SUV發(fā)動(dòng)機(jī)艙熱管理一維/三維聯(lián)合仿真與改進(jìn)

唐友名 婁淵博, 陳 基 李志紅 陳 義 黃秋萍 袁志群

1.廈門理工學(xué)院福建省新能源汽車與安全技術(shù)研究院，廈門，3610242.東南(福建)汽車工業(yè)有限公司研究院，福州，350119

0 引言

隨著人們對(duì)汽車的動(dòng)力性、經(jīng)濟(jì)性、舒適性和外形的要求不斷提高，設(shè)計(jì)師更傾向于設(shè)計(jì)流線型、低車身的車型，這導(dǎo)致發(fā)動(dòng)機(jī)艙內(nèi)的空間逐漸減小。增壓+缸內(nèi)噴、分層燃燒、雙離合變速器(dual clutch transmission，DCT)等眾多汽車新技術(shù)的應(yīng)用，促使機(jī)艙內(nèi)附件增多且產(chǎn)生較大的工作熱量[1]，從而易形成過(guò)熱的發(fā)動(dòng)機(jī)艙環(huán)境，因此在設(shè)計(jì)階段保證發(fā)動(dòng)機(jī)艙具有良好的熱性能十分必要。

在車輛開(kāi)發(fā)階段，比起試驗(yàn)方法，仿真手段具有節(jié)約成本、周期短等優(yōu)勢(shì)，因而得到了廣泛的應(yīng)用。目前應(yīng)用較為普遍的發(fā)動(dòng)機(jī)艙熱管理仿真軟件有一維和三維兩種。一維仿真研究方面，同濟(jì)大學(xué)利用KULI軟件建立了某載重車熱管理系統(tǒng)模型，研究不同風(fēng)扇對(duì)整車熱管理系統(tǒng)的影響，降低了冷卻系統(tǒng)的功率消耗[2]；華中科技大學(xué)利用Flowmaster軟件對(duì)某柴油機(jī)的冷卻系統(tǒng)循環(huán)、熱平衡狀態(tài)和冷卻系統(tǒng)匹配進(jìn)行仿真，指出該冷卻系統(tǒng)存在的問(wèn)題，并提出相應(yīng)的改進(jìn)方案[3]。三維仿真研究方面，東南汽車公司利用STAR-CCM+軟件對(duì)某車進(jìn)行冷卻熱害分析，并通過(guò)加裝導(dǎo)流板的方式進(jìn)行改進(jìn)[4]；上汽集團(tuán)利用FLUENT軟件評(píng)估了某轎車?yán)鋮s系統(tǒng)，并將仿真結(jié)果與試驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行對(duì)比，研究結(jié)果表明，仿真計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果吻合度較好[5]。

通過(guò)深入研究發(fā)現(xiàn)：一維計(jì)算精度不高，無(wú)法獲取相關(guān)細(xì)節(jié)；三維仿真設(shè)定復(fù)雜，耗時(shí)長(zhǎng)，邊界條件難以獲取。因此，一維/三維聯(lián)合仿真分析逐漸成為熱管理仿真分析的研究重點(diǎn)[6]。梁小波等[7]分別采用一維、三維和一維/三維聯(lián)合仿真工具分析了某款新轎車的冷卻系統(tǒng)性能，結(jié)果表明，一維/三維聯(lián)合仿真在汽車熱管理中具有更高的精度；郭健忠等[8]利用一維/三維聯(lián)合仿真分析了商用車額定工況下發(fā)動(dòng)機(jī)出水溫度偏高的問(wèn)題，結(jié)果表明，聯(lián)合仿真工具可提高發(fā)動(dòng)機(jī)熱管理的分析效率。LU等[9]通過(guò)分析熱機(jī)參數(shù)和工作負(fù)荷對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)艙內(nèi)換熱過(guò)程的影響，實(shí)現(xiàn)了發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻回路和空調(diào)回路的性能評(píng)估。

