刘传波，占 魁，刘 康,段 茂，李 鹏

(武汉理工大学 机电工程学院，湖北 武汉 430070)

随着现代科学技术的发展，汽车行业对汽车排放性能、可靠性和油耗等方面的要求日益提高，其中汽车油耗的高低与发动机舱冷却系统的优劣有着直接的联系。同时，汽车发动机舱中内元件模块化程度逐步提高，舱内布置日渐紧凑，使得散热条件愈发恶劣。因此，汽车发动机舱冷却系统的相关研究成为了国内外学者关注的焦点，如YANG等[1]对冷却系统中冷凝器、散热器、风扇的布置方式进行了多方面探讨。张宝亮[2]充分考虑零部件结构和发动机舱整体布置，结合一维和三维仿真优化了发动机舱散热性能。采用CFD(computational fluid dynamics)对汽车绕流特性进行分析，已经逐渐成为汽车工业的主流研究方法。在传统的汽车空气动力学研究中，大多采用费效比高、周期长的风洞试验的方法。相对而言，CFD技术具有方案灵活、信息丰富、成本低、研发周期短等优点，降低了对昂贵的粘土模型和风洞试验的依赖性[3]。施鹏飞等[4]运用CFD方法对整车发动机舱流场进行仿真，针对发动机舱散热性能不足的问题，通过增加导风板有效地改善了冷却模块的进风量。WATANABE[5]利用三维CFD仿真分析方法，得到了发动机舱内气流流动和零部件之间热传递的过程。因此，笔者采用CFD进行研究，使用Fluent软件对发动机舱进行流场分析，以期为汽车冷却系统的优化以及发动机舱内风道、进气格栅等结构的设计提供理论依据[6]。

1 数值仿真模型建立

1.1 数值模型

笔者的研究对象为某款前置前驱MPV车型，行驶速度远小于400 km/h，因此计算中取空气为不可压缩气体。同时，整个计算应当在遵守工程热物理的各种定理和理论的基础上建立空气流场控制方程[7]。其中，质量守恒方程、动量守恒方程、能量守恒方程分别如式(1)～式(3)所示。

(1)

(2)

(3)

式中：ρ为密度；T为温度；i、j取1、2、3，分别代表了3个坐标轴方向；ui为i方向上的速度分量；p为压力；τ为粘性应力；k为流体导热系数；h为流体焓[8]。

相对于车身外部而言，发动机舱由于结构复杂导致气体分离，因此气体以湍流的方式流动遵守湍流运输方程[9]，选用标准模型k-ε进行计算，离散方程组的压力和速度耦合采用SIMPLE 算法。

湍动能k方程、湍动耗散率ε方程分别如式(4)和式(5)所示。

Gk+Gb-ρε-YM+Sk

(4)

(5)

式中：Gk为平均速度梯度引起的湍动能k的产生项；Gb为浮力引起的湍动能k的产生项；YM为脉动扩张贡献;C1ε、C2ε和C3ε为经验常数；σε和σk分别为k和ε的普朗特数；Sk和Sε为C3ε源项[10]。

1.2 仿真模型

对整车模型进行三维模型构建，然后1∶1导入ANSA进行网格划分，研究的重点是整车外部以及发动机舱内的气流场、压力场和温度场，因此需要对原车模型进行简化。去除与仿真无关的乘员舱内的座椅、方向盘、仪表盘等，简化发动机舱内散热器、冷凝器、风扇和发动机等模型。保留整车的外部结构模型，将间隙进行缝合，删除细小特征。根据要求构建模拟风洞，车前尺寸取车长的3倍，车后尺寸取车长的6倍，车上部尺寸取车高的5倍，车两侧尺寸取车宽的5倍。完成后导入Fluent中进行体网格划分，并在靠近车身的区域进行网格加密，具体数值为：车前长2 000 mm、车两侧宽2 800 mm、车尾长7 300 mm。全流场与发动机舱网格数共约3 305万个，风洞及整车网格模型如图1所示[11]。

图1 风洞及整车网格模型

模拟风洞入口边界设定为速度入口，大小为车速，方向为垂直进口面。环境温度T取40℃，仿真工况时高速工况车速为117 km/h，模拟爬坡工况车速为40 km/h。模拟风洞出口为压力出口，大小为标准大气压；上表面及地面边界条件设定为滑移平面，速度为车速，车身和发动机舱固定部分为无滑移壁面边界；设定散热器、冷凝器为多孔介质模型；冷却风扇采用MRF模型，转速大小为42.8 r/s[12]。

2 仿真结果分析

发动机舱中的气流流动是否通畅，尤其是通风量的大小，直接影响冷却系统工作效率的高低。如果通风量不足，会导致冷却系统无法对发动机进行及时冷却，最终导致开锅，影响车辆正常行驶；反之，假如冷却风扇吸入过多的冷却气流将会引起整车的空气阻力变大。因此，合理地优化前舱的气流场，能够有效地提高散热器组的进风量和散热效率。

