任承钦，蔡德宏，刘敬平，樊明明

（湖南大学 汽车车身先进设计制造国家重点实验室，湖南 长沙 410082）

汽车发动机舱热流场的优劣，直接影响到整车的运行效果和使用性能.在新车设计阶段，了解影响机舱散热的主要因素，掌握不同运行工况下机舱散热特性，是一项非常重要的工作.通过实验方法对机舱散热性能进行分析[1］，需要耗费大量成本，且试验条件苛刻，测试结果受客观条件影响较大.文献[2－3］采用了实验与数值模拟相结合的方法，对整车流场及发动机冷却系统进行了分析研究.文献[4］采用CFD数值技术模拟机舱热流场，准确分析了特定工况下机舱内部散热情况，但无法得到散热性能随工况的变化规律.作者运用STAR－CCM＋和GTCOOL商业软件，通过实验分析，建立机舱散热系统的耦合模型，将发动机冷却系统与机舱热流场联合求解，从而得出不同工况下机舱散热性能.

机舱散热主要依靠热对流与热辐射的作用.对于一般的机舱结构，部件散失的大部分热量依靠空气对流作用带走，因此本文主要考虑热对流对机舱散热性能的影响，分析对流换热系数在不同运行工况下的特性规律.机舱内空气流量，对机舱散热效果有显著影响，合理的机舱结构，能有效减少空气漩涡，降低通风阻力，增强散热性能.本文通过模拟分析，得出了机舱内空气流量随工况变化的一般规律.

1 耦合方案

1.1 CFD模型

模型的建立需要基于以下2点假设：

1）忽略机舱散热过程中辐射换热；

2）空气为常物性流体，定性温度为周围环境温度.

利用UG软件建立了后置式发动机舱的几何模型，并对机舱内部结构进行了一定简化，忽略了细小部件对流场的影响.运用STAR－CCM＋软件，对几何模型进行了网格划分，并对机舱流场区域进行了局部加密，如图1所示.

图1 发动机舱网格局部加密Fig.1 The local refined mesh of engine cabin

由于机舱结构的复杂性，空气流动过程中存在大量边界层分离、涡流等现象，流动处于紊流状态.本文采用可实现k－e两方程模型[5］模拟机舱空气流场.以来流空气温度为定性温度定义空气的物性参数.散热器和中冷器采用多孔介质模型，设定热流密度边界条件.冷却风扇作为－动量源项，采用Interface－Fan模型，定义－定转速下风扇流量与压头之间的拟合关系式.

汽车运动方向为流场入口方向，模型中流场入口设定为Velocity－Inlet速度入口边界，表压为0 Pa.流场出口设定为Pressure－Outlet压力出口边界，表压为0Pa.汽车流场上界面以及两侧面设定为滑移绝热边界，地面设定为无滑移绝热壁面.在模型的建立、对标阶段，根据实验测得的数据，将机舱内各散热部件设为温度边界条件.在模型校验和数据采集阶段，通过与一维模型进行耦合计算，将散热部件设为热流密度边界条件.

1.2 GT－COOL模型

GT－COOL一维模型用以模拟发动机冷却系统运行情况.模型通过将发动机冷却系统作为以管道、孔口等部件连接起来的一系列可控热力系统的组合[6］，基于守恒及能量传输原理，计算各个部件的散热情况.图2为一维模型的简化结构图，冷却系统部件主要包括冷却水套、散热器、中冷器、风扇以及管道等部件.冷却水套将发动机散失的余热带走，以使发动机运行在正常工作温度范围内.冷却水套带走的热量通过散热器散失到机舱空气环境中.

图2 机舱冷却系统一维简化模型Fig.2 The one－dimensional simplified model of engine cooling system

发动机冷却系统中，除了散热器向机舱空气环境散热外，管道及各个部件表面也以对流换热的形式向机舱散失热量.这部分对流散热可以通过式（1）

计算出来.式（1）中：Tw为部件表面温度；hm，Tm分别为需要事先确定的平均对流换热系数和空气主流温度，可以通过CFD三维模型计算得出.

散热器冷却液侧的换热准则关联式采用经典的Dittus－Boelter公式[7］：

散热器空气侧的换热准则关联式采用我国原六机械整理的实验关联式[8］：

其中：Rel，Reg为以相应流道当量直径为特征尺寸的雷诺准则；Prl为冷却液的普朗特准则数.