本文采用一維/三維聯(lián)合仿真方法對(duì)某款SUV進(jìn)行發(fā)動(dòng)機(jī)艙熱管理分析，全面地評(píng)估發(fā)動(dòng)機(jī)艙散熱性能，在發(fā)動(dòng)機(jī)出水溫度不滿足要求時(shí)提出優(yōu)化方案來(lái)進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，并在樣車階段通過(guò)試驗(yàn)驗(yàn)證優(yōu)化方案的有效性和仿真的可靠性。

1 模型的建立

1.1 三維仿真數(shù)值模型的建立

汽車車速一般遠(yuǎn)低于聲速，馬赫數(shù)較小，汽車空氣動(dòng)力學(xué)屬于低速空氣動(dòng)力學(xué)范疇，因此汽車周圍流場(chǎng)可視為三維不可壓縮黏性等溫流場(chǎng)[10]。由于汽車發(fā)動(dòng)機(jī)艙內(nèi)構(gòu)造復(fù)雜，容易引起氣流分離，故流場(chǎng)計(jì)算按湍流處理。

在建立計(jì)算域時(shí)，為減小模擬風(fēng)洞中的阻塞效應(yīng)、洞壁干擾和雷諾數(shù)效應(yīng)等約束條件對(duì)仿真精度的影響，計(jì)算域設(shè)置為車前3倍車長(zhǎng)，車后7倍車長(zhǎng)，5倍車高，兩側(cè)各3倍車寬，如圖1所示。

圖1 汽車風(fēng)洞模型Fig.1 Model of automotive wind tunnel

該車模型在大型流體力學(xué)軟件STAR-CCM+中劃分網(wǎng)格并求解，計(jì)算體網(wǎng)格采用Trimmer網(wǎng)格，近車體及流動(dòng)變化劇烈區(qū)域進(jìn)行網(wǎng)格加密以提高計(jì)算精度，遠(yuǎn)車體等計(jì)算影響較小的區(qū)域采用較大網(wǎng)格以節(jié)省計(jì)算資源。為更好地捕捉車體表面及內(nèi)部的流動(dòng)情況，車體表面及發(fā)動(dòng)機(jī)艙內(nèi)部采用4層增長(zhǎng)率為1.3、總厚度為8 mm的邊界層，為考慮地面效應(yīng)，地面采用12層增長(zhǎng)率為1.3、總厚度為50 mm的邊界層，最終生成的體網(wǎng)格數(shù)量達(dá)到4 043萬(wàn)，在縱剖面(Y=0)處的模型發(fā)動(dòng)機(jī)艙體網(wǎng)格如圖2所示。計(jì)算域入口邊界條件設(shè)置為速度入口，出口邊界條件設(shè)置為壓力出口，計(jì)算域入口至車前2 m地面邊界條件設(shè)置為滑移壁面，其他壁面設(shè)置為非滑移壁面。

(a)整車體網(wǎng)格剖面圖 (b)發(fā)動(dòng)機(jī)艙體網(wǎng)格剖面圖圖2 機(jī)艙體網(wǎng)格縱剖面圖(Y=0)Fig.2 Sectional view of engine compartment’s volume mesh(Y=0)

1.2 熱交換器模型的建立

汽車熱交換器(油冷器、中冷器、散熱器、冷凝器)在工程上一般采用多孔介質(zhì)模型來(lái)模擬，熱交換器的流動(dòng)阻力通過(guò)源項(xiàng)的方式添加到動(dòng)量方程中，源項(xiàng)的系數(shù)可由下式確定：

(1)

式中，Δp為壓降；L為多孔介質(zhì)厚度；α為空氣穿透系數(shù)；μ為黏性系數(shù)；C2為多孔介質(zhì)內(nèi)部損失系數(shù)；v為迎風(fēng)風(fēng)速；Pi為慣性阻尼系數(shù)；Pμ為黏性阻尼系數(shù)。

