劉傳波，劉 康，占 魁，滿興家

（1.武漢理工大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院，湖北 武漢430070；2.上汽通用五菱汽車有限公司，廣西 柳州545007）

1 引言

主動(dòng)進(jìn)氣格柵（Active Grille Shutter，AGS）是近年來(lái)一項(xiàng)新興的節(jié)油技術(shù)，主要通過(guò)控制電機(jī)合理調(diào)節(jié)進(jìn)氣格柵的開啟角度在滿足冷卻系統(tǒng)的散熱需求的同時(shí)降低整車風(fēng)阻，從而提升整車燃油經(jīng)濟(jì)性。有研究表明，在汽車?yán)鋯?dòng)階段通過(guò)關(guān)閉AGS可以縮短發(fā)動(dòng)機(jī)的40%暖機(jī)時(shí)間［1］，同時(shí)減少了發(fā)動(dòng)機(jī)的低溫磨損，降低油耗。高速工況下，適當(dāng)減小AGS開度可以降低整車風(fēng)阻，提高動(dòng)力性，降低油耗。

文獻(xiàn)［2］通過(guò)STAR-CCM+研究某車型在不同格柵開度下的汽車風(fēng)阻、發(fā)動(dòng)機(jī)艙壓力場(chǎng)和速度流場(chǎng)，得到汽車在啟動(dòng)、低速、高速和高功率工況下格柵開度的控制方案；文獻(xiàn)［3］基于中心組合設(shè)計(jì)的標(biāo)定方案建立冷卻需求預(yù)測(cè)模型，并以此模型提出了10開度的AGS控制方案，經(jīng)實(shí)車驗(yàn)證該方案在極限工況下冷卻流量?jī)?yōu)化約49%，典型工況下節(jié)油效果約0.1L；文獻(xiàn)［4］構(gòu)建整車燃油經(jīng)濟(jì)性的數(shù)學(xué)模型，在滿足散熱需求基礎(chǔ)上以降低氣動(dòng)阻力為優(yōu)化目標(biāo)提出了AGS的連續(xù)控制方案，結(jié)果表明在高速工況下，整車燃油經(jīng)濟(jì)性提升1.3%-1.5%；文獻(xiàn)［5］基于AMESim平臺(tái)建立車輛熱管理模型，以評(píng)價(jià)不同AGS開度的控制方案對(duì)提升整車燃油經(jīng)濟(jì)性的影響，結(jié)果表明5開度的AGS控制方案能夠有效地提升整車燃油經(jīng)濟(jì)性。以上研究表明：對(duì)于AGS的研究，大多建立AGS相關(guān)模型，通過(guò)對(duì)比AGS不同開度在模型中的表現(xiàn)，進(jìn)而確定AGS最佳開度，而沒(méi)有根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)全工況下的實(shí)際散熱需求對(duì)進(jìn)氣格柵角度進(jìn)行匹配。本研究采用CFD數(shù)值仿真的方法，重點(diǎn)研究散熱器在不同車速和格柵角度下的實(shí)際進(jìn)風(fēng)量，同時(shí)基于發(fā)動(dòng)機(jī)熱平衡實(shí)驗(yàn)得到冷卻系統(tǒng)在不同車速下的散熱需求，以滿足發(fā)動(dòng)機(jī)的散熱需求與降低整車風(fēng)阻為原則，確定基于車速和冷卻液溫度的格柵角度匹配方案，并通過(guò)汽車?yán)鋯?dòng)下怠速油耗試驗(yàn)和道路等速油耗實(shí)驗(yàn)對(duì)格柵開度方案進(jìn)行了驗(yàn)證。

