林鐵平，林 卉，戴澍凱

（廣州汽車集團股份有限公司 汽車工程研究院，廣東，廣州 511434）

汽車機艙布置日趨緊湊和排放法規(guī)的日益嚴格，使發(fā)動機艙熱管理在整車研發(fā)中越來越重要。傳統(tǒng)的汽車設(shè)計過程中，發(fā)動機艙前端模塊的散熱性能設(shè)計前期往往是采用經(jīng)驗或工程評估的方法，對工程師的經(jīng)驗依賴性大，產(chǎn)品后期通過風(fēng)洞試驗來驗證，出現(xiàn)問題時設(shè)計變更周期長且成本高。隨著數(shù)值分析和計算機技術(shù)的發(fā)展，計算流體動力學(xué)（Computational Fluid Dynamics，CFD）在汽車研發(fā)中的地位不斷提高。CFD方法具有成本低、快捷方便、周期短等特點，能獲得很多試驗手段無法得到的細節(jié)信息[1]，逐漸成為與試驗研究和理論分析具有同等地位的研究手段。

國外較早就利用CFD技術(shù)對發(fā)動機艙前端冷卻模塊流場和熱場進行研究，美國通用公司楊志剛等人對前端冷卻模塊不同排列方式下的機艙流場和溫度場進行了對比分析[2]。法國Valeo公司利用數(shù)值模擬和風(fēng)洞試驗相結(jié)合的方法，對風(fēng)扇和護風(fēng)罩造型及前端模塊造型進行優(yōu)化，提高了發(fā)動機冷卻系統(tǒng)的性能[3]。LAN K. T.等人針對散熱器熱風(fēng)回流問題分析了前端導(dǎo)風(fēng)罩對散熱器空氣流速、壓力分布的影響[4]。國內(nèi)機艙熱管理方面的研究仍側(cè)重于試驗和子系統(tǒng)的研究，對熱管理系統(tǒng)集成的研究較少[5]。近年來，為提高分析精度，一維和三維聯(lián)合仿真并考慮流固耦合、熱輻射等因素的研究方法成為機艙熱管理研究的新趨勢[6-7]。

本文以排氣前置的某車型作為研究對象，建立了詳細的機艙熱管理分析模型，利用商業(yè)軟件STAR-CCM+分析了封閉部分格柵和加裝底護板對前端冷卻模塊進氣的影響，然后將散熱器空氣側(cè)流場和熱場仿真結(jié)果與試驗數(shù)據(jù)進行了比較，最后將散熱風(fēng)扇局部熱輻射分析與機艙熱流場計算進行耦合，提高了熱分析結(jié)果的精度。

1 研究方法和模擬理論

1.1 物理模型

通常情況下，汽車的行駛速度遠小于聲速，氣流馬赫數(shù)很低，因此數(shù)值計算中一般把空氣當(dāng)作不可壓縮粘性流體處理，基于三維笛卡爾坐標系的基本方程如下[8]：

連續(xù)方程

動量方程

能量方程

此外，機艙內(nèi)部形狀復(fù)雜，流動漩渦和分離現(xiàn)象明顯，應(yīng)按湍流來處理，本文中湍流輸運方程選擇Realizablek-ε高雷諾數(shù)模型，其已經(jīng)被有效地用于各種類型的流動模擬，包括旋轉(zhuǎn)均勻剪切流，管道內(nèi)流動以及帶有分離的流動[9]。

1.2 計算模型

1.2.1 網(wǎng)格劃分策略

本文選用排氣前置的某車型作為研究對象，建立整車全尺寸模型，包括車身總成、機艙總成、底盤、動力總成、外飾件及機艙內(nèi)所有對流動計算有重要影響的部件，忽略少量小尺寸部件（如小管道、筋板等）。設(shè)整車長為L、寬為W、高為H，綜合考慮風(fēng)洞阻塞效應(yīng)[10]及硬件的計算能力，數(shù)值風(fēng)洞長、寬、高分別設(shè)置為12L、6W和6H，具體為車頭前部4L，車尾后部7L，體網(wǎng)格在壁面拉伸生成3層邊界層網(wǎng)格，第1層的厚度滿足30＜y+＜200要求，網(wǎng)格劃分過程中對機艙、車身周圍和車底附近的網(wǎng)格進行局部加密處理，機艙內(nèi)部件和中心剖面網(wǎng)格如圖1所示。

1.2.2 換熱器和風(fēng)扇模型

發(fā)動機艙內(nèi)的換熱器（中冷器、冷凝器和散熱器）的流體通道細密，直接劃分網(wǎng)格來模擬換熱器芯體內(nèi)的氣流流動不太現(xiàn)實?？紤]計算效率和軟硬件資源，工程分析中通常都將換熱器簡化為多孔介質(zhì)模型。本文所研究的機艙前端冷卻模塊布置關(guān)系如圖2所示。

