重型商用車冷卻系統(tǒng)性能優(yōu)化

唐榮江， 王青青， 肖 飛2， 陸增俊2， 劉威亞

(1.桂林電子科技大學(xué) 機電工程學(xué)院， 廣西 桂林 541004； 2.東風(fēng)柳州汽車有限公司 商用車技術(shù)中心， 廣西 柳州 545005)

引言

商用車的使用環(huán)境相對惡劣且熱負荷大，容易出現(xiàn)冷卻液溫度偏高的問題，冷卻液溫度過高不僅會加劇發(fā)動機的摩擦，而且會嚴重影響發(fā)動機的可靠性、動力性和經(jīng)濟性。隨著人們對車輛的舒適性和動力性要求不斷提高，發(fā)動機功率持續(xù)提高、發(fā)動機機體熱負荷逐漸增大；另一方面，排放法規(guī)日益嚴苛，噪聲限值日趨嚴格，冷卻風(fēng)扇轉(zhuǎn)速受到嚴格控制；而且產(chǎn)品復(fù)雜度提高，機艙空間布置愈加緊湊，給冷卻系統(tǒng)設(shè)計提出了更高要求[1]。

在車輛開發(fā)階段，相比試驗方法仿真手段具有周期短、節(jié)約成本等優(yōu)勢，因而得到了廣泛應(yīng)用[2]。文獻[3]建立CFD模型模擬發(fā)動機艙內(nèi)流場與溫度場的分布，提出在冷凝器側(cè)邊增加阻流板以及冷凝器下端增加導(dǎo)流板的改進方案，仿真效果顯示明顯改善了發(fā)動機的散熱環(huán)境，但沒有進行實車驗證。文獻[4]用散熱器和風(fēng)扇的風(fēng)洞測試數(shù)據(jù)，對中冷器、散熱器和多個風(fēng)扇組成的不同冷卻模塊方案進行匹配分析。文獻[5]通過耦合發(fā)動機空調(diào)回路和冷卻回路研究了發(fā)動機艙散熱情況和傳熱過程。文獻[6]根據(jù)換熱器風(fēng)洞試驗，提出一種基于車輛動力艙前端模塊與風(fēng)扇匹配的冷卻系統(tǒng)設(shè)計方法。葉曉等[7]利用Fluent軟件對某商用客車動力艙三維仿真，并通過熱平衡試驗臺架獲得該動力艙外特性工況下的能量分布，研究了冷卻模塊和發(fā)動機艙平行布置且有隔板隔離的情況下對冷卻氣流最高溫度區(qū)域分布的影響。

本研究運用數(shù)值模擬仿真方法，基于STAR-CCM+軟件分析發(fā)動機艙流場與溫度的分布，根據(jù)仿真結(jié)果確定形成機艙內(nèi)高溫?zé)岷Φ脑?，并計算得到冷卻系數(shù)K值。然后分別提出冷卻系統(tǒng)重要部件散熱器、風(fēng)扇和導(dǎo)風(fēng)罩的改進方案，并通過匹配分析找到最佳組合方案，最終達到改善冷卻系統(tǒng)散熱性能目標，結(jié)合試驗驗證仿真模型分析可靠有效。

1 建模分析

1.1 基本理論

為了模擬散熱單元內(nèi)部的空氣流動和換熱情況，采用標準k-ε湍流模型，湍動能k方程、湍動耗散率ε方程分別如式(1)和式(2)所示[8]:

Gk+Gb-ρε-YM+Sk

(1)

(2)

式中，Gk—— 平均速度梯度引起的湍動能k的產(chǎn)生項

Gb—— 浮力引起的湍動能k的產(chǎn)生項

YM—— 脈動擴張貢獻

C1ε,C2ε,C3ε—— 經(jīng)驗常數(shù)

σε，σk—— 分別為k和ε的普朗特數(shù)

Sk,Sε——C3ε源項

將散熱器芯部簡化成多孔介質(zhì)模型，在多孔介質(zhì)中，流動的阻力被分解到給定的方向，并通過源項的方式，添加到動量方程中。源項的系數(shù)由下式給出[9]：

(3)

式中， Δp—— 壓降

L—— 多孔介質(zhì)厚度

α—— 空氣穿透系數(shù)

μ—— 黏性系數(shù)

ν—— 迎風(fēng)風(fēng)速

C2—— 多孔介質(zhì)內(nèi)部損失系數(shù)

Pi—— 慣性阻尼系數(shù)

Pμ—— 黏性阻尼系數(shù)

模擬散熱單元內(nèi)部的空氣流動和換熱情況，能量守恒控制方程：

(4)

式中，cp—— 比熱容

T—— 溫度

k1—— 流體的傳熱系數(shù)

ST—— 流體的黏性耗散項

冷卻常數(shù)K值是評價汽車散熱系統(tǒng)的重要參數(shù)，K值越小，則發(fā)動機艙的散熱性能越強。為防止汽車出現(xiàn)“開鍋”現(xiàn)象，K值應(yīng)小于60[10]。冷卻常數(shù)表達式：

