基于雙場耦合的發(fā)動機艙內(nèi)流場散熱分析與結(jié)構(gòu)改進?

劉水長，李禮夫，張 勇，米承繼

基于雙場耦合的發(fā)動機艙內(nèi)流場散熱分析與結(jié)構(gòu)改進?

劉水長1，2，李禮夫2，張 勇1，米承繼1

(1.湖南工業(yè)大學(xué)機械工程學(xué)院，株洲 412000； 2.華南理工大學(xué)機械與汽車工程學(xué)院，廣州 510641)

針對汽車發(fā)動機艙內(nèi)由于熱量富集和結(jié)構(gòu)擁擠而導(dǎo)致散熱困難的問題，提出了雙場耦合強化散熱原理，并用于指導(dǎo)某款汽車的發(fā)動機艙內(nèi)散熱問題的分析與結(jié)構(gòu)改進。首先，基于對流換熱場協(xié)同理論，論述了發(fā)動機艙內(nèi)高溫部件強化散熱的空氣速度與溫度梯度的0°夾角原則，并據(jù)此根據(jù)自然對流換熱下的溫度場分布特征，推導(dǎo)了入流空氣速度的“輻射狀”優(yōu)化方向；然后，針對某款汽車發(fā)動機艙內(nèi)排氣歧管散熱不足問題，基于“輻射狀”優(yōu)化方向進行艙內(nèi)流場散熱分析和結(jié)構(gòu)改進研究，確定了“散熱器-風(fēng)扇”導(dǎo)流罩組合的結(jié)構(gòu)改進方案。最終結(jié)果表明，排氣歧管對流換熱系數(shù)提高了37.5%，表面平均溫度降低了24.4%，周圍局部高溫消除，解決了艙內(nèi)散熱不足問題。

發(fā)動機艙；散熱；雙場耦合；結(jié)構(gòu)改進

前言

隨著高功率密度發(fā)動機的出現(xiàn)和眾多汽車新技術(shù)、新系統(tǒng)的不斷應(yīng)用，汽車發(fā)動機艙內(nèi)散熱負(fù)荷日益增大而空間更加擁擠，導(dǎo)致散熱不足、局部高溫烘烤等問題頻頻出現(xiàn)，影響汽車的運行可靠性、安全性、燃油經(jīng)濟性和排放性。

20世紀(jì)70～80年代，文獻[1]中研究了重型貨車上冷卻系統(tǒng)安裝參數(shù)對其性能的影響，得出了密封罩應(yīng)該包圍風(fēng)扇的60%～70%的結(jié)論。近10年來，隨著CFD仿真技術(shù)和硬件技術(shù)的發(fā)展，發(fā)動機艙內(nèi)流場強化散熱研究也逐漸成為汽車熱管理技術(shù)的重要組成部分。2006年，文獻[2]中分析了汽車行駛速度對發(fā)動機艙內(nèi)進氣量的影響；2007年，文獻[3]中以冷卻空氣流量為評價指標(biāo)，通過改進風(fēng)扇滿足散熱需求；2009年，文獻[4]中以冷卻空氣進氣量為評價參數(shù)，對汽車前端結(jié)構(gòu)與布局進行了優(yōu)化；2011年，文獻[5]中研究了自動格柵百葉窗(AGS)的開度對發(fā)動機冷卻介質(zhì)溫度的影響，所得結(jié)論為格柵工作點的選擇提供了指導(dǎo)；2011年，文獻[6]中以散熱器冷卻空氣流量為量化指標(biāo)，比較了前置和后置兩種放置方式對冷卻系統(tǒng)性能的影響，發(fā)現(xiàn)車輛低速行駛時后置方式較優(yōu)；2012年，文獻[7]中研究表明發(fā)動機艙內(nèi)空氣流量與車速呈線性關(guān)系；2012年，文獻[8]中以冷卻空氣流量為評價指標(biāo)，對比了貨車?yán)鋮s部件3種布置方案的優(yōu)劣。另外，還有部分研究者針對某些具體車型的發(fā)動機艙內(nèi)局部區(qū)域回流導(dǎo)致積熱升溫的問題，提出了結(jié)構(gòu)改進措施，如2006年的文獻[9]、2011年的文獻[10]和2014年的文獻[11]等。以上文獻表明，目前的研究主要通過艙內(nèi)結(jié)構(gòu)改進，消除局部區(qū)域回流、增加艙內(nèi)冷卻空氣進氣量或流向散熱部件的冷卻空氣流量，實現(xiàn)強化散熱，但未考慮艙內(nèi)空氣的速度場與溫度場對散熱的耦合影響。而在日益擁擠的發(fā)動機艙內(nèi)，增加冷卻空氣進氣量會產(chǎn)生較大附加氣動阻力；艙內(nèi)結(jié)構(gòu)可變幅度小，難以通過結(jié)構(gòu)改進大幅度增加某散熱部件冷卻空氣流量，且增大某個部件的空氣流量也會導(dǎo)致其他部件的空氣流量不足，進而又造成艙內(nèi)各處散熱不足此消彼長等問題產(chǎn)生。