各換熱器的換熱功率見表1，數(shù)值分析中通過在能量方程中添加體積熱源項來模擬換熱。

表1 低速工況各換熱器換熱功率

流體流過多孔介質(zhì)時，單位長度壓力損失與氣流速度的關(guān)系式如下[11]：

式中，α為慣性阻力系數(shù)，kg/m4；β為粘性阻力系數(shù)，kg/(m3·s)；V為氣流速度，m/s。

換熱器的壓降數(shù)據(jù)可以通過試驗或從生產(chǎn)廠家得到，將壓降數(shù)據(jù)擬合成二次多項式，方程的二次項系數(shù)和一次項系數(shù)分別對應(yīng)式（4）中的α和β。數(shù)值求解中通過在動量方程中添加給定方向的阻力源項來模擬通過多孔介質(zhì)的流動損失。

換熱器的性能除了取決于流經(jīng)換熱器芯體的氣流流量和氣流溫度外，進風(fēng)面氣流分布的均勻性也有較大影響，可以用速度均勻性系數(shù)來評價。

有限n個測點的速度均勻性系數(shù)γ定義如下[12]：

對于換熱器來說，進風(fēng)面γ值越大氣流速度分布的均勻性越好，能最大限度發(fā)揮換熱器的換熱性能，避免換熱器芯體的局部過冷或過熱。

本文研究對象的散熱風(fēng)扇采用同向旋轉(zhuǎn)的雙風(fēng)扇，風(fēng)扇采用MRF方法來模擬。MRF方法是一種穩(wěn)態(tài)計算方法，風(fēng)扇域網(wǎng)格并非真實運動，而是通過將動量源加載到風(fēng)扇葉片旋轉(zhuǎn)掃過區(qū)域的網(wǎng)格。MRF方法能很好地平衡計算效率和結(jié)果精度，在工程中得到廣泛應(yīng)用。

1.2.3 邊界條件和求解設(shè)定

流場計算邊界條件設(shè)置見表2。溫度場計算時環(huán)境溫度為45℃，機艙內(nèi)零部件熱源邊界根據(jù)試驗數(shù)據(jù)來設(shè)置。采用有限體積法對控制方程進行離散，各物理量全隱式分離求解，壓力速度耦合采用SIMPLE算法，空間離散滿足二階精度，殘差標準能量方程設(shè)置為10-6，其余項設(shè)置為10-3。

表2 流場計算邊界條件設(shè)定

2 前端冷卻模塊流場影響因素研究

2.1 封閉部分格柵對冷卻模塊進氣的影響

為提高整車氣動性能，在滿足熱管理要求的前提下，封閉部分格柵是很有效的手段之一。封閉格柵時，上格柵封閉區(qū)域以散熱器芯體左、右邊界為界限，下格柵封閉區(qū)域以中冷器芯體左、右邊界為界限，如圖3所示。

由圖4和圖5可知，不論采用哪種格柵封閉方式，低速工況和高速工況中冷器進氣量均明顯增加。封閉上格柵時冷凝器和散熱器進氣量稍有增加，封閉下格柵時進氣量稍有下降。

封閉部分格柵導(dǎo)致冷卻模塊進氣量增加，原因有兩個：（1）車頭正壓區(qū)基本不變，封閉部分格柵后，進氣面積減小，在相同壓力作用下，進氣速度會提高，從而增加了進風(fēng)量。（2）封閉部分格柵后，進入機艙兩側(cè)的氣流流速降低，壓力相對于未封閉格柵時升高，對其它部位氣流的抽吸作用減弱。

封閉上格柵兩側(cè)不影響冷卻模塊進氣，但會導(dǎo)致機艙左側(cè)和右側(cè)的溫度上升，加劇此區(qū)域內(nèi)重要零部件的熱害風(fēng)險。

2.2 底護板對冷卻模塊進氣的影響

基于未封閉格柵的模型，分析加裝發(fā)動機底護板對冷卻模塊進風(fēng)量的影響。

表3 加裝底護板冷卻模塊風(fēng)量變化

由表3可知，加裝底護板后，低速工況中冷器風(fēng)量增加了9.46%，冷凝器和散熱器風(fēng)量變化很小，高速工況各冷卻模塊風(fēng)量基本不變。

汽車行駛時從下保下緣流過車底的氣流速度快，壓力低。圖6中不帶底護板時，低速工況下從下格柵進入的氣流容易受到車底氣流的吸引而改變方向，提前流出機艙。圖7中加裝底護板后，隔絕了底部氣流對下格柵來流的干擾，有利于中冷器進氣。