對(duì)熱交換器進(jìn)行單品臺(tái)架試驗(yàn)，見(jiàn)圖3。各換熱器(冷凝器、散熱器、中冷器和油冷器)的試驗(yàn)曲線分別見(jiàn)圖4～圖7。

圖3 熱交換器臺(tái)架試驗(yàn)Fig.3 Heat exchanger bench test

圖4 冷凝器試驗(yàn)曲線Fig.4 Condenser test curve

圖5 散熱器試驗(yàn)曲線Fig.5 Radiator test curve

圖6 中冷器試驗(yàn)曲線Fig.6 Intercooler test curve

圖7 油冷器試驗(yàn)曲線Fig.7 Oil cooler test curve

對(duì)于空氣通過(guò)各個(gè)換熱器時(shí)產(chǎn)生的壓降和迎風(fēng)風(fēng)速，采用最小二乘法擬合得到各個(gè)換熱器的多孔介質(zhì)參數(shù)，結(jié)果見(jiàn)表1。

表1 熱交換器多孔介質(zhì)參數(shù)

風(fēng)扇的模擬采用多重坐標(biāo)系(multiple reference frame，MRF)法[11]，整個(gè)計(jì)算控制方程采用有限體積法，遵守質(zhì)量守恒、動(dòng)量守恒和能量守恒定律，能量方程采用二階迎風(fēng)插值格式，迭代方式采用SIMPLE(semi-implicit methods for pressure linked equations)算法。

1.3 一維冷卻系統(tǒng)模型

汽車?yán)鋮s系統(tǒng)的冷卻過(guò)程具體如下：水泵將循環(huán)冷卻液泵入發(fā)動(dòng)機(jī)水套或變速箱中，吸收發(fā)動(dòng)機(jī)水套或變速箱中的熱量，從而使得冷卻液溫度升高；接著冷卻液被泵入熱交換器，與機(jī)艙內(nèi)冷卻空氣進(jìn)行熱交換，使得冷卻液溫度又降低；然后冷卻液進(jìn)入水泵，再次被壓入發(fā)動(dòng)機(jī)水套或變速箱中。本文研究的SUV車型采用的發(fā)動(dòng)機(jī)為渦輪增壓汽油發(fā)動(dòng)機(jī)，其冷卻系統(tǒng)的布置見(jiàn)圖8。

圖8 冷卻系統(tǒng)的布置圖Fig.8 Diagram of cooling system layout

根據(jù)研發(fā)階段車型的冷卻系統(tǒng)零部件結(jié)構(gòu)及相對(duì)位置，搭建出冷卻系統(tǒng)的一維熱流體仿真模型，如圖9所示，其中模型包括空氣側(cè)和水側(cè)兩大部分?？諝鈧?cè)由空氣通過(guò)格柵時(shí)引起的壓降、油冷器、冷凝器、散熱器、風(fēng)扇、中冷器和風(fēng)扇后方機(jī)艙阻力模塊(用Loss元件代替)組成，如圖10所示。在Flowmaster軟件中，冷卻空氣通過(guò)進(jìn)氣格柵引起的壓降可用壓力的變化Δp來(lái)描述，即

(2)

其中，Cp為壓力系數(shù)；ρ為冷卻空氣密度。水側(cè)包括油冷器循環(huán)、發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻循環(huán)、中冷器循環(huán)和冷凝器循環(huán)。冷卻系統(tǒng)零部件單品性能參數(shù)由零部件供應(yīng)商提供，冷卻空氣經(jīng)過(guò)進(jìn)氣格柵時(shí)壓力的變化Δp和風(fēng)扇后部機(jī)艙的阻力無(wú)法確定，需要結(jié)合三維仿真結(jié)果進(jìn)行調(diào)試。

圖9 冷卻系統(tǒng)一維仿真模型Fig.9 1D simulation model of cooling system

圖10 空氣側(cè)模型圖Fig.10 Diagram of air side model

2 工況確定

通過(guò)試驗(yàn)數(shù)據(jù)的積累，得出發(fā)動(dòng)機(jī)在怠速、高速和爬坡工況下的水溫較高，在爬坡工況中，中低速爬坡和高速爬坡工況較為典型，發(fā)動(dòng)機(jī)出水溫度較高的結(jié)論。本文選擇對(duì)中低速爬坡和高速爬坡工況進(jìn)行分析，其他工況暫不涉及，兩種仿真工況的具體信息如下：