針對上述發(fā)動機艙內(nèi)流場強化散熱研究中存在的問題，本文中基于強化傳熱領(lǐng)域中的場協(xié)同理論，提出汽車發(fā)動機艙內(nèi)高溫部件的雙場耦合強化散熱原理，通過充分利用艙內(nèi)有限冷卻空氣的散熱潛能解決散熱不足問題，避免增加冷卻空氣流量導(dǎo)致的一系列問題；并基于CFD仿真分析方法，運用該雙場耦合強化散熱原理解決某款汽車發(fā)動機艙內(nèi)排氣歧管散熱不足問題。

1 發(fā)動機艙內(nèi)雙場耦合強化散熱原理

1.1 場協(xié)同理論

在強化傳熱領(lǐng)域，從溫度場與速度場的相互配合的角度對對流換熱過程進行了研究，形成了實現(xiàn)雙場耦合強化傳熱的場協(xié)同理論。在該理論中，將對流換熱過程看作有熱源的導(dǎo)熱過程，重新審視對流換熱的物理機制，獲得對流換熱強度計算式為

式中:Nu為努賽爾數(shù)，表征對流換熱強度的無量綱量；Pr為流體物性普朗特數(shù)。由式(1)可知，對流換熱強度Nu不僅取決于流體運動雷諾數(shù)(Re)和流體物性普朗特數(shù)(Pr)，還取決于無量綱速度U 和無量綱溫度梯度▽T 的點積在整個對流換熱區(qū)域內(nèi)的積分。為實現(xiàn)強化換熱，對流換熱域中的速度場和溫度場應(yīng)遵守以下3方面原則[12]:

(1)速度與溫度梯度間的夾角β:當(dāng)β＜90°時β應(yīng)盡可能?。划?dāng)β＞90°時，β應(yīng)盡可能大；

(2)速度、溫度梯度和夾角余弦的局部值應(yīng)同時比較大，即夾角余弦大的地方，速度與溫度梯度之值也應(yīng)該比較大；

(3)對于內(nèi)部流動，截面上的速度分布與溫度分布應(yīng)盡可能的平坦(飽滿)，即流體速度剖面和溫度剖面盡可能均勻。

對于發(fā)動機艙內(nèi)高溫部件，其散熱功率θ(單位W)計算式為

式中:h為對流換熱系數(shù)，W/(m2·K)；L為高溫部件幾何特征尺寸，m；λ為空氣熱傳率，W/(m·K)。將式(1)代入式(3)得式(4)。

由式(4)可知，對于發(fā)動機艙內(nèi)幾何尺寸固定的高溫部件，若艙內(nèi)進氣速度一定，且忽略空氣的物性參數(shù)變化，則高溫部件的散熱性能也取決于無量綱速度矢量U 和無量綱溫度梯度▽T的點積在整個對流換熱區(qū)域內(nèi)的積分，因此，與高溫部件發(fā)生熱交換的冷卻空氣流場也應(yīng)遵循場協(xié)同原則，以強化高溫部件散熱。由于發(fā)動機艙內(nèi)流場結(jié)構(gòu)復(fù)雜，難以實現(xiàn)以上對流換熱場協(xié)同原則的第(2)項和第(3)項，因此，本文中主要基于原則的第(1)項研究發(fā)動機艙內(nèi)高溫部件的雙場耦合強化散熱。

1.2 雙場0°夾角原則

為進一步明確發(fā)動機艙內(nèi)雙場耦合強化散熱的夾角取值原則，即上節(jié)中原則的第(1)項結(jié)合對流換熱場協(xié)同基本理論和發(fā)動機艙內(nèi)高溫部件散熱特點，展開論述如下。

把對流換熱看作有熱源的導(dǎo)熱過程時，對流換熱域中的能量守恒方程由式(5)表示，式左邊為流體流動過程中對流換熱源項的總和，右邊為壁面熱流，即從壁面?zhèn)鬟f給流體的熱量值，它正是要強化的對象。

當(dāng)發(fā)動機艙內(nèi)高溫部件與附近冷卻空氣發(fā)生對流換熱時，高溫部件的壁面熱流方向是從壁面?zhèn)鬟f至流體，此時，式(5)中右邊值應(yīng)大于0，因而，式(5)左邊值也應(yīng)大于0，則式(5)左邊的空氣速度與溫度梯度的夾角應(yīng)小于90°，且夾角越小從高溫部件傳遞給空氣的熱量越多，夾角為0°時，從高溫部件傳遞給空氣的熱量達到極限最大值。