2 數(shù)值計(jì)算模型

采用ANSYS Fluent對(duì)整車內(nèi)外流場(chǎng)仿真分析，根據(jù)已有的通用方式建立風(fēng)洞仿真模型并設(shè)置網(wǎng)格加密區(qū)域提高計(jì)算精度［6］，整車模型與計(jì)算域如圖1。對(duì)車身部分結(jié)構(gòu)進(jìn)行適當(dāng)簡(jiǎn)化以提高仿真效率，散熱器和冷凝器采用多孔介質(zhì)模型，對(duì)冷卻風(fēng)扇采用MRF區(qū)域模型，同時(shí)固定轉(zhuǎn)速為2568rpm。CFD仿真為穩(wěn)態(tài)仿真，為使仿真規(guī)律適用于NEDC工況下進(jìn)氣模塊匹配，選取NEDC勻 速 段（15km/h、30km/h、50km/h、70km/h、100km/h及120km/h）作為仿真工況。進(jìn)氣格柵的調(diào)整角度從全閉到全開依次為0°、10°、20°、30°、40°、50°、60°、70°、80°和90°。本研究車型采用水平葉片的百葉窗設(shè)計(jì)，格柵葉片與豎直平面的夾角定義為格柵開啟角度，上下格柵葉片同步旋轉(zhuǎn)，格柵結(jié)構(gòu)及開口角度定義，如圖2所示。

圖1 整車模型與計(jì)算域Fig.1 Vehicle Model and Calculation Domain

圖2 AGS結(jié)構(gòu)及開口角度定義Fig.2 AGS Structure and Opening Angle Definition

3 仿真結(jié)果分析

3.1 整車風(fēng)阻的結(jié)果分析

格柵角度的變化使發(fā)動(dòng)機(jī)前艙進(jìn)氣通道發(fā)生改變，進(jìn)而影響了整車內(nèi)外流場(chǎng)分布和風(fēng)阻特性。整車研發(fā)過(guò)程中常用風(fēng)阻系數(shù)來(lái)評(píng)價(jià)整車風(fēng)阻，風(fēng)阻系數(shù)是汽車的固有屬性，其大小只取決于汽車的外形，與車速無(wú)關(guān)［7］。空氣阻力的數(shù)學(xué)模型如下：

式中：Fw—空氣阻力，N；Cd—風(fēng)阻系數(shù)；A—汽車的迎風(fēng)面積，m2；ρ—空氣密度，m3/kg，；V—行駛速度，m/s。

為研究格柵角度對(duì)整車風(fēng)阻的影響，選取100km/h的工況并針對(duì)不同格柵角度進(jìn)行多次仿真，根據(jù)公式（1）計(jì)算不同格柵角度下的風(fēng)阻系數(shù)，格柵角度對(duì)風(fēng)阻系數(shù)的影響曲線，如圖3所示。

圖3 格柵角度對(duì)整車風(fēng)阻系數(shù)的影響曲線Fig.3 Influence Curve of Grid Angle on Vehicle Drag Coefficient

分析圖3可知：（1）格柵角度為0°時(shí)，整車風(fēng)阻系數(shù)最小為0.344，格柵角度為90°時(shí)，風(fēng)阻系數(shù)最大為0.359，格柵角度從全開到全閉過(guò)程風(fēng)阻系數(shù)降低了4.19%；（2）隨著格柵角度的增大，風(fēng)阻系數(shù)的增長(zhǎng)率逐漸減小，其數(shù)值在格柵角度為70°時(shí)趨于穩(wěn)定。

整車風(fēng)阻與車速的平方成正比，車速越大，減小風(fēng)阻系數(shù)對(duì)于降低整車風(fēng)阻的效果越明顯。因此在汽車實(shí)際行駛過(guò)程中，在保證發(fā)動(dòng)機(jī)散熱需求的基礎(chǔ)上，適當(dāng)?shù)卣{(diào)小格柵角度更利于降低整車風(fēng)阻，從而降低油耗。

3.2 散熱器進(jìn)風(fēng)量的結(jié)果分析

在不同車速工況和格柵角度下進(jìn)行仿真分析，散熱器入口的空氣質(zhì)量流率見表1，各工況下格柵角度對(duì)散熱器進(jìn)風(fēng)量的影響曲線，如圖4所示。

表1 散熱器的進(jìn)風(fēng)量仿真結(jié)果（kg/s）Tab.1 Radiator Airflow Simulation Results（kg/s）

圖4 各工況下格柵角度對(duì)散熱器進(jìn)風(fēng)量的影響曲線Fig.4 Influence Curve of Grid Angle on Inlet Air Volume of Radiator under Various Working Conditions

