē)速下發(fā)動(dòng)機(jī)艙氣流分布（y=0 m）

圖13 s=4.08 dm2時(shí)不同車(chē)速下冷卻模塊前部空間迎風(fēng)面速度分布（x=-0.8 m）

由圖12d和圖13d可知，當(dāng)v=130 km∕h時(shí)，雖然格柵附近區(qū)域的射流速度增大，但射流核心區(qū)外的主體段（射流后段，靠近換熱器區(qū)域）剪切層與周?chē)退贇饬鲃?dòng)量交換劇烈，主體段的速度衰減很快，在射流核心區(qū)還未到達(dá)冷卻模塊迎風(fēng)面時(shí)，速度已經(jīng)顯著降低。同時(shí)，關(guān)閉的風(fēng)扇對(duì)氣流不再有抽吸作用，迎風(fēng)面上側(cè)和下側(cè)速度的變化呈現(xiàn)此消彼長(zhǎng)，下側(cè)速度小幅增大而上側(cè)速度大幅減小。因此，車(chē)速增大帶來(lái)的動(dòng)量增漲無(wú)法補(bǔ)償關(guān)閉風(fēng)扇所致的動(dòng)量損失，導(dǎo)致v=130 km∕h時(shí)的總冷卻流量低于v=110 km∕h時(shí)的對(duì)應(yīng)值。

如圖14 所示，散熱器迎風(fēng)面兩側(cè)區(qū)域的渦流從散熱器周邊部件間隙和導(dǎo)風(fēng)件周邊回流到散熱器前部空間，形成局部熱回流。受回流影響，散熱器迎風(fēng)面兩側(cè)速度較低，由圖13和圖14可知，旋轉(zhuǎn)渦流與迎風(fēng)面速度分布趨勢(shì)對(duì)應(yīng)。冷卻模塊前端中間區(qū)域渦流與兩側(cè)回流相互耦合，氣流在速度剪切作用和壓力梯度的誘導(dǎo)下，向著壓力更低的區(qū)域運(yùn)動(dòng)，加劇了渦流的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，使得回流的運(yùn)動(dòng)更加混亂。

圖14 s=4.08 dm2時(shí)冷卻模塊前部空間的渦流

3.4 回流機(jī)理分析

s=4.08 dm2工況在不同車(chē)速下的壓力分布情況如圖15所示。由圖15a、圖15b可知，v=30 km∕h條件下，受風(fēng)扇抽吸作用影響，迎風(fēng)面（x=-0.8 m）壓力高于和背風(fēng)面（x=-0.55 m）對(duì)應(yīng)值，冷卻模塊前后壓差結(jié)果為正值，形成壓升作用，如圖14所示，氣流從散熱器框架縫隙和導(dǎo)流板邊緣倒灌進(jìn)散熱器前方，導(dǎo)致回流程度較高，使得格柵進(jìn)氣量低于散熱器冷卻流量。

當(dāng)車(chē)速提高到v=110 km∕h 時(shí)，動(dòng)壓增大，隨著總壓（動(dòng)壓與靜壓之和）增大且風(fēng)扇抽吸繼續(xù)減弱，如圖15e、圖15f 所示，迎風(fēng)面（x=-0.8 m）壓力低于和背風(fēng)面（x=-0.55 m）對(duì)應(yīng)值，冷卻模塊前后壓差結(jié)果為正值，形成壓降作用，回流得到有效控制，格柵進(jìn)氣流量高于冷卻流量。當(dāng)v≤70 km∕h 時(shí)，如圖15c～15d，迎風(fēng)面（x=-0.8 m）壓力高于和背風(fēng)面（x=-0.55 m）對(duì)應(yīng)值，冷卻模塊前后壓差結(jié)果為正值，形成壓升作用。因此，在70 km∕h＜v＜110 km∕h 范圍內(nèi)，存在臨界速度導(dǎo)致壓差經(jīng)歷了壓升到壓降的過(guò)程，同時(shí)，格柵進(jìn)氣量與冷卻流量之間的差值，經(jīng)歷了從減小到反向增大的過(guò)程。

