劉傳波，楊 宇，莫易敏，王 偉

（1.武漢理工大學 機電工程學院，湖北 武漢 430070；2.上汽通用五菱汽車股份有限公司，廣西 柳州 545007）

1 引言

隨著汽車綜合性能的不斷提高，發(fā)動機、傳動裝置、空調(diào)以及液壓設(shè)備等的散熱負荷也越來越高，汽車前艙內(nèi)的布置也越來越緊湊，對汽車前艙散熱性能的要求也越來越嚴格。

目前，采用CFD技術(shù)并結(jié)合試驗驗證的方法對汽車前艙的散熱問題進行研究的現(xiàn)象越來越普遍。汽車冷卻模塊傳統(tǒng)布置方式是風扇放置于冷凝器和散熱器后面的CRFM布置，文獻[1-3]提出了將風扇放置于冷凝器和散熱器之間的CFRM布置概念，并研究指出，當風扇轉(zhuǎn)速相同時，CFRM前艙溫度相比于CRFM布置要低10℃以上，冷凝器和散熱器的空氣質(zhì)量流率也更大。文獻[4]以載貨汽車為研究對象進行了數(shù)值仿真，發(fā)現(xiàn)當增大風扇與散熱器之間的間距時，散熱器進風量也會增大，前艙的散熱性能也就越好。

針對某MPV汽車在冷卻系統(tǒng)優(yōu)化的過程中，存在發(fā)動機功率提升以及風扇和水泵電控化以后，出現(xiàn)水溫過高的問題，采用三維CFD數(shù)值分析的方法[5]，對高速工況下冷卻模塊在CRFM和CFRM這兩種布置下的前艙散熱性能進行了綜合比較分析，并研究了CRFM的布置方式下，冷卻風扇與散熱器間的距離變化對該車型前艙散熱性能的影響。

2 有限元模型的建立

本次計算采用CFD數(shù)值分析的方法對該車型在高速工況下的散熱特性進行研究，整個仿真運算遵循質(zhì)量守恒，動量守恒及能量守恒[6]。由于計算中采用了多重參考坐標系，若采用Realizable k-ε模型會產(chǎn)生非物理湍流粘性，所以本次計算采用標準k-ε湍流模型，并采用SIMPLE算法來求解速度與壓力的耦合，所有的仿真迭代結(jié)果均收斂。

2.1 整車模型

首先需要對整車及其所處的計算域建立有限元模型。由于實車模型過于復(fù)雜，為了減少計算網(wǎng)格的數(shù)量，節(jié)約數(shù)值計算的時間和成本，在盡可能反映模型特征細節(jié)及精度的前提下，需要對模型進行一定程度的簡化處理[7]，比如去除螺栓，省掉一些直徑很小的管道等。由于本次計算的數(shù)值分析只涉及到發(fā)動機艙內(nèi)流場以及整車外流場的耦合計算，所以將駕駛艙內(nèi)的內(nèi)飾部分全部省略掉，并將汽車駕駛艙完全密封，避免空氣滲入對計算結(jié)果造成干擾。

2.2 計算域的選擇

在模擬汽車前艙的流場及溫度場時，需要建立一個模擬風洞來作為計算域，將汽車置于風洞中做數(shù)值分析。該車型基本尺寸數(shù)據(jù)為長4710mm，寬1785mm，高1745mm。風洞尺寸根據(jù)相應(yīng)的標準設(shè)定，如圖1所示。另外，氣流在接觸車輛前主要呈現(xiàn)層流狀態(tài)。當靠近車頭位置時，氣流發(fā)生分離。車頭前部空間流場狀況相對單一，而車尾部流場相對復(fù)雜，所以需要在車身周圍一定范圍內(nèi)進行網(wǎng)格加密。整車模型和計算域，如圖2所示。

圖1 風洞尺寸簡圖Fig.1 The Diagram of the Size of the Wind Tunnel

圖2 整車模型和計算域Fig.2 The Model of the Vehicle and the Computational Domain

2.3 冷卻組件模型

2.3.1 換熱器多孔介質(zhì)模型

由于冷凝器和散熱器都屬于換熱器，為了節(jié)省計算時間，計算時將采用多孔介質(zhì)模型來模擬冷凝器和散熱器，通過給定慣性阻尼和粘性阻尼來模擬氣流在其內(nèi)部流動的壓降[8]。

在簡單、均勻的多孔介質(zhì)上，可以使用多孔介質(zhì)的Darcy定律：

式中：Δp—換熱器空氣側(cè)壓降；L—換熱器厚度；μ—試驗條件下的空氣粘度；α—多孔介質(zhì)的滲透性，1/α即為黏性阻力系數(shù)；C2—慣性阻力系數(shù)。

在實際計算過程中，根據(jù)上述公式，通過插值擬合的方式分別求出冷凝器和散熱器的慣性阻力系數(shù)和黏性阻力系數(shù)。冷凝器和散熱器擬合的阻抗曲線圖，如圖3所示。