以上論述表明，如從雙場耦合的角度實現(xiàn)發(fā)動機艙內(nèi)高溫部件強化散熱，與高溫部件發(fā)生對流換熱的冷卻空氣速度和溫度梯度的夾角應(yīng)盡可能小，最好為0°，將該夾角取值原則稱為0°夾角原則。

1.3 入流空氣速度“輻射狀”優(yōu)化方向

1.3.1 “輻射狀”優(yōu)化方向提出

為指導(dǎo)發(fā)動機艙內(nèi)速度場優(yōu)化以實現(xiàn)雙場耦合強化散熱，根據(jù)以上雙場0°夾角原則，以自然對流換熱時艙內(nèi)高溫部件周圍的溫度場為參考[13－14]，推導(dǎo)強化散熱的速度場優(yōu)化方向。

汽車發(fā)動機艙具有半封閉特點，且本文中所研究的汽車發(fā)動機艙內(nèi)散熱不足的高溫部件排氣歧管的幾何結(jié)構(gòu)為長條形；另外，一般情況下，發(fā)動機艙內(nèi)空氣流動復(fù)雜，流向高溫部件的氣流可能來自任何方向，因此，以置于半封閉空間中央的長方體高溫部件為研究速度場優(yōu)化方向的簡化模型，如圖1所示。圖2為通過數(shù)值計算獲得的自然對流換熱情況下半封閉空間內(nèi)的溫度場，溫度梯度方向如圖2中箭頭所示，與壁面內(nèi)法線方向基本一致，圖中深色部分為高溫區(qū)域。

圖1 半封閉空間內(nèi)長方體高溫部件

圖2 自然對流時散熱部件周圍溫度場

根據(jù)以上雙場0°夾角原則，空氣速度優(yōu)化方向與圖2中箭頭所示溫度梯度方向的夾角應(yīng)盡可能為0°，即空氣優(yōu)化速度方向也應(yīng)接近相應(yīng)壁面的內(nèi)法線方向，因此，在高溫部件附近，來自任意方向的冷卻空氣的速度優(yōu)化方向，構(gòu)成指向高溫部件的“輻射狀”，將該空氣速度方向簡稱“輻射狀”優(yōu)化方向。

1.3.2 “輻射狀”優(yōu)化方向驗證

為驗證以上“輻射狀”優(yōu)化方向的有效性，基于CFD仿真方法，以圖1所示簡化模型為例，對入流空氣方向分別為“輻射狀”和非“輻射狀”方向的散熱情況進行對比。通過改變半封閉域邊界面上的空氣入口位置以控制入流空氣速度方向，共設(shè)置了3組對比方案，如表1所示。仿真計算時，各對比方案的冷卻空氣流量和高溫部件的初始溫度均一致。

表1 高溫部件仿真方案

(1)雙場夾角對比

圖3～圖5分別為3組對比方案的高溫部件空氣入流壁面附近的溫度場和速度場。結(jié)合圖1半封閉域的各入口和出口位置和圖3～圖5的流場分布特征可知，由于方案1，3和5的入口正對高溫部件的表面，冷卻空氣近似沿“輻射狀”優(yōu)化方向流向高溫部件，且空氣溫度梯度方向仍然與內(nèi)法線方向基本一致，即空氣速度與溫度梯度的夾角接近0°，壁面附近的溫度較低；反之，方案2，4和6中的冷卻空氣未沿“輻射狀”優(yōu)化方向流向高溫部件，速度方向幾乎與等溫線平行，即空氣速度和溫度梯度的夾角接近90°，壁面附近的溫度較高。

圖3 方案1與方案2的雙場夾角對比(Y＝0對稱面)

圖4 方案3與方案4的雙場夾角對比(X＝0對稱面)

圖5 方案5與方案6的雙場夾角對比(X＝0對稱面)

(2)對流換熱系數(shù)對比

表2為各方案的對流換熱系數(shù)h。由表可見，由于方案1，3和5的入流冷卻空氣沿“輻射狀”優(yōu)化方向流向高溫部件，對應(yīng)的對流換熱系數(shù)分別大于相應(yīng)的對比方案2，4和6，散熱性能較好。

表2 各方案對流換熱系數(shù)h

上述以發(fā)動機艙內(nèi)零部件簡化模型為例的分析表明，入流空氣速度的“輻射狀”優(yōu)化方向可以減小對流換熱流場中速度矢量和溫度梯度矢量的夾角，從而提高對流換熱系數(shù)，實現(xiàn)雙場耦合強化散熱。因此，基于該速度“輻射狀”優(yōu)化方向?qū)δ晨钇嚢l(fā)動機艙內(nèi)散熱問題進行分析，并改進結(jié)構(gòu)，以實現(xiàn)強化散熱。

