基于CFD的客車進氣格柵布置優(yōu)化分析

張弘韜，韓繼斌，葉歡，王浩，閆偉

(1.山東大學 能源與動力工程學院，山東 濟南　250061；2.山推工程機械股份有限公司，山東 濟寧　272073)

引言

客車在行駛過程中，發(fā)動機產生大量的熱量，如果散熱不及時，整個動力艙都會處于高溫狀態(tài),在這樣惡劣的環(huán)境下，不僅客車性能下降，而且相關零件容易損壞，因此動力艙熱管理系統(tǒng)的良好運行就變得尤為重要。進氣格柵不僅可以為發(fā)動機運行提供進氣，而且對動力系統(tǒng)和空調系統(tǒng)的散熱也起著重要作用[1]。有研究表明，通過進氣格柵的空氣能帶走30%的熱量[2]。而進氣格柵的不同布置會有不同大小的風阻和壓降，對進氣效果和質量產生影響，從而影響動力艙的熱管理性能[3]。

對于不同布置的進氣格柵內外側的壓降分析，如果采用傳統(tǒng)的試驗方法，不僅成本高昂，時間周期長，而且難以準確測量。所以本文采用基于計算流體力學(CFD)的仿真方法[4]。用Fluent軟件對該客車模型進行了三維計算分析，對橫向格柵、豎向格柵和兩側格柵三種布置分別進行計算和對比，發(fā)現在相同風扇轉速和相同車速下，豎向格柵的內外側壓降要比其他兩種格柵布置的內外側壓降小。

1　物理模型及網格劃分

某客車的三維仿真分析模型由幾部分組成：客車車體、車輪、發(fā)動機艙、位于車后部的進氣格柵以及后視鏡等。該客車的主要參數見表1。

表1　客車的整車參數

對計算所要涉及的整個流體區(qū)域進行網格劃分，利用Hypermesh、ICEM CFD等前處理軟件，對模型進行局部加密等處理后，最后生成的網格模型如圖1所示[5]。因為分別采用了三種布置，所以進氣格柵的網格數量有一些差別，使得客車模型的面網格和體網格的數量不完全一樣，但差別不大，生成的流體域面網格大約356萬，體網格大約1 650萬。風道體模型網格縱向截面如圖1。

圖1　模型風道體網格縱向截面

進氣格柵的格柵類型以及分布方式對空氣進入發(fā)動機艙后的流動和壓降有著重要的影響[6]。該客車模型分別分析了橫向進氣格柵同側布置、豎向進氣格柵同側布置和進氣格柵兩側布置對發(fā)動機艙內流場的影響。由于進氣格柵對發(fā)動機艙的流場分布的影響比較大，因此需要對進氣格柵進行網格加密，細化網格之后，橫向布置的面網格數為139萬，豎向格柵的面網格為147萬，兩側布置的面網格為154萬。三種不同布置的進氣格柵如圖2所示。

圖2　進氣格柵網格模型

由于散熱風扇的旋轉會引起動力艙內流場變化，從而影響格柵內外側的壓力差，所以要對風扇的網格進行加密。

2　格柵壓降分析

圖3　整車三維壓力變化圖

為計算進氣格柵處的壓力損失和格柵內外流場，分析在比較惡劣的工況下客車的阻力，假設該車的運行速度為96 km/h，風扇停止工作，沒有其他熱源?？蛙噳毫ψ兓妶D3，可以發(fā)現客車前臉壓力變化明顯，產生了較為明顯的壓降。

在風扇低轉速工況下，對三種布置的進氣格柵內外壓降進行計算。

圖4給出了風扇處的前后兩個橫向進氣格柵在低轉速工況下的壓力分布云圖，可以看出因為散熱風扇的轉動以及進氣格柵阻力，存在壓力損失。對圖4中格柵壓力分別積分，計算出前后布置中，后方格柵內外兩側平均壓差為6.69 Pa，前方格柵內外兩側平均壓差為4.55 Pa。由于此時風扇的轉速比較低，而且客車行駛速度不快，周圍流場也不強，所以格柵處壓力損失相對較小。

a)后格柵外側　　　　　　　　　b)后格柵內側　　　　　　　　　　　c)前格柵外側　　　　　　　　　d)前格柵內側圖4　橫向進氣前后布置格柵壓力云圖

圖5是客車散熱風扇低轉速工況下的豎向進氣格柵前后布置的壓力云圖。對格柵壓力分別積分，計算出前后布置中，后方格柵內外兩側平均壓差為4.12 Pa，前方格柵內外兩側平均壓差為1.23 Pa。

a)后格柵外側　　　　　　　　　b)后格柵內側　　　　　　　　　c)前格柵外側　　　　　　　　　d)前格柵內側圖5　豎向進氣前后布置格柵壓力云圖

圖6為散熱風扇低轉速工況下進氣格柵分別布置在兩側時的壓力云圖。對圖中格柵壓力分別積分，計算出前后布置中，后方格柵內外兩側平均壓差為32.03 Pa，前方格柵內外兩側平均壓差為0.71 Pa。

a)風扇處格柵外側　　　　　　　b)風扇處格柵內側　　　　　　　c)另一側格柵外側　　　　　　d)另一側格柵內側圖6　客車進氣格柵兩側布置格柵壓力云圖

在風扇低轉速工況下，橫向格柵前后布置和豎向格柵前后布置內外側壓降較小，而兩側布置中靠近風扇處格柵的壓降比另一側的要大很多，節(jié)流較明顯。

為了探究在不同風扇轉速、不同車速的情況下，不同類型和分布的進氣格柵內外側壓降，需要確定每一種類型和分布的進氣格柵前后格柵的計算表面位置，對這些表面的計算結果進行對比分析。對模擬所得的格柵壓力圖分別積分，計算出不同類型和分布的進氣格柵內外側平均壓力損失。