发动机舱流场如图2所示，冷却气流经上、下进气格栅流入发动机舱，上进气格栅的进风量较小，流速较低；下进气格栅进风量较大，流速较高。从图2可以看出，上、下进气格栅与冷凝器之间均出现了气体逃逸现象(见图中A、B处)，上进气格栅逃逸的气体流经散热器组上部、发动机上部，然后从发动机舱后经底部流出；下进气格栅逃逸的气体经发动机底部流出。冷却气流的“逃逸”现象使散热器组进风量减小，散热效率降低，因此，笔者着重从改善发动机舱的气流场入手，以提高散热器组进风量。

图2 发动机舱对称平面速度矢量图

3 发动机舱流场优化

为了能够减少气流的“逃逸”，考虑在进气格栅后增加导流板结构，并通过调整导流板的倾斜角度来改善冷却气流的进气角度，利用导流板的导流作用，提高散热器组进风量。增加上、下进气格栅导流板，按以下方案研究。

(1)保持下导流板角度为0°，以相同间隔改变上导流板安装角度；

(2)保持上导流板角度为0°，以相同间隔改变下导流板安装角度。

3.1 上导流板结构及优化结果

图3 上导流板结构及布置位置

根据上进气格栅结构特点，将上进气格栅导流板设置在上进气格栅的第一排进气孔和第二排进气孔之间，上导流板结构及布置位置如图3所示。保持下导流板的倾斜角度为0°，将上部导流板沿Z轴负方向依次增加5°、10°、15°、20°、25°，然后经CFD数值模拟仿真获得增加上导流板后高速工况和爬坡工况下散热器组的进风量，分别如图4和图5所示。

图4 高速工况上导流板角度调整仿真结果

图5 模拟爬坡工况上导流板角度调整仿真结果

从图4可以看出，增加了上、下导流板结构后，高速工况下散热器组的进风量均得到了明显提升，散热器的进风效率提升了8.92%；随着上导流板沿Z轴负方向倾斜角度的增加，冷凝器的进风量呈增加趋势，散热器的进风量基本不变。高速工况下，由于冷凝器和散热器之间存在缝隙，流经冷凝器的气流从缝隙中流出，因此调整角度后，更多的气流流经冷凝器，冷凝器进风量增加；但由于风扇罩的阻力作用，散热器的进风量处于饱和状态，因此，即使有更多的冷却气流流进冷凝器，散热器进风量基本处于稳定不变的状态。

从图5可以看出，模拟爬坡工况下，增设上、下导流板后，散热器组进风量明显增加，散热器组的进气效率提升了2.60%。随着上导流板沿Z轴负方向倾斜角度的增加，冷凝器、散热器进风量都呈现先增加后减小的趋势，且在倾斜角度为10°时，散热器的进风量最大，数值为0.539 6 kg/s，进气效率提升了4.63%。模拟爬坡工况时，散热器组进风量以风扇的抽吸作用为主，因此导流板结构对散热器组进风量的提升较小。

综合高速工况和模拟爬坡工况下的仿真结果，高速工况下，增设导流板对散热器组进风量提升较大，调整角度，进风量变化较小；模拟爬坡工况下，增设导流板并调整倾斜角度，散热器组进风量变化较明显，在上导流板沿Z轴负方向倾斜10°时，散热器组进风量最大，因此选择上导流板最佳角度为10°。

3.2 下导流板结构及优化结果

为了减少下进气格栅后气流的逃逸，选择在下进气格栅后增设导流板结构，下导流板结构及布置位置如图6所示。保持上部导流板角度为0°，将下部导流板沿Z轴正方向依次增加5°、10°、15°、20°、25°后，然后经CFD数值模拟仿真获得增加下导流板后高速工况和爬坡工况下散热器组的进风量，分别如图7和图8所示。

图6 下导流板结构及布置位置

图7 高速工况下导流板角度调整仿真结果

图8 模拟爬坡工况下导流板角度调整仿真结果

从图7可以看出，在保持上导流板角度不变的情况下，随着下导流板沿Z轴正方向倾斜角度的增加，冷凝器、散热器、风扇进风量变化不明显，在下导流板倾斜角度为20°时，散热器进风量最大，数值为0.949 7 kg/s，效率提升了9.36%。

从图8可看出，模拟爬坡工况下，保持上导流板角度不变，随着下导流板沿Z轴正方向倾斜角度的增加，冷凝器、散热器的进风量都呈现先增加后减少的趋势，且在倾斜角度为20°时，散热器的进风量最大，数值为0.550 4 kg/s，进气效率提升6.73%。综上所述，下导流板最佳角度为20°。

3.3 优化前后发动机舱流场对比

根据单个导流板仿真获得的最佳倾角进行导流板调整，上导流板沿Z轴负方向倾斜10°，下导流板沿Z轴正方向倾斜20°。对调整后的模型进行10次仿真，并对仿真结果求取平均值，如表1所示。从表1可以看出，上、下导流板为最佳角度时，高速工况散热器进风效率提升了10.12%，模拟爬坡工况散热器进风效率提升了7.05%。