2 原車發(fā)動機艙內(nèi)流場散熱特性分析

2.1 發(fā)動機艙內(nèi)流場CFD仿真

2.1.1 幾何模型

本文中所研究汽車發(fā)動機艙內(nèi)幾何模型如圖6所示，其中，冷卻模塊中包含左、右兩個風(fēng)扇，散熱不足的排氣歧管位于發(fā)動機后方。考慮汽車發(fā)動機艙內(nèi)外流場存在相互影響，建立含發(fā)動機艙內(nèi)零部件的整車幾何模型，如圖7所示，通過發(fā)動機艙內(nèi)外流場仿真獲得發(fā)動機艙內(nèi)流場。

圖6 發(fā)動機艙幾何結(jié)構(gòu)

圖7 整車幾何模型

2.1.2 數(shù)學(xué)模型

(1)流動與傳熱基本控制方程

發(fā)動機艙內(nèi)空氣流速相對聲速較低，艙內(nèi)流動可視為三維不可壓縮流，流場質(zhì)量守恒方程、動量守恒方程和能量守恒方程如下。

質(zhì)量守恒方程:

動量守恒方程:

能量守恒方程:

式中:u為空氣速度，m/s；ρa為空氣密度，為常量1.025kg/m3；p為空氣壓力，Pa；ν為空氣的運動黏度系數(shù)，m2/s；f為微元體所受的體積力，N/m3；T為空氣溫度，℃；cpa為空氣比熱容，J/(kg·℃)；x，y，z為流場內(nèi)質(zhì)點的3個方向的坐標(biāo)值，m；Sτ為微元體能量源項，N/m3。

(2)湍流模型

汽車發(fā)動機艙內(nèi)空間結(jié)構(gòu)復(fù)雜，艙內(nèi)空氣流動為復(fù)雜的湍流運動。與湍流運動對應(yīng)的流場動量守恒方程中的雷諾應(yīng)力項，通過反映雷諾應(yīng)力與時均量之間關(guān)系的湍流模型來求解。目前，k-ε渦黏湍流模型應(yīng)用較為廣泛，其中，RNG k-ε模型可以較好地處理應(yīng)變率高、流向彎曲程度較大和旋轉(zhuǎn)效應(yīng)大的流動，適用于發(fā)動機艙內(nèi)流場計算。

(3)散熱器和風(fēng)扇

散熱器類部件包括水箱散熱器和冷凝器，由于保留散熱器芯體結(jié)構(gòu)細節(jié)進行模擬需要耗費大量計算資源和計算時間，因此，將散熱器視為具有熱源特性的多孔介質(zhì)模型[15]。風(fēng)扇為發(fā)動機艙內(nèi)空氣流動的重要動力源，尤其在汽車低速行駛時為艙內(nèi)空氣流動的主要動力，為盡可能接近實際流動，本文中建立了風(fēng)扇零部件的三維幾何模型，通過設(shè)定風(fēng)扇運動參數(shù)，直接模擬風(fēng)扇周圍流場的旋轉(zhuǎn)運動[16]。

2.1.3 邊界條件

在低速爬坡工況下，該車發(fā)動機艙內(nèi)散熱情況最惡劣。對該工況下的發(fā)動機艙內(nèi)空氣流動與散熱情況進行仿真時，相關(guān)邊界條件設(shè)置如下。

(1)發(fā)動機艙外部邊界條件

入口與出口:入口為速度入口，速度為12.61m/s；出口為壓力出口，設(shè)置為一個標(biāo)準(zhǔn)大氣壓；入口和出口的溫度均設(shè)置為環(huán)境溫度，即散熱惡劣的40℃夏季高溫。

計算域邊界:與汽車輪胎接觸的邊界為地面，設(shè)置為移動壁面，其速度與入口速度大小一致，溫度為58℃(某城市40℃高溫天氣時測試獲得的實際路面溫度)，其他3個邊界設(shè)置為對稱邊界。

(2)車身及發(fā)動機艙內(nèi)零部件

除水箱散熱器和冷凝器的迎風(fēng)面和出風(fēng)面外，車身和發(fā)動機艙內(nèi)其他零部件表面均為一般壁面邊界類型；艙內(nèi)各散熱部件的散熱負(fù)荷如表3所示；風(fēng)扇開啟，其轉(zhuǎn)速為3 000r/min。

表3 散熱部件散熱功率kW

(3)流場數(shù)值求解設(shè)置

數(shù)值計算相關(guān)設(shè)置見表4。

表4 求解參數(shù)設(shè)置

2.2 流場散熱特性分析

2.2.1 空氣流動路徑

為便于分析和描述仿真所得的發(fā)動機艙內(nèi)空氣流動和散熱情況，以發(fā)動機為參考將發(fā)動機艙內(nèi)空間分為前端和后端兩部分，并且取通過排氣歧管的x＝－0.14平面為流場觀察面，具體如圖8所示，仿真結(jié)果如圖9～圖12所示。