由表1和圖4可知：（1）低速工況格柵角度在0～20°時(shí)，散熱器的進(jìn)風(fēng)量出現(xiàn)快速增加，大于20°時(shí)趨于穩(wěn)定；（2）中速工況時(shí)，散熱器的進(jìn)風(fēng)量受格柵角度的影響趨勢(shì)基本同低速工況一致，不同在于格柵開度達(dá)到40°時(shí)散熱器進(jìn)風(fēng)量才慢慢趨于穩(wěn)定；（3）高速工況格柵角度在0～50°時(shí)，散熱器的進(jìn)風(fēng)量隨格柵角度增大而快速增大，格柵角度為50°～70°時(shí)，散熱器進(jìn)風(fēng)量趨于穩(wěn)定狀態(tài)，大于70°時(shí)，散熱器進(jìn)風(fēng)量隨著格柵角度增大而減小。當(dāng)格柵角度為50°時(shí)，各工況下散熱器入口面進(jìn)氣量都趨于最大值，因此極限工況時(shí)保持格柵角度為50°可同時(shí)達(dá)到散熱和降阻的目的。

4 格柵開度匹配

4.1 發(fā)動(dòng)機(jī)熱平衡實(shí)驗(yàn)

發(fā)動(dòng)機(jī)熱平衡實(shí)驗(yàn)?zāi)康氖谴_定不同工況下燃油燃燒釋放總能量在發(fā)動(dòng)機(jī)各部分的分配情況，熱平衡方程見公式（2）。

式中：Qf—燃油釋放的總熱量，KW；Pe—發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)化為有效功的熱量，KW；Qw—冷卻液帶走的熱量，KW；Qa—排氣帶走的熱量，KW；Qo—余項(xiàng)損失熱量，KW。

對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)在不同的轉(zhuǎn)速和負(fù)荷率下進(jìn)行熱平衡實(shí)驗(yàn)，通過(guò)監(jiān)測(cè)散熱系統(tǒng)中冷卻液的流量和發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻液進(jìn)出水口溫度，按照公式（3）計(jì)算各個(gè)工況下發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻液帶走的熱量，部分實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)，如表2所示。

表2 發(fā)動(dòng)機(jī)熱平衡實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)Tab.2 Engine Heat Balance Test Data

式中：VC—冷卻液流量，m3/s；ΔT—發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻液進(jìn)出口溫度差，℃；ρw—冷卻液密度，取1022kg/m3；Cw—冷卻液定壓比熱容，取3.65KJ/kg·k。

相關(guān)文獻(xiàn)資料表明，發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻液帶走熱量主要與發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速和負(fù)荷率相關(guān)，并且具有一定的線性關(guān)系［8］。為驗(yàn)證上述規(guī)律，利用MATLAB線性擬合工具箱對(duì)熱平衡實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行線性擬合，在置信度為95%的前提下得到如下公式：

式中：Qw—冷卻液帶走熱量，KW；n—發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速，r/min；Φ—發(fā)動(dòng)機(jī)負(fù)荷率。

經(jīng)計(jì)算得知：（1）相對(duì)誤差均在5%以內(nèi)，回歸擬合相對(duì)誤差平均值為3.12%；（2）對(duì)回歸方程進(jìn)行方差分析，檢驗(yàn)值F=1.6486＞0，回歸判定系數(shù)R=95%，R-Square（擬合優(yōu)度）為0.9896，擬合效果顯著。即充分表明冷卻液帶走熱量與發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速和負(fù)荷率呈線性相關(guān)，可用上式（4）計(jì)算在不同工況下發(fā)動(dòng)機(jī)的散熱量。

4.2 冷卻需求的確定

通常情況冷卻系統(tǒng)的匹配都是以額定功率工況和最大扭矩工況作為設(shè)計(jì)和校核，這就導(dǎo)致了汽車在大多數(shù)工況下散熱能力富余。車輛實(shí)際行駛過(guò)程中，冷卻系統(tǒng)需求的散熱量隨著工況而不斷變化的，這就要求進(jìn)氣格柵能隨著工況的改變而主動(dòng)改變開口角度。發(fā)動(dòng)機(jī)熱平衡實(shí)驗(yàn)的工況為發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速和負(fù)荷率，而CFD仿真工況為車速，為方便匹配格柵角度，必須統(tǒng)一兩者工況。通過(guò)確定不通車速下發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速和負(fù)荷率，從而計(jì)算得到不同車速下發(fā)動(dòng)機(jī)的散熱需求。