(1)工況一為中低速爬坡工況，車速為40 km/h，坡度為10%，風(fēng)扇轉(zhuǎn)速為1 760 r/min，環(huán)境溫度為40 ℃。

(2)工況二為高速爬坡工況，車速為115 km/h，坡度為3%，風(fēng)扇轉(zhuǎn)速為1 760 r/min，環(huán)境溫度為45 ℃。

3 一維/三維聯(lián)合仿真及分析

3.1 一維/三維聯(lián)合仿真

為全面評(píng)估發(fā)動(dòng)機(jī)艙熱性能，采用一維/三維聯(lián)合仿真工具進(jìn)行分析，在進(jìn)行一維計(jì)算時(shí)，需要將空氣通過(guò)格柵時(shí)產(chǎn)生壓降的壓力系數(shù)Cp、風(fēng)速分布和風(fēng)扇后方發(fā)動(dòng)機(jī)艙阻力作為輸入條件。為獲得壓力系數(shù)Cp,需要在進(jìn)行三維計(jì)算時(shí)在格柵前后部設(shè)置壓力監(jiān)測(cè)面，以得到格柵前后部的壓差，并根據(jù)式(2)計(jì)算得到壓力系數(shù)。對(duì)于不同的工況及車型，壓力系數(shù)均會(huì)存在一定的差異。

對(duì)換熱器(散熱器、油冷器、冷凝器和中冷器)前端面進(jìn)行風(fēng)速采集。其中，駐點(diǎn)壓力源1的風(fēng)速采集位置為油冷器的進(jìn)風(fēng)面、冷凝器的進(jìn)風(fēng)面和散熱器的進(jìn)風(fēng)面，駐點(diǎn)壓力源2的風(fēng)速采集位置為中冷器的進(jìn)風(fēng)面，風(fēng)速分布采集面見(jiàn)圖11。駐點(diǎn)壓力源1輸入的風(fēng)速分布見(jiàn)圖12a，駐點(diǎn)壓力源2輸入的風(fēng)速分布見(jiàn)圖12b。

圖11 風(fēng)速分布采集面Fig.11 Wind speed distribution collection surface

對(duì)中冷器和散熱器的出口流量進(jìn)行監(jiān)測(cè)，依據(jù)監(jiān)測(cè)出口流量，調(diào)試一維系統(tǒng)中Loss元件的損失系數(shù)，當(dāng)一維計(jì)算中的散熱器和中冷器出口流量分別與三維仿真中的散熱器和中冷器出口流量符合時(shí)，輸出發(fā)動(dòng)機(jī)出水溫度。

3.2 結(jié)果分析

通過(guò)三維計(jì)算可直觀地顯示出發(fā)動(dòng)機(jī)艙的流場(chǎng)情況，中低速爬坡和高速爬坡工況條件下的發(fā)動(dòng)機(jī)艙內(nèi)流場(chǎng)結(jié)構(gòu)類似，本文以中低速爬坡工況為例進(jìn)行分析。從圖13a和圖13b中可以看出，冷卻氣流在直防撞梁處分離，防撞梁與冷凝器或中冷器之間的氣流速度明顯減小，并在直防撞梁后部形成不同程度的渦流，進(jìn)而影響了中冷器、冷凝器的換熱效率。從圖13c中可以看出，直防撞梁與油冷器之間的距離較小，極少量冷卻空氣通過(guò)被直防撞梁遮擋的油冷器部分，同樣影響了油冷器的換熱效率。由于散熱器位于油冷器和冷凝器的后部(圖10)，直防撞梁通過(guò)影響油冷器和冷凝器的進(jìn)風(fēng)量從而影響散熱器的進(jìn)風(fēng)量，進(jìn)而也會(huì)影響散熱器的換熱效率。