K=T出水-T環(huán)境

(5)

式中，T出水—— 發(fā)動機出水溫度

T環(huán)境—— 環(huán)境溫度

1.2 仿真模型

在CATIA中建立了三維仿真模型，將模型拆分并分別導(dǎo)入Spaceclaim中，在盡可能反映結(jié)構(gòu)細節(jié)、保證精度的同時對原始模型進行合理的簡化。忽略某些對發(fā)動機艙氣體流動影響較小的部件，去除不必要的螺栓和直徑較小的管束，填補一些孔洞。然后將簡化的模型導(dǎo)入STAR-CCM+中。簡化后的整車數(shù)模、機艙數(shù)模如圖1所示。

1.3 邊界條件

為降低模擬風(fēng)洞中的阻塞效應(yīng)、洞壁效應(yīng)和雷諾效應(yīng)對仿真計算精度的影響，計算域設(shè)定為：長為14倍車長，寬為5倍車寬，高為6倍車高[11]。計算域和網(wǎng)格模型如圖2所示。

圖1 簡化后整車、機艙數(shù)模

圖2 模型計算域及車身網(wǎng)格

計算域的入口邊界設(shè)定為速度入口，計算域的出口邊界設(shè)定為壓力出口。計算模型的邊界條件設(shè)置如表1所示。通過多次迭代運算使散熱器出口條件和水套入口條件一致來模擬實際過程中的循環(huán)流動。

表1 計算模型邊界條件設(shè)置

1.4 結(jié)果分析

對迭代收斂的計算結(jié)果后處理，提取散熱器進風(fēng)面風(fēng)速、進風(fēng)溫度分布如圖3所示。散熱器進風(fēng)面風(fēng)速分布較為均勻，但風(fēng)量略為偏低，散熱器兩側(cè)的溫度明顯的高于其他地方，表明散熱器兩側(cè)存在熱風(fēng)回流，熱風(fēng)回流不僅減少冷空氣的進入量，還使進氣溫度上升，降低散熱器的冷卻效果，造成散熱能力不足。

圖3 散熱器風(fēng)速、溫度云圖

2 優(yōu)化方案

通過上面對該車型的分析，在風(fēng)扇的抽吸作用下，冷卻空氣經(jīng)過散熱器加熱后，溫度升高壓力增大，散熱器前后存在壓差，若不能妥當(dāng)引流易出現(xiàn)熱風(fēng)回流現(xiàn)象。由于冷卻風(fēng)量不足和熱風(fēng)回流導(dǎo)致散熱能力不夠，本研究從散熱器、導(dǎo)風(fēng)罩、風(fēng)扇3個方面對冷卻系統(tǒng)進行改進優(yōu)化。為提高分析效率，計算只選擇大扭矩點工況。

2.1 散熱器優(yōu)化

翅片是散熱器的基本元件，傳熱過程主要通過翅片熱傳導(dǎo)及翅片與流體之間的對流換熱來完成。原型翅片主要結(jié)構(gòu)尺寸翅片間距、高度、厚度等如表2所示。

表2 原機配套散熱器結(jié)構(gòu)尺寸表

翅片間距對散熱器性能產(chǎn)生最直接影響[12]。原車冷側(cè)(空氣側(cè))翅片間距為2.5 mm，保持散熱器芯子外形尺寸不變，增大間距到3.0， 3.5， 4.0， 4.5 mm，散熱量和風(fēng)阻對比曲線如圖4所示。

圖4 不同翅片間距的散熱量和風(fēng)阻曲線

將不同翅片間距方案的風(fēng)阻數(shù)據(jù)導(dǎo)入流體分析軟件，分析對其性能的影響，然后提取各個方案的散熱器進風(fēng)面風(fēng)速、進風(fēng)溫度如圖5示。可見，隨著翅片間距的增大，散熱器進風(fēng)風(fēng)量增大，進風(fēng)溫度降低。

將CFD計算結(jié)果導(dǎo)入一維軟件進行冷卻性能參數(shù)計算，計算結(jié)果如表3所示?？梢?，翅片間距為3.5 mm時，熱平衡溫度最低，較原型降低了3.3 ℃，為各翅片方案中的最佳方案。

表3 翅片不同間距方案的計算結(jié)果

2.2 風(fēng)扇優(yōu)化

冷卻風(fēng)扇的性能是由它的結(jié)構(gòu)因素和安裝條件決定的，包括風(fēng)扇直徑、葉片數(shù)目、葉型、輪轂比、安裝角及軸向間隙等。

其中扇葉是風(fēng)扇的基本單元，扇葉數(shù)目和葉型對風(fēng)扇的通風(fēng)能力產(chǎn)生直接影響。在風(fēng)扇直徑不宜變動的情況下改變扇葉數(shù)目和葉型，根據(jù)工程經(jīng)驗提出改進方案，方案一將扇葉數(shù)目由原來的11變?yōu)?0，并改變?nèi)~型弧度；方案二不改變扇葉數(shù)目只改變?nèi)~型。風(fēng)扇模型如圖6所示。