模型中的风扇为轴流风扇，额定流量为4.8 m3/s，额定转速为2 300r/s，压头400Pa.模型其他部件参数根据车型确定，一些部件参数需在模型对标过程中进行修正.

1.3 耦合计算

STAR－CCM＋三维模型所计算的机舱对流换热系数及空气主流温度，是GT－COOL一维模型中各部件的换热边界条件.一维模型计算的散热器散热量、风扇流量等信息是三维模型重要的特性参数.因此，要准确计算出机舱的实际散热情况，就需要将一维和三维模型耦合起来，通过一定的迭代计算，得出热流场和机舱散热性能.

图3为耦合计算的流程图，从图中可以看出，一维模型和三维模型之间需要经过多次数据交换才能得到最终计算结果.

图3 耦合计算流程图Fig.3 The flow chart of coupling calculation

1.4 实验对比

为了进一步论证耦合计算模型的合理性，利用实验测得的数据，对耦合模型进行对比分析.汽车实际运行工况为：汽车上坡运动；道路坡度为1%左右，汽车行驶速度维持在15～17km/h，无风，空气温度为33℃，即306.15K.在耦合模型中，汽车运行在稳定工况中，因此设定：道路坡度为1%，汽车速度16km/h，环境温度306.15K.

表1列出了机舱不同部件表面平均温度的实测与模拟结果.其中实测值是某个部件表面多个温度测点的算术平均值，模拟值为部件表面面积平均值.如表1所示，由于实验条件有限以及耦合模型本身一些参数信息的不确定性，模拟值和实测值之间存在一定的误差，但总体而言模拟结果从一定程度上反映了机舱实际的运行情况.

表1 耦合模型校验分析表Tab.1 The checking and analytical tabulation of coupling model

2 数据分析

2.1 机舱对流换热系数

运用耦合模型，计算不同环境温度、车速和道路坡度下机舱散热性能，分析不同因素对平均对流换热系数的影响.

道路坡度主要影响汽车发动机负荷，不会直接影响到机舱流场，因此可以忽略道路坡度对平均对流换热系数的影响.图4为不同环境温度和车速下平均对流换热系数的变化规律.

图4（a）为一定车速条件下，平均对流换热系数随环境温度的变化规律.当环境温度改变时，换热系数变化很小，环境温度每改变10K，平均对流换热系数变化不超过2W/（m2·K）.这说明，对于机舱这种大空间的对流换热，环境温度的改变，对平均对流换热的影响是可以忽略的.

图4（b）为平均对流换热系数随车速的变化规律.从图中可以看出，机舱平均对流换热系数随着车速的增加而单调递增.平均对流换热系数在汽车低速工况变化较为剧烈，随着车速的提高，平均对流换热系数增加率趋于平缓.为了便于简单的工程计算，图4（b）给出了平均对流换热系数与车速之间的幂函数拟合曲线，拟合公式为：

式中：v为车速，m/s；hm为平均对流换热系数，W/（m2·K）.

图4 不同车速和环境温度下的平均对流换热系数Fig.4 Averaged convection heat transfer coefficients in different ambient temperature and driving speeds

2.2 流量特性

为进一步研究机舱通风散热性能，本文对机舱流量特性进行研究，分析机舱流动阻力与空气流量之间的特性关系.由流体力学理论[9］可知，对于一定空间结构的腔体，其空气流量可由式（5）确定：

式中：Q为空气流量，m3/s；η为速度系数；μ为空气流量系数，对于一定结构的机舱，μ为常数；A为入口特征面积，对于本模型的机舱，这里取A＝2.0 m2；ΔP为机舱进出口空气总压差，Pa；u为入口平均流速，m/s.

图5（a）显示了机舱入口空气流量Q随流速u的变化规律，流量随流速的增大而增大，且流量与流速成良好的线性关系.对于实际的汽车机舱，测量机舱入口平均流速比较繁琐.因此，需要对汽车速度v与机舱流量Q之间的特性做出分析研究.图5（b）显示了机舱入口空气流量随车速的变化规律，流量与车速同样满足良好的线性关系.这说明机舱入口空气流速与车速成一定的比例关系.为了便于工程计算，本文以车速v为变量，研究车速与机舱流量的变化规律.通过数据拟合，得出机舱空气流量与车速之间的经验计算公式：

式中：流量系数μ为0.380；v为车速，m/s.