(a)冷凝器前縱剖面(Y=0)

(b)中冷器前縱剖面(Y=0.3 m)

(c)油冷器前縱剖面(Y=-0.15 m)圖13 熱交換器風(fēng)速分布Fig.13 Wind speed distribution of heat exchanger

結(jié)合一維分析計(jì)算得出發(fā)動(dòng)機(jī)的出水溫度，具體結(jié)果見(jiàn)表2。而發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻液的極限溫度為113.0 ℃，在車型研發(fā)設(shè)計(jì)階段，考慮到仿真誤差，往往需要預(yù)留設(shè)計(jì)裕度。由表2可知，該車型在兩種工況下的水溫均存在超標(biāo)風(fēng)險(xiǎn)，故需要降低水溫。

表2 發(fā)動(dòng)機(jī)出水溫度

4 發(fā)動(dòng)機(jī)艙的改進(jìn)

4.1 結(jié)構(gòu)方案改進(jìn)

為了解決發(fā)動(dòng)機(jī)出水溫度過(guò)高的問(wèn)題，在機(jī)艙的布置中提出3個(gè)改善方案:①方案1，提高風(fēng)扇轉(zhuǎn)速或換熱器尺寸，增強(qiáng)散熱能力；②方案2，增大油冷器與防撞梁之間的距離以增大換熱器的進(jìn)氣量；③方案3，將直防撞梁改為U形防撞梁以增大格柵有效進(jìn)氣面積，增加進(jìn)氣量。方案1和方案2的改動(dòng)會(huì)增加較多研發(fā)成本或涉及機(jī)艙布置的大調(diào)整，綜合考慮，采用方案3，改進(jìn)前后的模型如圖14所示。

(a)改進(jìn)前 (b)改進(jìn)后圖14 改進(jìn)前后模型圖Fig.14 The model diagram before and after improvement

對(duì)方案3進(jìn)行一維/三維聯(lián)合仿真計(jì)算，改進(jìn)前后的結(jié)果對(duì)比見(jiàn)表3。由表3可知，改進(jìn)后發(fā)動(dòng)機(jī)的出水溫度在工況一、工況二條件下分別下降了6.1 ℃和6.4 ℃，距冷卻液極限溫度還有較大裕度，滿足汽車?yán)鋮s系統(tǒng)要求，并驗(yàn)證了優(yōu)化方案的有效性。根據(jù)方案3設(shè)計(jì)出樣車，如圖15所示。

表3 改進(jìn)前后的結(jié)果對(duì)比

圖15 U形防撞梁樣車Fig.15 U-shaped anti-collision beam sample car

4.2 改進(jìn)前后對(duì)比分析

從改進(jìn)后的中低速爬坡工況的發(fā)動(dòng)機(jī)艙流場(chǎng)圖(圖16)中可以看出，采用U形防撞梁后，氣流比較均勻地通過(guò)下進(jìn)氣格柵，不會(huì)由于防撞梁的阻擋而分離，增大了換熱器表面的平均進(jìn)風(fēng)速度，從而增加了各個(gè)熱交換器的進(jìn)氣量。

(a)冷凝器前縱剖面(Y=0)

(b)中冷器前縱剖面(Y=0.3 m)

(c)油冷器前縱剖面(Y=-0.15 m)圖16 改進(jìn)后熱交換器風(fēng)速分布Fig.16 Wind speed distribution of heat exchanger after improvement

改進(jìn)前后的換熱器流量見(jiàn)表4。由表4可知，各個(gè)換熱器的進(jìn)風(fēng)量均有增大，增強(qiáng)了換熱器的散熱能力，從而降低了發(fā)動(dòng)機(jī)出水溫度。