表1 最佳角度仿真结果

为了研究导流板是否能够有效地减少上、下进气格栅与冷凝器之间的气流逃逸，对比研究了增设导流板前后发动机舱对称面速度矢量图，如图9所示。由图9可以看出，增加导流板结构，且调节上、下导流板为最佳角度时，进气格栅与冷凝器之间的气体“逃逸”问题明显改善，更多的冷却气流流入散热器组。

图9 优化前后对称平面速度矢量图

4 试验验证

为了验证仿真优化方案在实车上的可行性，需要根据仿真最优方案在原车增加导流板，并调节上导流板向下倾斜10°，下导流板向上倾斜20°。依照整车热平衡试验方案对原车及增加导流板后进行试验。

笔者基于GB/T12542-2009《汽车热平衡能力道路试验方法》与实际试验条件制定了整车热平衡试验方案。整个试验系统由环境模拟系统和数据采集系统组成，环境模拟系统主要模拟高速工况和爬坡工况，环境温度为40℃，空气湿度为33%；采集系统主要由风速仪、温度传感器和USB数据采集卡组成，试验过程中实时采集，待达到热平衡后4 min停止采集。

4.1 散热器组进风量仿真与试验结果对比

散热器组进风量仿真与试验结果如表2所示。由表2可以看出，原车及改造后的试验结果与仿真结果的误差都在10%内，则认为仿真结果是正确有效的，高速工况下，仿真与试验结果误差较大，原因在于室内环境模拟时，鼓风机的鼓风量不能完全模拟高速的对流风量；模拟爬坡工况下，仿真与试验结果误差较小，原因在于模拟爬坡时，发动机舱进风主要以风扇的抽吸作用为主，鼓风机作用较小。

表2 散热器组进风量仿真与试验结果

对比原车及改造后的试验结果，可以看出通过增加导流板，散热器、冷凝器的进风量明显增加。高速工况下，冷凝器进风量增加0.206 7 kg/s，散热器进风量增加0.062 2 kg/s；模拟爬坡工况下，冷凝器进风量增加0.088 1 kg/s，散热器进风量增加0.037 7 kg/s。

4.2 改进前后温度对比

原车及增设导流板后，试验各工况温度参数记录及结果如表3所示。

表3 增加导流板前后试验各工况温度参数 ℃

从表3可以看出，增加导流板后，模拟爬坡工况和高速工况下机油温度、发动机进水温度、发动机出水温度明显下降，冷却常数液气温差和油气温差也明显下降。与原车型相比，高速工况下，机油温度降低4.19℃，发动机出水温度降低4.51℃，液气温差下降3.91℃，油气温差降低3.59℃；模拟爬坡工况下，机油温度降低3.56℃，发动机出水温度降低3.33℃，液气温差下降3.05℃，油气温差降低3.28℃，试验结果表明，高速工况下散热效率提升较大。综上可以看出，增加导流板，并调整为最佳角度时，发动机舱的散热效率明显增加，散热能力增强。

5 结论

(1)利用CFD数值模拟方法对整车模型进行模拟风洞仿真，并对发动机舱的对称面流场进行分析。上、下进气格栅与冷凝器之间存在气流“逃逸”现象，致使散热器组进风量下降，散热能力降低。

(2)在进气格栅之后增加导流板结构，采用CFD数值模拟仿真方法对发动机舱进行仿真研究。分别对上、下导流板进行角度调整，从而获得上、下导流板的最佳倾角，即上导流板最佳倾角为10°，下导流板最佳倾角为20°。调整导流板为最佳倾角，多次仿真取平均值，求得最佳角度时的散热器组进风量，即高速工况下冷凝器和散热器的进风量分别为1.205 3 kg/s、0.956 3 kg/s，模拟爬坡工况下冷凝器和散热器的进风量分别为0.574 3 kg/s、0.552 1 kg/s。

(3)采用整车热平衡试验验证仿真结果的正确性和优化方案的可行性。对比试验结果与仿真结果可以看出，仿真误差在10%以内，仿真正确性得到验证。对比原车型和改进后试验结果可以看出，高速工况下，冷凝器进风量增加0.206 7 kg/s，散热器进风量增加0.062 2 kg/s；模拟爬坡工况下，冷凝器进风量增加0.088 1 kg/s，散热器进风量增加0.037 7 kg/s。对比温度采集点结果可以看出，相较与原车型，高速工况下，机油温度降低4.19℃，发动机出水温度降低4.51℃，液气温差下降3.91℃，油气温差降低3.59℃；模拟爬坡工况下，机油温度降低3.56℃，发动机出水温度降低3.33℃，液气温差下降3.05℃，油气温差降低3.28℃，验证了优化方案的可行性。