(1)發(fā)動機艙內(nèi)前端流動情況

圖8 發(fā)動機艙內(nèi)分區(qū)及x＝－0.14平面

由圖9可見，從進氣格柵進入到發(fā)動機艙內(nèi)的冷卻空氣L1，分成兩個分支，一個分支L2穿過散熱器組向后方流動，另一個分支L3由散熱器組四周漏流向后方，且散熱器上方漏流L3－1為主要部分；L2流入散熱器組后，大部分L5經(jīng)由位置偏下的風(fēng)扇流向后方，少部分L4從散熱器組上方流出，再與散熱器上方漏流L3－1匯合后流向進氣歧管，然后大部分再向下流動，與L5匯合，形成L6從發(fā)動機艙底部流出，只有小部分空氣L7從變速器上方、發(fā)動機上方和發(fā)動機左側(cè)流向發(fā)動機艙后端。

另外，由圖10可見，受位于發(fā)動機下方油底殼的阻擋作用，空氣L6大部分從右邊的變速器底部流向右后方，而從油底殼底部流向后方的氣流較少，這種偏右流動導(dǎo)致發(fā)動機艙后端出流在油底殼附件發(fā)生回流，不利于發(fā)動機艙后端熱量的散發(fā)，容易導(dǎo)致排氣歧管下方高溫空氣積聚。

圖9 右視三維流線

圖10 仰視三維流線

(2)發(fā)動機艙后端流動情況

在發(fā)動機艙后端，由于來自發(fā)動機上方、變速器上方和發(fā)動機左側(cè)的空氣L7較少，如圖11所示，因而大部分區(qū)域速度小于3m/s，如圖12所示；且來自發(fā)動機上方的空氣，大部分繞過排氣歧管直接流向發(fā)動機艙后下方，如圖9所示，使其周圍的空氣流動速度更低，為1m/s左右，如圖12所示。

圖11 后視三維流線

圖12 后視x＝－0.14平面速度圖

2.2.2 雙場耦合分析

通過以上分析可知，流向排氣歧管的空氣來自于發(fā)動機上方、變速器上方和發(fā)動機左側(cè)。但發(fā)動機左側(cè)空間狹小，因此，發(fā)動機上方和變速器上方是流向排氣歧管的空氣的主要通道，則排氣歧管的主要空氣入流面為上表面和右側(cè)面。根據(jù)以上高溫部件入流空氣速度的“輻射狀”優(yōu)化方向可知，流向排氣歧管的入流空氣速度的理想方向應(yīng)如圖12中的空心箭頭所示。

結(jié)合圖9和圖11可知，在原車發(fā)動機艙內(nèi)流動情況下，從變速器上方流入發(fā)動機艙內(nèi)的空氣產(chǎn)生了彎曲與回旋，使排氣歧管右側(cè)的空氣速度方向雜亂，與理想方向相差較大(如圖12所示)，不能充分利用冷卻空氣的散熱潛能；另外，來自發(fā)動機上方的空氣大部分繞過排氣歧管向后流，因此到達排氣歧管上方的空氣主要來自發(fā)動機左側(cè)和變速器上方，這種流動在排氣歧管上方形成的空氣速度方向也與理想方向相差較大，尤其在排氣歧管左上方，空氣速度方向與理想方向幾乎垂直(如圖12所示)，會嚴(yán)重制約冷卻空氣散熱潛能的發(fā)揮。

2.2.3 原車散熱情況

由以上艙內(nèi)空氣流動情況分析可知，含排氣歧管的發(fā)動機艙后端的空氣速度僅約為1m/s，空氣在排氣歧管周圍形成的速度方向與“輻射狀”優(yōu)化方向相差較大，且發(fā)動機艙后端出流產(chǎn)生回流導(dǎo)致熱量散發(fā)不暢，均不利于發(fā)動機艙后端排氣歧管散熱。仿真所得排氣歧管的對流換熱系數(shù)僅為16.08W/ (m2·℃)，其表面大部分區(qū)域溫度高于560℃(833K)，平均溫度為668℃，如圖13所示，且其周圍存在局部高溫:右側(cè)和下方存在較大面積的高于62℃(335K)的局部高溫，上方中部偏左出現(xiàn)了較大面積的高于139℃(412K)的局部高溫，如圖14所示。