表4 改進(jìn)前后換熱器流量表

5 試驗(yàn)驗(yàn)證

5.1 試驗(yàn)條件

本次研究的樣車整車熱平衡試驗(yàn)在轉(zhuǎn)轂試驗(yàn)臺(tái)上進(jìn)行，如圖17所示。試驗(yàn)過(guò)程采用大流量風(fēng)機(jī)和軸流通風(fēng)機(jī)來(lái)等效模擬汽車在行駛中的來(lái)流空氣，實(shí)驗(yàn)室環(huán)境溫度由空調(diào)機(jī)組控制，采用陽(yáng)光模擬系統(tǒng)提供光源，日射量為950 W/m2，空氣濕度為50%，汽車為滿載。其中，試驗(yàn)工況一條件為環(huán)境溫度40 ℃，Ⅱ擋擋位，發(fā)動(dòng)機(jī)功率19 kW,發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速2 780 r/min，車速40 km/h，持續(xù)時(shí)間30 min；工況二條件為環(huán)境溫度45 ℃，最高擋擋位，發(fā)動(dòng)機(jī)功率25 kW,發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速4 124 r/min，車速115 km/h，持續(xù)時(shí)間25 min。

圖17 樣車熱平衡試驗(yàn)Fig.17 Thermal balance test of sample car

如圖18所示，在發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻液出口與散熱器冷卻液進(jìn)口之間，以及發(fā)動(dòng)機(jī)艙內(nèi)的其他重要位置布置PT100型溫度傳感器，用多通道數(shù)據(jù)采集儀來(lái)采集并記錄試驗(yàn)數(shù)據(jù)。

圖18 發(fā)動(dòng)機(jī)艙溫度采集實(shí)物圖Fig.18 Diagram of engine compartment temperature acquisition

5.2 試驗(yàn)數(shù)據(jù)對(duì)比

仿真計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)數(shù)據(jù)的對(duì)比見(jiàn)表5。由表5可知，改進(jìn)方案的樣車在工況一、工況二條件下的發(fā)動(dòng)機(jī)出水溫度分別為102.9 ℃和110.4 ℃，均達(dá)到了冷卻系統(tǒng)要求，從而驗(yàn)證了優(yōu)化方案的有效性。對(duì)比試驗(yàn)所測(cè)數(shù)據(jù)，仿真結(jié)果與試驗(yàn)數(shù)據(jù)存在一定差異，其誤差主要來(lái)源為進(jìn)行三維仿真時(shí)，未考慮熱量在地面上的積累會(huì)使地面溫度高于環(huán)境溫度，以及試驗(yàn)過(guò)程中各參數(shù)的測(cè)量誤差，但兩種工況下的誤差均不超過(guò)5%，因此可以認(rèn)為Flowmaster結(jié)合STAR-CCM+軟件所建立的仿真模型是可靠的。

表5 試驗(yàn)測(cè)試值與仿真結(jié)果對(duì)比

6 結(jié)論

(1)利用數(shù)值仿真工具，可以在汽車研發(fā)階段對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)艙的流場(chǎng)特性和熱性能進(jìn)行研究，有利于發(fā)動(dòng)機(jī)艙內(nèi)氣流的組織和冷卻系統(tǒng)的匹配研究，從而避免了機(jī)艙內(nèi)熱危害的出現(xiàn)。

(2)通過(guò)一維/三維聯(lián)合仿真分析，發(fā)現(xiàn)發(fā)動(dòng)機(jī)出水溫度過(guò)高。通過(guò)將直防撞梁改成U形防撞梁，增加了各個(gè)換熱器的進(jìn)風(fēng)量，從而增強(qiáng)了換熱器的散熱性能，并驗(yàn)證了改進(jìn)方案的有效性。

(3)通過(guò)試驗(yàn)數(shù)據(jù)與仿真結(jié)果的對(duì)比，驗(yàn)證了一維/三維聯(lián)合仿真模型的可靠性。這種一維/三維聯(lián)合仿真分析的方法適合汽車開(kāi)發(fā)前期發(fā)動(dòng)機(jī)艙熱管理的研究，有利于縮短開(kāi)發(fā)周期，降低工程成本。