加裝底護板對中冷器進氣和整車氣動性能有積極作用，但對油底殼散熱不利。由圖8和圖9可知，低速工況下，不帶底護板油底殼迎風(fēng)面風(fēng)速（平均風(fēng)速為1.58 m/s）明顯比加裝下護板（平均風(fēng)速為1.41 m/s）的高，后者平均風(fēng)速降低10.8%。

2.3 冷卻模塊進風(fēng)面速度均勻性比較

由表4可知，低速工況下，冷卻模塊進氣主要靠散熱風(fēng)扇抽吸作用驅(qū)動，離風(fēng)扇最近的散熱器進風(fēng)面速度分布均勻性較冷凝器差。高速工況下，前格柵進氣占主導(dǎo)作用，中冷器和散熱器的進風(fēng)面速度分布均勻性較低速工況變好，由于格柵在冷凝器上的正投影面積有限，冷凝器的速度分布均勻性變差。

表4 冷卻模塊進風(fēng)面速度均勻性數(shù)據(jù)

3 散熱器空氣側(cè)仿真結(jié)果與試驗數(shù)據(jù)的比較

整車試驗選擇在國內(nèi)某風(fēng)洞中心進行，試驗環(huán)境溫度為45℃，相對濕度為50%，陽光模擬強度為950 W/m2。試驗車輛未封閉格柵，不帶下護板，試驗工況為低速爬坡（車速40 km/h，坡度10%），取熱平衡后的試驗數(shù)據(jù)進行對比分析。

為獲得散熱器前部風(fēng)速、前部和后部溫度分布，試驗中在散熱器前部布置了12個葉輪式風(fēng)速儀，在散熱器前部和后部分別布置了9個溫度傳感器，如圖10所示。

表5中散熱前平均風(fēng)速仿真值與試驗值均大于設(shè)計值2.68 m/s，兩者誤差小于5%，說明在總的通風(fēng)量方面，仿真值比較接近試驗值。散熱器前部和后部溫度平均值誤差均小于10%，滿足工程分析需要。

表5 仿真與試驗平均值比較

圖11中各測點風(fēng)速分布仿真值與試驗值趨勢一致，但相對誤差曲線波動幅度較大，說明仿真和試驗各個測點風(fēng)速的分布誤差較大。

由圖12和圖13可知，散熱器前部和后部各測點溫度普遍高于試驗值，相對誤差波動幅度也較大，有些測點誤差接近或超過10%。

4 散熱風(fēng)扇局部熱輻射仿真研究

發(fā)動機艙內(nèi)靠近高溫源（排氣歧管等）的零部件受熱輻射影響很大，在機艙熱流場分析時考慮熱輻射，計算開銷巨大。通常的做法是對關(guān)注的零部件單獨計算局部熱輻射影響并與機艙熱流場進行耦合。

對于排氣系統(tǒng)前置的發(fā)動機，散熱器電子風(fēng)扇受排氣歧管、催化轉(zhuǎn)化器及對應(yīng)隔熱罩的輻射影響很大。本文中散熱風(fēng)扇熱輻射分析模型僅包括發(fā)動機本體、排氣系統(tǒng)、變速器和散熱風(fēng)扇，如圖14所示。

由圖15可知，考慮輻射時風(fēng)扇護風(fēng)罩表面溫度比不考慮輻射時要高，整個護風(fēng)罩溫度分布明顯反映高溫輻射影響，即越靠近高溫源溫度越高。

表6中考慮熱輻射時，風(fēng)扇電機前測點溫度與試驗相比誤差大大減小，說明考慮局部熱輻射與機艙熱流場耦合的模擬對于提高重要零部件熱分析精度很有效。

表6 風(fēng)扇電機前溫度數(shù)據(jù)

5 結(jié)論

本文對某排氣前置的車型進行了前端冷卻模塊空氣側(cè)熱流場仿真并將部分仿真結(jié)果與試驗數(shù)據(jù)進行了比較，結(jié)論如下：

（1）封閉部分格柵和加裝底護板均能提高中冷器進氣量，但加裝底護板對油底殼散熱不利。低速工況下散熱器進風(fēng)面速度均勻性較差，而高速工況下冷凝器進風(fēng)面速度均勻性較差。

（2）散熱器前風(fēng)速平均值、前部和后部溫度平均值與試驗相比誤差均小于10%，散熱器前平均風(fēng)速滿足設(shè)計要求且留有一定余量。從仿真和試驗結(jié)果來看，該車型發(fā)動機艙冷卻模塊和進氣格柵的匹配設(shè)計合理。

（3）散熱風(fēng)扇考慮和不考慮熱輻射影響的對比分析表明考慮局部高溫輻射與機艙熱流場的耦合模擬能大大提高熱分析精度。

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