圖13 排氣歧管表面溫度

圖14 排氣歧管周圍空氣溫度

3 基于雙場耦合強化散熱的發(fā)動機艙內(nèi)結(jié)構(gòu)改進

3.1 結(jié)構(gòu)改進方案

根據(jù)上述分析所得原車發(fā)動機艙內(nèi)空氣流動和排氣歧管周圍空氣速度方向的不合理性，考慮實車艙內(nèi)結(jié)構(gòu)限制，設(shè)計如圖15所示的4種發(fā)動機艙內(nèi)流場強化散熱結(jié)構(gòu)改進方案，以盡可能增大流向排氣歧管的空氣流量，并改善空氣速度方向，實現(xiàn)雙場耦合強化散熱。

圖15 后端流場強化散熱結(jié)構(gòu)改進方案

(1)增加散熱器導(dǎo)流罩方案

在散熱器四周增加導(dǎo)流罩，以消除漏流，引導(dǎo)空氣沿較直流線流向發(fā)動機并到達發(fā)動機艙后端，尤其對散熱器上方大量漏流的導(dǎo)流作用，有利于增加從發(fā)動機上方流向艙內(nèi)后端的空氣。

(2)增加導(dǎo)流板方案

在排氣歧管上方的發(fā)動機艙蓋上加裝兩塊導(dǎo)流板，前導(dǎo)流板用于引導(dǎo)空氣向后下方的排氣歧管流動，后導(dǎo)流板用于阻擋空氣繞過排氣歧管直接流向發(fā)動機艙后下方，從而使排氣歧管上方空氣速度方向接近“輻射狀”優(yōu)化方向。

(3)右風(fēng)扇導(dǎo)流罩延長方案

將右風(fēng)扇導(dǎo)流罩延長，引導(dǎo)從右風(fēng)扇出來的空氣向正后方流動，使更多的空氣進入發(fā)動機艙后端，同時減少空氣從變速器上方流入發(fā)動機艙后端過程中的流線彎曲程度，使排氣歧管右側(cè)空氣速度方向接近“輻射狀”優(yōu)化方向。

(4)左風(fēng)扇導(dǎo)流罩延長方案

將左風(fēng)扇出口導(dǎo)流罩沿軸線方向延長，用來引導(dǎo)從左風(fēng)扇出來的空氣向正后方流動，使流向油底殼的空氣增加，減少從發(fā)動機艙后端流出的熱空氣在油底殼附近產(chǎn)生回流和漩渦，使發(fā)動機艙后端熱量散發(fā)順暢。

3.2 各方案強化散熱特性分析

散熱器各方案的發(fā)動機艙流場如圖16～圖19所示。

(1)散熱器導(dǎo)流罩的強化散熱特性分析

由圖16(a)可見，增加導(dǎo)流罩之后，散熱器四周的漏流基本消失，散熱器上方空氣在導(dǎo)流罩的作用下，直接繞過發(fā)動機流向排氣歧管，如圖中箭頭指示。這種流動一方面導(dǎo)致從發(fā)動機上方流向排氣歧管的空氣增多，如圖16(b)所示，但排氣歧管周圍空氣速度并未明顯增大，仍然約為1m/s，如圖16(c)所示；另一方面，使空氣速度方向向下趨勢增強，與原車對比，空氣速度方向與箭頭所示“輻射狀”優(yōu)化方向的夾角減小。

圖16 散熱器導(dǎo)流罩方案的發(fā)動機艙流場

綜合以上流動情況可知，雖然排氣歧管周圍空氣速度未明顯增大，但其入流空氣速度方向改善，有利于從雙場耦合角度使排氣歧管散熱性能提高。其對流換熱系數(shù)提高至16.99W/(m2·℃)，比原車提高5.7%，其表面溫度降低，如圖16(d)所示，平均溫度為636℃(909K)，比原車降低4.8%，其上方的局部高溫空氣基本消失，但右側(cè)和下方仍存在較大面積局部高溫，如圖16(e)所示。

(2)導(dǎo)流板的強化散熱特性分析

由圖17(a)可見:導(dǎo)流板對發(fā)動機上前方空氣的向后流動具有阻礙作用，使從發(fā)動機上方流向后端區(qū)域的空氣相對原車有所減少；另一方面，如圖17(b)所示，發(fā)動機上方空氣向下運動趨勢增強，使排氣歧管上方的空氣速度方向更接近“輻射狀”優(yōu)化方向。

圖17 導(dǎo)流板方案的發(fā)動機艙流場

綜合以上流動情況可知，雖然來自發(fā)動機上方的氣流減少，但排氣歧管上方的空氣速度方向改善，有利于從雙場耦合角度提高排氣歧管散熱性能。其對流換熱系數(shù)提高至16.69W/(m2·℃)，比原車提高3.8%，其表面溫度降低，如圖17(c)所示，平均溫度為646℃(919K)，比原車僅降低3.3%，且排氣歧管上方的局部高溫面積有所減小，但右側(cè)和下方仍存在較大面積局部高溫，如圖17(d)所示。