當(dāng)車(chē)速達(dá)到v=130 km∕h 時(shí)，與v=110 km∕h 類(lèi)似，由圖15e～15h 可知，迎風(fēng)面壓力高于背風(fēng)面壓力，而風(fēng)扇關(guān)閉使得背風(fēng)面壓力進(jìn)一步降低，壓降值繼續(xù)增大。

圖15 s=4.08 dm2時(shí)不同車(chē)速下的壓力分布

s=9.25 dm2時(shí)的冷卻模塊壓差、冷卻流量和回流現(xiàn)象隨車(chē)速的動(dòng)態(tài)變化規(guī)律與s=4.08 dm2時(shí)類(lèi)似。綜上所述，回流受不同車(chē)速時(shí)的格柵進(jìn)氣量、冷卻模塊周?chē)鲃?dòng)和風(fēng)扇抽吸作用共同影響，存在壓差和流量變化的臨界速度區(qū)間。如圖16 所示，中低速工況的氣流從散熱器下游向上游運(yùn)動(dòng)，產(chǎn)生不同程度回流的主要誘導(dǎo)機(jī)制為冷卻模塊前、后壓力差的動(dòng)態(tài)變化形成充分發(fā)展的回流區(qū)和臨界車(chē)速誘發(fā)的不穩(wěn)定回流區(qū)。

圖16 中低速工況回流誘發(fā)機(jī)理示意

4 結(jié)束語(yǔ)

本文通過(guò)數(shù)值仿真和風(fēng)洞試驗(yàn)，對(duì)不同車(chē)速下的散熱器進(jìn)風(fēng)效率變化規(guī)律和回流現(xiàn)象產(chǎn)生機(jī)理開(kāi)展研究，得到以下結(jié)論：

a.當(dāng)車(chē)輛以高速行駛（關(guān)閉風(fēng)扇）時(shí)，提高車(chē)速或改變格柵開(kāi)口面積對(duì)進(jìn)風(fēng)效率影響非常小，進(jìn)風(fēng)效率可以用來(lái)評(píng)估冷卻模塊因?qū)嵻?chē)安裝等產(chǎn)生的泄漏問(wèn)題，并可以作為熱管理系統(tǒng)方案優(yōu)化的參考標(biāo)準(zhǔn)。

b.當(dāng)車(chē)輛以中低速行駛（開(kāi)啟風(fēng)扇）時(shí)，降低車(chē)速或增大格柵開(kāi)口面積可以加劇散熱器回流程度，車(chē)速、格柵開(kāi)口面積和風(fēng)扇工作狀態(tài)等因素相互耦合，導(dǎo)致冷卻模塊氣動(dòng)壓力差表現(xiàn)為動(dòng)態(tài)變化，從而產(chǎn)生不同程度回流區(qū)，包括充分發(fā)展的回流區(qū)和臨界車(chē)速誘發(fā)的不穩(wěn)定回流區(qū)。在未來(lái)的回流控制中，可以通過(guò)引入主動(dòng)流動(dòng)控制的方法對(duì)冷卻模塊壓力差進(jìn)行反饋控制，提高散熱器性能。

通過(guò)進(jìn)風(fēng)效率、流場(chǎng)和壓力分析可以定性地給出產(chǎn)生回流時(shí)對(duì)應(yīng)的車(chē)速和格柵開(kāi)口面積的臨界區(qū)間，但可能存在誤差。在后續(xù)研究中將開(kāi)展回流量解耦分析，給出耗散量和泄漏量在散熱器冷卻流量和格柵進(jìn)氣量差值中所占的比例，為冷卻模塊提供更為精確的輸入條件，提高整車(chē)熱管理系統(tǒng)仿真精度。