由汽車車速與發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的轉(zhuǎn)換公式（5）計(jì)算各車速下發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速見表3。負(fù)荷率代表發(fā)動(dòng)機(jī)當(dāng)前轉(zhuǎn)速下的扭矩和最大扭矩比值，汽車在特定車速下的負(fù)荷率會(huì)隨著當(dāng)前路況、駕駛?cè)说牧?xí)慣和發(fā)動(dòng)機(jī)的當(dāng)前狀態(tài)等發(fā)生變化，很難確定固定車速下負(fù)荷率。為了便于計(jì)算不同車速下的散熱需求，設(shè)定發(fā)動(dòng)機(jī)的負(fù)荷率為該車速下最大負(fù)荷率100%。依據(jù)上節(jié)公式（4）計(jì)算在固定車速下發(fā)動(dòng)機(jī)的散熱量Qw，如表3所示。

式中：ig—該5MT車型在各個(gè)檔位的轉(zhuǎn)速比，3.545/2.050/1.310/1.031/0.864；io—主傳動(dòng)比，io=4.058；V—車速，km/h；r—車輪半徑，r=0.31595m。

根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)的散熱量Qw和整車熱平衡試驗(yàn)測(cè)取散熱器前后的溫差Δtr（℃），按式（6）計(jì)算散熱器理論需求的進(jìn)風(fēng)量qw（kg/s）如下表3。

表3 各車速下散熱器的進(jìn)氣需求量Tab.3 Air Intake Demand for Radiators at Various Speeds

式中：Ca—空氣的定壓比熱容，取1.05KJ/kg·k。

4.3 格柵角度匹配

進(jìn)氣格柵角度匹配應(yīng)綜合考慮發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻系統(tǒng)的散熱需求和降低整車風(fēng)阻，在滿足冷卻系統(tǒng)散熱需求的前提下盡可能減小格柵角度以降低整車風(fēng)阻。根據(jù)表3中計(jì)算得到的散熱器的需求進(jìn)氣量和表1中仿真獲取的散熱器實(shí)際進(jìn)氣量，對(duì)不同車速下的格柵角度進(jìn)行匹配結(jié)果，如表4所示。

表4 各車速下最佳格柵角度Tab.4 Optimal Grill Angle at Each Speed

對(duì)于本文研究車型，當(dāng)冷卻液溫度在80-90℃（發(fā)動(dòng)機(jī)出水溫度在85℃-95℃之間），發(fā)動(dòng)機(jī)具有最佳的工作性能和使用壽命。結(jié)合上表4，可得格柵角度基于車速和冷卻液溫度調(diào)整方案如下：（1）冷啟動(dòng)階段，發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻液溫度低于80℃時(shí)，調(diào)整格柵角度為0°以實(shí)現(xiàn)快速升溫；（2）當(dāng)冷卻液溫度在80℃-90℃時(shí)，格柵角度按照車速進(jìn)行調(diào)整如上表4。由于研究工況非連續(xù)工況，處于兩個(gè)速度中間的工況，取上限速度格柵角度作為調(diào)整角以保證散熱需求；（3）極限工況時(shí)，冷卻液溫度大于90℃，調(diào)整格柵角度為50°同時(shí)保證散熱和降阻。

5 試驗(yàn)驗(yàn)證

為了保證本研究的科學(xué)性和嚴(yán)謹(jǐn)性，需要對(duì)數(shù)值計(jì)算模型和格柵開度匹配方案進(jìn)行試驗(yàn)驗(yàn)證，試驗(yàn)對(duì)象與仿真一致均為某前置前驅(qū)MPV車型，搭載1.5T渦輪增壓發(fā)動(dòng)機(jī)。

5.1 原車型仿真數(shù)據(jù)驗(yàn)證

在散熱器進(jìn)口面布置風(fēng)速傳感器以測(cè)量流經(jīng)散熱器的實(shí)際風(fēng)速，并將風(fēng)速數(shù)據(jù)換算成散熱器入口面空氣質(zhì)量流率。風(fēng)速傳感器布置如下圖5，換算公式如下式（7）：

圖5 風(fēng)速傳感器布置Fig.5 Wind Speed Sensor Arrangement

式中：ρ—空氣密度；S—散熱器迎風(fēng)面積，S=0.3037m2；V—流經(jīng)散熱器空氣流速，m/s。

根據(jù)GB/T12542-2009汽車熱平衡能力道路試驗(yàn)法對(duì)原車進(jìn)行整車熱平衡實(shí)驗(yàn)，試驗(yàn)與仿真數(shù)據(jù)對(duì)比，如表5所示。