2.1　橫向隔柵布置壓降

圖7　橫向進氣格柵壓力降隨風扇轉速變化曲線

圖7是在散熱風扇轉速分別為0、1 446、1 928、2 300和2 658 r/min時橫向進氣格柵前后布置時，前進氣格柵和后進氣格柵的壓降變化。

對計算結果進行對比分析，當散熱風扇轉速提高時，橫向布置的前進氣格柵和后進氣格柵， 其內外兩側壓差呈增大的趨勢，這是因為當散熱風扇轉速提高，進氣格柵內側面和散熱風扇之間的負壓區(qū)擴大，并且格柵本身對氣流有阻力，使得進氣格柵內外側的壓差增大。

2.2　客車兩側隔柵壓降

圖8　兩側布置格柵壓力降隨風扇轉速變化曲線

圖8是進氣格柵兩側布置時在散熱風扇轉速分別為0、1 452、1 928、2 299和2 658 r/min時，靠近風扇側格柵和另一側格柵的壓差變化。

對計算結果進行對比分析，當散熱風扇轉速提高時，靠近散熱風扇側格柵， 其內外兩側壓差呈增大的趨勢，同樣也是由于當散熱風扇轉速提高，進氣格柵內側面和散熱風扇之間的負壓區(qū)擴大，使得格柵內外側的壓差增大。而客車遠離散熱風扇的那側格柵，由于幾乎不受另一側散熱風扇影響，所以其內外側的壓降變化很小。

2.3　豎向隔柵壓降與車速關系

圖9　高轉速工況下豎向格柵壓力降隨車速變化曲線

圖9是豎向進氣格柵前后布置時，風扇高轉速工況下，車速分別為32、43、72、115和160 km/h時，前進氣格柵和后進氣格柵的壓力損失。

圖10　低轉速工況下豎向格柵壓力降隨車速變化曲線

對計算結果進行對比分析，當客車車速逐漸提高時，橫向布置的前進氣格柵和后進氣格柵， 其內外兩側壓差呈減小的趨勢，這是因為隨著車速的增加，進氣格柵外側的壓力越來越小，從而使得格柵內外側壓差逐漸減小，慢慢地減到零，之后繼續(xù)提高車速，散熱風扇轉速不變，在格柵內側和風扇之間由于風扇運轉所產生的負壓區(qū)域的壓力，逐漸高于格柵外側的空氣壓力，使得格柵外側壓力小于格柵內側壓力，并隨著車速的增加，差值越來越大。

圖10是豎向進氣格柵前后布置時在車速分別為20、27、45、72和100 km/h時，前進氣格柵和后進氣格柵的內外側壓差。

對于散熱風扇低轉速工況下的分析，與上文高轉速工況下的分析類似，區(qū)別是在相同車速下，風扇低轉速工況時進氣格柵內外側的壓差較高轉速工況要小，而且壓差反轉時的所對應的車速也相比高轉速工況條件下較小。

2.4　橫向和豎向形式格柵壓降比較

表2　低轉速和高轉速工況下兩種格柵壓力降對比

客車同側格柵布置，橫向和豎向兩種不同的格柵排列形式在相同車速下，散熱風扇低轉速工況(風扇轉速1 452 r/min、車速15.5 km/h)和高轉速工況下(風扇轉速2 299 r/min、車速32 km/h)前后格柵內外側壓降對比見表2。

分析上表格柵壓降數據，可見在相同轉速和客車車速的情況下，不管前后進氣格柵，橫向格柵類型內外側壓降都要大于豎向格柵類型內外兩側的壓降，說明橫向格柵類型的進氣阻力比豎向格柵類型的進氣阻力要大。

3　結論

通過CFD三維仿真計算，分析對比不同條件不同布置的格柵壓降數據，得到以下結論：

1)不同行駛速度對進氣格柵布置在后方的客車進氣效果影響不大，影響進氣效果的主要是散熱風扇的轉速和進氣格柵的節(jié)流情況。

2)對于進氣格柵布置在同側的客車，橫向格柵要比豎向格柵的進氣效果要差，而進氣格柵分別布置在兩側時，靠近散熱風扇側的格柵壓降更大，進氣阻力較大，選擇豎向前后布置的格柵，進氣阻力最小，優(yōu)化了進氣效果。

參考文獻：

[1]王東,韓鈺.汽車發(fā)動機艙散熱性能的研究與優(yōu)化[J].汽車技術,2015,(12):34-40.

[2]柴夢達.某車型格柵關閉對汽車風阻和發(fā)動機艙散熱性能的影響研究[D].合肥:合肥工業(yè)大學,2015.

[3]王晶,張成春,張春艷,等.客車側圍格柵對發(fā)動機艙內熱環(huán)境的影響[J].吉林大學學報(工學版),2012,42(3):563-568.

[4]李世偉,吳國榮,田杰安,等.基于公交車發(fā)動機艙的熱管理系統(tǒng)CFD分析[J].內燃機與動力裝置,2011,28(5):25-27.

[5]倪計民,沈凱,朱黎明,等.后置發(fā)動機客車整車環(huán)境下冷卻模塊性能分析[J].汽車技術,2013(10):35-39.

[6]王東,樊登云,易吉云.格柵對汽車前端進氣影響的仿真分析[J].計算機輔助工程,2013,22(6):18-22.