图5 机舱流量特性图Fig.5 Characteristic diagram of engine cabin flux

3 机舱优化

上述章节对机舱散热特性进行了详细的分析，为提高机舱散热性能提供了设计指导.通过对机舱热流场分析，调整机舱布置形式，加大机舱尾部通风格栅的流通面积，计算汽车高速工况下机舱散热性能，并对机舱调整前后散热性能进行对比分析.图6给出了机舱结构调整前后速度场的变化情况.表2列出了机舱结构变化前后机舱平均以及部件局部对流换热系数的变化情况.

从图6可以看出：机舱结构改变后，机舱迎风侧流场均匀性得到一定程度的加强，空气滞留现象有了一定程度的改善.但由于迎风侧空气流通性能的增强，而舱尾空气排放仍受机舱结构限制，空气流过散热部件到达舱尾后，来不及及时排出机舱，使得舱尾右侧出现了较大的空气回流.因此，还需要通过一些诱导措施促使机舱空气及时排出，才能有效地提高机舱的通风散热性能.

图6 调整前后机舱速度云图Fig.6 Velocity contour of unadjusted and adjusted layouts of engine cabin

由表2可知，机舱结构调整后，机舱各部件表面换热系数及平均表面对流换热系数有明显增加.这主要是因为在机舱迎风侧，空气流通性能得到了提高，机舱部件迎风表面对流换热作用有了明显增强.

表2 对流换热系数对比表Tab.2 Comparison tabulation of convection heat transfer coefficient

4 结 语

建立了机舱散热耦合模型，实验对比分析表明：

1）模型计算结果与实测结果之间相对误差在5%以内.

2）机舱散热表面对流换热系数的大小受环境温度影响很小，一定结构及布置形式的机舱，对流换热系数大小主要由车速决定.

3）一定结构及布置形式的机舱，空气流量主要受车速影响.机舱空气流量与车速满足良好的线性关系.

4）改变机舱结构后，机舱对流换热系数和热流场有明显变化.由此说明，不同的机舱布置形式，对机舱对流换热系数和流场有明显影响.

[1]金叙龙，杨兴龙.CA6471轻型客车机舱通风及冷却性能的改善[J］.汽车技术，2009（8）：22－24.JIN Xu－long，YANG Xing－long.Improvement of ventilation and cooling performance of engine compartment CA6471light bus[J］.Automobile Technology，2009（8）：22－24.（In Chinese）

[2]MUKUTMONI D，HAN J，ALAJBEGOVIC A.Numerical and experimental investigation of temperature and flow field in a full vehicle[C］//AJTEC2011－44405.USA：Hawqil，2011：T10048－T10048－9.

[3]FONTANESI S，MALAGUTI S，MCASSEY E V.CFD methodology assessment for the investigation of convective heat transfer properties of engine coolants under boiling conditions[C］//ICES2009.USA：Wisconsin，2009：563－572.

[4]袁侠义，谷正气，杨易.汽车发动机舱散热的数值仿真分析[J］.汽车工程，2009（9）：843－853.YUAN Xia－yi，GU Zheng－qi，YANG Yi.Numerical simulation on vehicle underhood cooling[J］.Automotive Engineering，2009（9）：843－853.（In Chinese）

[5]陶文铨.数值传热学[M］.2版.西安：西安交通大学出版社，2008：374－376.TAO Wen－quan.Numerical heat transfer[M］.2nd ed.Xi＇an：Xi＇an Jiaotong University Press，2008：374－376.（In Chinese）

[6]剧冬梅，孟红，韩恺.发动机及其冷却系统耦合仿真方法研究[J］.系统仿真学报，2009，21（7）：1841－1844.JU Dong－mei，MENG Hong，HAN Kai.Study of co－simulation of engine and cool system[J］.Journal of System Simulation，2009，21（7）：1841－1844.（In Chinese）

[7]杨世铭，陶文铨.传热学[M］.4版.北京：高等教育出版社，2006：246.YANG Shi－ming，TAO Wen－quan.Heat transfer[M］.4th ed.Beijing：Higher Education Press，2006：246.（In Chinese）

[8]姚仲鹏，王新国.车辆冷却传热[M］.北京：北京理工大学出版社，2001：198－204.YAO Zhong－peng， WANG Xin－guo.Vehicle cooling heat transfer[M］.Beijing：Beijing University of Technology Press，2001：198－204.（In Chinese）

[9]胡敏良，吴雪茹.流体力学[M］.武汉：武汉理工大学出版社，2008：116－120.HU Min－liang，WU Xue－ru.Fluid dynamics[M］.Wuhan：Wuhan University of Technology Press，2008：116－120.（In Chinese）