表5 試驗(yàn)結(jié)果與仿真結(jié)果對(duì)比（kg/s）Tab.5 Comparison of Test Results with Simulation Results（kg/s）

由表5可知，低速工況下仿真值相對(duì)試驗(yàn)值稍偏大，而中高速工況下仿真值相對(duì)于試驗(yàn)值稍偏小。試驗(yàn)值與仿真值的誤差均在5%以內(nèi)，充分驗(yàn)證本仿真數(shù)據(jù)的可靠性。

5.2 優(yōu)化方案驗(yàn)證

冷啟動(dòng)下改進(jìn)原車型格柵角度為0°保持不變，通過(guò)Vehicle Spy獲取汽車OBD采集的發(fā)動(dòng)機(jī)水溫，計(jì)算冷啟動(dòng)下的溫升時(shí)長(zhǎng)。外接AVL油耗儀采集怠速下的瞬時(shí)油耗，采集頻率為10HZ，采集時(shí)間為30min。設(shè)定溫升時(shí)長(zhǎng)為發(fā)動(dòng)機(jī)水溫從40℃到85℃的時(shí)間間隔，怠速油耗為發(fā)動(dòng)機(jī)水溫和瞬時(shí)油耗穩(wěn)定后一段時(shí)間內(nèi)的均值。

圖6 Vehicle Spy數(shù)據(jù)采集界面Fig.6 Vehicle Spy Data Acquisition Interface

由表6可知，在冷啟動(dòng)下格柵全閉更有利于實(shí)現(xiàn)發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻液快速升溫，同時(shí)格柵全閉狀態(tài)下怠速瞬時(shí)油耗相對(duì)于格柵全開下降低了0.076L/h。

表6 冷啟動(dòng)溫升時(shí)長(zhǎng)及怠速油耗Tab.6 Cold Start Temperature Rise Time and Idle Fuel Consumption

根據(jù)GB/T12545.1-2008汽車燃料消耗量試驗(yàn)方法進(jìn)行道路等速油耗的測(cè)量。每組工況測(cè)試三次，取均值比較，限于條件僅對(duì)匹配格柵角度為30°下幾個(gè)典型工況進(jìn)行試驗(yàn)驗(yàn)證，等速油耗試驗(yàn)結(jié)果如下。

由表7可知，基于上文格柵角度的匹配方案相對(duì)于原車型全開狀態(tài)在車速分別為30km/h、70km/h和120km/h等速下，油耗下降幅度分別為0.08L/100km，0.11L/100km和0.15L/100km，整車燃油經(jīng)濟(jì)性隨車速增大明顯提高。

表7 等速油耗試驗(yàn)結(jié)果（L/100km）Tab.7 Isothermal Fuel Consumption Test Results（L/100km）

6 結(jié)論

本文以某MPV車型為研究實(shí)例，結(jié)合CFD仿真和發(fā)動(dòng)機(jī)熱平衡實(shí)驗(yàn)，以降低整車油耗為目標(biāo)完成了格柵角度的匹配優(yōu)化。

（1）基于Fluent對(duì)某車型進(jìn)氣格柵在不同開啟角度下進(jìn)行仿真分析，結(jié)果表明適當(dāng)減小進(jìn)氣格柵開度可以降低整車的風(fēng)阻系數(shù)，進(jìn)而降低車輛的行駛阻力以提高整車燃油經(jīng)濟(jì)性。

（2）研究發(fā)動(dòng)機(jī)熱平衡實(shí)驗(yàn)，回歸擬合得到發(fā)動(dòng)機(jī)散熱量在全工況下的數(shù)學(xué)模型，進(jìn)而計(jì)算冷卻系統(tǒng)在不同車速下的散熱需求，并結(jié)合CFD仿真中的實(shí)際進(jìn)氣量匹配出格柵開啟角度的調(diào)整方案。

（3）對(duì)實(shí)車進(jìn)氣格柵開啟角度進(jìn)行優(yōu)化調(diào)整，得到整車在怠速下瞬時(shí)油耗下降0.076L/h，30km/h、70km/h和120km/h等速下油耗下降幅度分別為0.08L/100km、0.11L/100km和0.15L/100km。