(3)右風(fēng)扇導(dǎo)流罩延長的強化散熱特性分析

如圖18(a)所示，將右風(fēng)扇導(dǎo)流罩延長后，發(fā)動機艙后端空氣流動變化較大:從變速器上方流入發(fā)動機艙后端的空氣增多，流線的彎曲與回旋程度大幅降低，且該部分空氣沿排氣歧管上方自右向左流動，受發(fā)動機左端零件的阻擋后，流動方向向下偏轉(zhuǎn)，然后沿排氣歧管的下表面從左向右流動，最后經(jīng)排氣管前段流向車身底部后方；如圖18(b)所示，與空氣流動變化相對應(yīng)，排氣歧管周圍大部分空氣速度大于2m/s，且右側(cè)和上方的空氣速度方向也隨之發(fā)生變化，更接近“輻射狀”優(yōu)化方向。

圖18 右風(fēng)扇罩延長方案的發(fā)動機艙流場

綜合以上流動情況可知，不僅排氣歧管周圍空氣速度增大，且空氣速度方向也改善，從雙場耦合角度提高了其散熱性能。排氣歧管對流換熱系數(shù)提高至21.41W/(m2·℃)，比原車提高33.2%，其表面溫度高560℃(833K)的區(qū)域明顯減少，如圖18(c)所示，平均溫度降低至519℃(792K)，比原車降低22.3%，排氣歧管右側(cè)和上方的局部高溫空氣基本消失，但下方仍存在較大面積局部高溫，如圖18(d)所示。

(4)左風(fēng)扇導(dǎo)流罩延長的強化散熱特性分析

如圖19(a)所示，將左風(fēng)扇導(dǎo)流罩延長后，發(fā)動機艙底部流經(jīng)油底殼的空氣增多，使發(fā)動機艙后端出流空氣在油底殼處的回流基本消失；同時，該部分流經(jīng)油底殼的空氣牽引其周圍空氣向車身底部流動，使發(fā)動機艙后端上方的空氣近似豎直向下流經(jīng)排氣歧管，如圖19(b)所示。相對于原車，排氣歧管上方的空氣速度方向更接近“輻射狀”優(yōu)化方向，如圖19(c)所示。

綜合以上流動情況可知，由于發(fā)動機艙后端出流的回流消除，且排氣歧管上方入流空氣速度方向改善，不僅有利于發(fā)動機艙后端排氣歧管熱量排放順暢，也從雙場耦合角度提高了其散熱性能。排氣歧管對流換熱系數(shù)提高至17.83W/(m2·℃)，比原車提高10.1%，排氣歧管表面溫度降低，如圖19(d)所示，平均溫度降至609℃(882K)，比原車降低8.8%，排氣歧管上方局部高溫空氣基本消失，如圖19(e)所示；但另一方面，由于發(fā)動機艙后端空氣流量未明顯增加，該區(qū)域的熱量仍難以及時散發(fā)，這部分熱量被流動較順暢的空氣攜帶至排氣歧管下方，因而在排氣歧管下方形成局部高溫，如圖19(e)所示。

圖19 左風(fēng)扇導(dǎo)流罩延長方案的發(fā)動機艙流場

圖20 組合方案結(jié)構(gòu)

3.3 組合改進結(jié)構(gòu)及其強化散熱效果

(1)組合改進結(jié)構(gòu)

由以上4種結(jié)構(gòu)改進方案的發(fā)動機艙內(nèi)流場強化散熱特性分析可見，各改進方案對排氣歧管的散熱效果不同，且均不能消除排氣歧管周圍全部高溫空氣，其中增加散熱器導(dǎo)流罩和導(dǎo)流板后，排氣歧管表面平均溫度降低程度均小于5%，且導(dǎo)流板存在阻礙前端空氣向后流動的附加問題，因此這兩種方案中僅保留散熱器導(dǎo)流罩方案，將其與左、右風(fēng)扇導(dǎo)流罩延長方案組合，形成“散熱器-風(fēng)扇”導(dǎo)流罩組合方案，如圖20所示。

(2)組合改進結(jié)構(gòu)的強化散熱效果

組合改進結(jié)構(gòu)的發(fā)動機艙流場如圖21所示。由圖21(a)可見，散熱器周圍漏流基本消失，從發(fā)動機上方流向發(fā)動機艙后端的空氣增多；由圖21(a)和圖21(c)可見，從變速器上方流入發(fā)動機艙后端空氣也增多且流線彎曲程度減小，且因受來自發(fā)動機上方空氣的阻礙作用，來自變速器上方的氣流未到達排氣歧管上方左端就轉(zhuǎn)為向下運動；由圖21 (d)可見，受延長的左右風(fēng)扇罩的導(dǎo)流作用，從左右風(fēng)扇流出的空氣向后方流動過程中的偏右程度也明顯減小，流經(jīng)油底殼的空氣明顯增多，使該處回流基本消失。