圖3 換熱器阻抗曲線圖Fig.3 The Impedance Curve of Heat Exchanger

2.3.2 風扇MRF模型

目前，對于風扇旋轉(zhuǎn)區(qū)域的計算仿真主要有滑移網(wǎng)格法和多重參考坐標系（MRF）法[9]。其中，多重參考坐標系法是一種定常的近似求解方法，可以節(jié)約大量的計算時間和資源，更適用于汽車前端進氣的數(shù)值模擬。另一方面，由于本次計算中對CRFM和CFRM兩種冷卻模塊的布置方式進行了對比，而多重參考坐標系法可以消除這兩種布置下采用相同的風扇特性曲線造成的不妥的問題。綜上兩點，本次計算采用多重參考坐標系法。

2.4 邊界條件

采用模擬風洞的方法對汽車外流場與前艙內(nèi)流場進行耦合計算，其邊界條件的設(shè)定應(yīng)根據(jù)內(nèi)外流場各自的特點而分為兩種情況：外部邊界條件和內(nèi)部邊界條件。

對于外部流動，其邊界條件包括：風洞速度入口邊界條件、風洞壓力出口邊界條件和壁面邊界條件。車底底部地面部分設(shè)置成和風洞入口一樣的速度，從而減少地面效應(yīng)的影響。對于內(nèi)部流動，其中包含冷凝器、散熱器、風扇、發(fā)動機等主要部件。需要氣流流通的冷卻組件的進出口面均設(shè)置為interior模式，其余部件均滿足壁面邊界條件。

本次計算選定高速工況為計算工況。汽車冷卻風扇轉(zhuǎn)速為2680r/m，環(huán)境溫度為30℃，速度入口風速為117km/h。冷凝器的能量源項為2472kW/m3，散熱器散熱量為36.9kW。

3 計算結(jié)果與分析

3.1 CRFM和CFRM布置方式的比較分析

為了嚴格對比CRFM和CFRM這兩種不同的布置方式對汽車前艙散熱性能的影響，只是將風扇和散熱器的位置進行了互換，并未改變它們彼此與其它部件之間的的距離，其他組件完全相同，具體布置方式，如圖4所示。

圖4 CRFM和CFRM結(jié)構(gòu)示意圖Fig.4 The Structure Schematic Diagrams of CRFM and CFRM

CRFM和CFRM兩種布置方式下散熱組件的進風量對比圖，如圖5所示。其中，總進風量等于冷凝器和散熱器的進風量之和。由圖5可知，相比于原車所采用的CRFM布置方式，CFRM布置方式下的冷凝器進風量明顯增大，但其散熱器的進風量有一定程度的下降，總體而言，散熱器和冷凝器的總進風量相差不是特別大。一方面這是因為在CFRM布置下，風扇放置在冷凝器和散熱器之間，風扇對空氣的抽吸作用直接作用在冷凝器上，而不必經(jīng)過散熱器的阻擋作用，所以CFRM布置方式下冷凝器的進風量有所增大；另一方面，在CRFM布置方式下，通過散熱器的氣流主要分為兩部分，一部分是經(jīng)過冷凝器加熱的氣體，另一部分則來自于經(jīng)過冷凝器與散熱器之間的間隙滲入的氣體。而在CFRM布置方式下，由于風扇對散熱器的抽吸作用大幅減弱，改為對散熱器進行吹風，導(dǎo)致流經(jīng)散熱器的氣體幾乎全部來自于經(jīng)過冷凝器加熱的氣體，散熱器的進風量減少，使得散熱器的散熱性能減弱。

圖5 兩種布置方式下散熱組件進風量對比圖Fig.5 The Air Flow Rate of Heat Sink Under Two Kinds of Arrangement

為了分析方便，分別選取了包含三元催化器、排氣管和電池等關(guān)鍵部件在內(nèi)的兩個發(fā)動機艙截面：Y截面（Y=50mm）和Z截面（Z=700mm）。CRFM和CFRM這兩種布置方式下Y、Z兩個截面的前艙溫度分布圖，如圖6所示。

圖6 不同布置方式下的溫度分布Fig.6 The Temperature Distribution in Different Arrangements

從圖6可以看出，雖然在CFRM布置方式下，汽車前艙平均溫度要略微低于CRFM布局，但是，CFRM布置下起動機和發(fā)動機進氣系統(tǒng)附近存在局部高溫，這可能會導(dǎo)致部分部件無法正常工作，而CRFM布置方式下的發(fā)動機艙溫度分布更加均勻。也就是說，在CFRM布局方式下，散熱器附近的高溫氣體并不能很好地隨氣流從艙內(nèi)散發(fā)出去。這也說明，氣體流量大小并不是決定艙內(nèi)溫度分布的唯一因素，氣體流動的軌跡、方向同樣起著重要的作用。