圖5 不同翅片間距的散熱器風(fēng)速、進風(fēng)溫度云圖

圖6 風(fēng)扇數(shù)模

將兩款新葉型風(fēng)扇替換原車風(fēng)扇進行分析，結(jié)果如圖7所示，冷卻匹配計算結(jié)果如表4所示。對比之下風(fēng)扇方案2的冷卻效果最好，K值較原機降低了 3.4 ℃。

圖7 各風(fēng)扇方案的機艙流線圖

表4 冷卻匹配計算結(jié)果℃

方案原機風(fēng)扇方案1風(fēng)扇方案2K值60.759.957.3

2.3 導(dǎo)風(fēng)罩優(yōu)化

導(dǎo)風(fēng)罩是發(fā)動機冷卻模塊的重要組成部分，直接影響冷卻系統(tǒng)的整體性能，導(dǎo)風(fēng)罩結(jié)構(gòu)的差異對散熱器性能的影響達到3%～4%，而導(dǎo)風(fēng)罩結(jié)構(gòu)參數(shù)中對模塊性能影響最大的是導(dǎo)風(fēng)罩深度[13]。原車方案導(dǎo)風(fēng)罩為箱型方案，風(fēng)扇安裝位置使扇葉在寬度方向漏出導(dǎo)風(fēng)罩2/3長度，改變導(dǎo)風(fēng)罩參數(shù)制定優(yōu)化分析方案如表5、圖8所示。

表5 導(dǎo)風(fēng)罩分析方案

圖8 各導(dǎo)風(fēng)罩方案圖

各方案對應(yīng)的散熱器進風(fēng)面風(fēng)速、進風(fēng)溫度分析結(jié)果如圖9所示，冷卻匹配計算結(jié)果如表6所示。從數(shù)據(jù)結(jié)果可見，方案B2(環(huán)形導(dǎo)風(fēng)罩，扇葉漏出1/2長度)冷卻效果最佳，較原機散熱能力提高了5 ℃。

圖9 各導(dǎo)風(fēng)罩方案散熱器風(fēng)速、進風(fēng)溫度結(jié)果

表6 各導(dǎo)風(fēng)罩方案℃

方案原車方案A1方案A2K值60.759.159.5改善—1.61.2方案方案B1方案B2方案B3K值57.555.756.0改善3.25.04.7

2.4 組合方案分析

為驗證各改善方案的組合效果，分別選取散熱器、風(fēng)扇、導(dǎo)風(fēng)罩中改善效果最佳的2個方案進行組合分析，結(jié)果如表7所示。通過分析，確定最佳組合方案3，即散熱器翅片間距3.5 mm、方案2風(fēng)扇、環(huán)形導(dǎo)風(fēng)罩且風(fēng)扇扇葉漏出導(dǎo)風(fēng)罩1/2作為最終組合方案。

表7 各組合方案的改進效果分析

按組合方案要求裝車試驗測試，最大扭矩工況采用3擋擋位，發(fā)動機轉(zhuǎn)速為1300 r/min，迎面風(fēng)速為20 km/h；環(huán)境溫度為35 ℃。部分測點布置如圖10所示，①是發(fā)動機出水溫度及壓力測點；②是中冷前溫度及壓力測點。從發(fā)動機逐漸加速開始，直到達到相應(yīng)轉(zhuǎn)速后保持10 min左右，認定為達到平衡狀態(tài)。隨后讀取散熱器進出水溫度，中冷器進出氣溫以及油底殼機油溫度的測量值并予以記錄。

圖10 部分測點布置示意圖

測試結(jié)果數(shù)據(jù)如表8所示。改善后冷卻常數(shù)K值52.9 ℃，較原型降低了8.3 ℃，達到了改善目的。且模型計算K值為52.3 ℃，誤差為1.1%，符合工程要求，說明本研究分析方法有效可行。

表8 最優(yōu)組合方案試驗結(jié)果數(shù)據(jù)

3 結(jié)論

本研究運用數(shù)值模擬方法，建立了仿真模型對某車型發(fā)動機艙空氣流場及溫度場進行研究。發(fā)動機艙內(nèi)，冷卻空氣流經(jīng)散熱器然后從冷卻風(fēng)扇穿過后，溫度上升壓力增大，致使散熱器前后形成壓差，當(dāng)風(fēng)扇風(fēng)量不夠、氣流流速較小，且導(dǎo)風(fēng)罩引流功能不強時，容易導(dǎo)致熱風(fēng)回流，造成循環(huán)加熱降低冷卻系統(tǒng)性能。

本研究分別對散熱器、風(fēng)扇和導(dǎo)流罩提出改進方案，以減少風(fēng)阻、增大風(fēng)量以及加強導(dǎo)流，通過對散熱器、風(fēng)扇和導(dǎo)流罩的匹配分析，找到最佳優(yōu)化組合，優(yōu)化后冷卻常數(shù)K值下降了8.3 ℃，有效改善了該車發(fā)動機艙的散熱環(huán)境、增強了冷卻性能。