圖21 組合改進結(jié)構(gòu)的發(fā)動機艙流場

綜合以上流動情況可知，在組合改進結(jié)構(gòu)下，不僅排氣歧管周圍空氣速度增大，發(fā)動機艙后端出流的回流消除，且排氣歧管入流空氣速度方向接近“輻射狀”優(yōu)化方向，從雙場耦合角度也提高了其散熱性能。排氣歧管對流換熱系數(shù)提高至22.1W/ (m2·℃)，比原車提高37.5%；其表面溫度高于560℃(833K)的區(qū)域明顯減小，如圖21(e)所示，平均溫度降為505℃(778K)，比原車降低24.4%；排氣歧管右側(cè)、上方和下方的高溫空氣均消失，如圖21 (f)所示，即艙內(nèi)散熱不足問題基本解決。

4 結(jié)論

本文中針對發(fā)動機艙內(nèi)流場強化散熱研究中存在的問題，以某款汽車的發(fā)動機艙為例，基于對流換熱場協(xié)同理論，進行了發(fā)動機艙內(nèi)雙場耦合強化散熱研究，得出如下結(jié)論。

(1)基于對流換熱場協(xié)同理論，闡明了發(fā)動機艙內(nèi)高溫部件強化散熱的空氣速度和溫度梯度的0°夾角原則，并以自然對流換熱狀態(tài)下的溫度場為參考，提出了實現(xiàn)發(fā)動機艙內(nèi)高溫部件強化散熱的入流空氣“輻射狀”優(yōu)化方向。

(2)基于“輻射狀”優(yōu)化方向，分析發(fā)動機艙內(nèi)的空氣流動與換熱特性，發(fā)現(xiàn)除冷卻空氣流量少和少量回流之外，排氣歧管入流空氣的流速方向不合理也是其散熱不足的重要原因。

(3)根據(jù)上述分析結(jié)果指導(dǎo)艙內(nèi)結(jié)構(gòu)改進，所獲得的“散熱器-風(fēng)扇”導(dǎo)流罩組合改進結(jié)構(gòu)，不僅增加了流向排氣歧管的冷卻空氣，而且改善了排氣歧管入流空氣的流速方向，從雙場耦合角度提高了排氣歧管散熱性能，使其對流換熱系數(shù)提高37.5%，表面平均溫度降為505℃，降低24.4%，周圍局部高溫消失，基本解決了艙內(nèi)散熱不足問題。

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Flow Field Heat Dissipation Analysis and Structural Modification of Engine Compartment Based on Velocity-temperature Field Coupling

Liu Shuichang1，2，Li Lifu2，Zhang Yong1＆Mi Chengji1
1.School of Mechanical Engineering，Hunan University of Technology，Zhuzhou 412000；2.School of Mechanical and Automotive Engineering，South China University of Technology，Guangzhou 510641

Aiming at the heat dissipation difficulty of vehicle engine compartment caused by heat accumulation and structural congestion，a principle of velocity field-temperature field coupling intensified heat dissipation is proposed as a guide for the heat dissipation analysis and structural modification of a car engine compartment.Firstly，based on convective heat transfer field synergy theory，the principle of 0°angle between air velocity and temperature gradient for the intensified heat dissipation of hot components in engine compartment is expounded，and on this basis，the“radial”optimized direction of inflow air velocity is derived according to the distribution characteristics of temperature field under natural convection heat transfer.Then，aiming at the poor cooling of exhaust manifold in a car engine compartment，a study on the flow field heat dissipation analysis and structural modification of engine compartment is conducted based on“radial”optimized direction，with a scheme of“radiator-fan”deflector combination modified structure determined.The final results show that the convective heat transfer coefficient of exhaust manifold is enhanced by 37.5%，its average surface temperature is lowered by 24.4%，and the hot spots around exhaust manifold is eliminated，so the inadequate heat dissipation issue of engine compartment is resolved

engine compartment；heat dissipation；velocity field-temperature field coupling；structural modification

10.19562/j.chinasae.qcgc.2017.08.005

?湖南省教育廳高等學(xué)?？茖W(xué)研究計劃優(yōu)秀青年項目(2015B066和2016B072)、湖南省自然科學(xué)基金(2017JJ2074)、中央財政汽車空氣動力學(xué)及關(guān)鍵零部件設(shè)計與制造創(chuàng)新團隊項目(0420036017)資助。

原稿收到日期為2016年8月29日。

張勇，博士研究生，E-mail:zhangyong7051678＠163.com。