3.2 風扇與散熱器之間間距的影響分析

在分析風扇與散熱器之間的間距對散熱性能的影響時，保持散熱器和冷凝器位置固定不變，風扇和風扇罩一起向后移動10mm，20mm，30mm，40mm，50mm，如圖7所示。即距離A做相應(yīng)的改變。對比分析了高速工況下這幾種間距布置對汽車前艙散熱性能的影響。不同距離A下冷卻部件的進風量，如表1所示。

圖7 冷卻部件位置布置圖Fig.7 The Arrangement of Cooling Components

表1 不同距離A下的冷卻部件進風量對比（風量：kg/s）Tab.1 The Air Flow Rate Comparison of Cooling Components in Different Distance A（Air flow Rate：kg/s）

在一定范圍內(nèi)，隨著冷卻風扇與散熱器之間距離的增大，冷凝器和散熱器的進風量均存在一定程度的提高，而風扇的進風量相對而言變化不明顯，如表1所示。一方面是因為冷凝器、散熱器與風扇面積相對，當距離增大以后，氣流以更加均勻的姿態(tài)通過換熱器；另一方面，當散熱器與風扇之間的距離增大以后，它們之間的空氣溫度降低，空氣密度增大，單位時間內(nèi)流過換熱器的空氣質(zhì)量更大。

當距離A增大至40mm以后，進一步增大A的距離時，冷凝器和散熱器的進風量有下降的趨勢。這是因為當風扇后端與發(fā)動機距離過小時，會產(chǎn)生明顯的阻塞效應(yīng)，產(chǎn)生氣體回流現(xiàn)象，反向壓制氣流通過換熱器，從而導(dǎo)致其進風量降低。對于該車型而言，在原車基礎(chǔ)上，散熱器與風扇之間再增大40mm左右的距離最有利于提升整車的散熱性能。

由于該車型發(fā)動機艙布局結(jié)構(gòu)的限制，散熱器和風扇之間的距離最多也只能增加50mm，否則會導(dǎo)致前艙機構(gòu)產(chǎn)生干涉，因此不再考慮風扇繼續(xù)后移的情況。

根據(jù)以上分析，可以認為對于該車型而言，將風扇后移40mm左右最有利于整車散熱性能的提升。將其作為改進優(yōu)化方案在實車上進行試驗驗證。

4 試驗驗證

4.1 試驗內(nèi)容

通過整車熱平衡實驗來驗證仿真結(jié)果是否與實際情況相符。整個試驗在底盤測功機上進行，通過位于車頭前面的鼓風機對試驗車吹風來模擬汽車真實行駛時的迎面風流量。鼓風機與發(fā)動機ECU實現(xiàn)實時通信，根據(jù)不同車速調(diào)整吹向試驗車的風速[10]。

通過使用風速儀測量得到的冷凝器和散熱器的進氣風速，從而間接計算出通過它們的進風量。由于空間的限制，在冷凝器和散熱器前方上下各布置兩個風速儀，取其所測風速的平均值用于計算，以減小誤差。溫度傳感器與風速儀的布置，如圖8所示。

圖8 傳感器的布置Fig.8 The Arrangement of Sensors

4.2 試驗結(jié)果分析

熱車5min以后，車輛以117km/h的速度行駛20min左右，待發(fā)動機冷卻液溫度穩(wěn)定，車輛達到熱平衡狀態(tài)時，讀取風速儀的讀數(shù)數(shù)據(jù)，如表2所示。由表2可知，冷凝器與散熱器的進風量仿真值與試驗值誤差均在8%以內(nèi)，這主要是由于車輛模型存在一定程度的簡化導(dǎo)致的，而8%以內(nèi)的誤差基本可以保證仿真結(jié)果與試驗結(jié)果的正確性。試驗結(jié)果與仿真結(jié)果規(guī)律一致，說明將風扇后移40mm的優(yōu)化方案是具有可行性的。

表2 進風量的仿真值與試驗值對比Tab.2 The Air Flow Rate Comparison Between Simulation and Test Results

5 結(jié)論

根據(jù)流體動力學理論，采用數(shù)值模擬的方法，研究了冷卻模塊的布置對汽車發(fā)動機艙散熱性能的影響，結(jié)合數(shù)值仿真分析與試驗的結(jié)果可以得出：

（1）風扇放置在冷凝器和散熱器中間的CFRM布置方式相較于傳統(tǒng)的CRFM布置，會導(dǎo)致冷凝器進風量增加，但同時會減小散熱器的進風量，并導(dǎo)致前艙局部溫度過高，使得散熱情況更加惡劣。

（2）針對傳統(tǒng)的CRFM布置模式，風扇與散熱器之間存在一個最優(yōu)距離。當適當增加風扇與散熱器之間的距離時，有助于提高冷凝器及散熱器的進風效率，并提升冷卻部件的散熱效果；而當超過最優(yōu)距離后，進一步增大風扇與散熱器之間的距離會導(dǎo)致散熱器的進風效率下降。

（3）由于時間的限制，還可以進一步做更多的仿真計算找出散熱器與冷卻風扇之間的最優(yōu)間距點。