某汽車空調(diào)系統(tǒng)怠速性能分析及改進

孫強，陳博，郭艷

（安徽江淮汽車集團股份有限公司技術(shù)中心，安徽 合肥 230601）

引言

汽車前端進風被用于冷卻發(fā)動機（散熱器）和空調(diào)（冷凝器）的散熱，部分車型用于中冷器或變速箱油冷器的散熱。隨著對車燃油經(jīng)濟性以及排放標準的要求也越來越高。許多新技術(shù)以及新裝置應(yīng)運而生，如進氣增壓中冷技術(shù)、廢氣再循環(huán)（EGR）技術(shù)等。汽車動力艙的內(nèi)部結(jié)構(gòu)本身就比較復(fù)雜，半封閉的空間內(nèi)包含了車輛的動力及傳動裝置，冷卻系統(tǒng)，以及汽車空調(diào)系統(tǒng)等整車重要組成部分增加了這些新裝置新技術(shù)后，使得動力艙內(nèi)的位置更加緊湊，在運行狀態(tài)下，各系統(tǒng)的熱狀態(tài)之間難免產(chǎn)生相互影響，不利于各系統(tǒng)的散熱。因此，動力艙內(nèi)的熱流動問題以及如何發(fā)展更加高效的熱管理系統(tǒng)，已經(jīng)成為改善車輛散熱性能、提高整車動力性的關(guān)鍵問題[1]。

前端進風量及進風有效性一直是各企業(yè)研究的重點之一。進氣通風量及開口比例主要受造型約束條件影響，在此前提下，通風效率對冷卻，空調(diào)具有重要影響。

本文對某車型前端散熱開展分析及優(yōu)化，通過改進提升了空調(diào)系統(tǒng)怠速性能。

1 存在問題及原因分析

表1 空調(diào)降溫性能溫度數(shù)據(jù)

某車型在空調(diào)系統(tǒng)性能驗證中存在空調(diào)系統(tǒng)怠速性能不合格的問題。試驗標準及工況：環(huán)境溫度43℃，光照條件1000 W/ m2，駕駛室溫升至60℃，按照《QC/T 658 汽車空調(diào)整車降溫性能試驗方法》工況進行測試。

圖1 空調(diào)降溫性能壓力曲線

怠速工況，空調(diào)系統(tǒng)壓力上升比較快。

圖2 前端進風溫度曲線

從前端進風溫度曲線來看，怠速工況，進入冷凝器進風溫度上升明顯，已經(jīng)到達70℃以上。

因此，熱回風是造成空調(diào)怠速性能差的主要原因。

圖3 動力艙內(nèi)風扇的回流作用

動力艙內(nèi)部，由于冷卻風扇的抽吸作用，在風扇前形成負壓區(qū)，將氣流吸入，在風扇后，由于風扇的旋轉(zhuǎn)作用，氣流的壓力得到提升，高壓的氣流將向低壓區(qū)域進行擴散，因此形成了風扇的回流怠速工況下，由于車速較低，艙內(nèi)流動主要靠冷卻風扇的作用，因此，怠速工況下動力艙內(nèi)的回流狀況非常嚴重。動力艙后部的高溫氣流在冷卻風扇的抽吸作用下，從散熱器模塊與艙頂部和底部的空隙中再次流回冷凝器和散熱器的前端，導(dǎo)致進入換熱的空氣并非環(huán)境溫度的冷卻空氣，而是發(fā)動機艙后部的高溫氣流，這使得冷凝器和散熱器的散熱受到影響，散熱不充分，可導(dǎo)致空調(diào)系統(tǒng)統(tǒng)性能變差甚至失效。

2 計算模型建立

2.1 理論數(shù)學(xué)模型

流體傳熱過程中都受物理守恒定律制約，基本的守恒定律包括：質(zhì)量守恒定律、動量守恒定律和能量守恒定律等。

質(zhì)量守恒方程也稱為連續(xù)性方程：

上式中第 2、3、4項是質(zhì)量流密度 (單位時間內(nèi)通過單位面積的流體質(zhì)量)的散度，可用矢量符號表示為：

動量方程：

式中：τij 為應(yīng)力矢量；ρgi 為 i 方向的重力分量；Fi 為由于阻力和能源而引起的其他能源項。

能量方程：

式中：h 為熵；k 為分子傳導(dǎo)率；kt 為由于湍流傳遞而引起的傳導(dǎo)率；Sh 為定義的體積源。

鑒于發(fā)動機艙內(nèi)流動環(huán)境復(fù)雜，而 SSTk模型在近壁面及遠場都能準確反映真實流動狀況，選用 SST k-ω模型作為三維數(shù)值計算的模型。

2.2 幾何模型建立

為了研究前艙熱流場對空調(diào)的影響，利用STAR C CM+，建立發(fā)動機艙模型。為了準確反映機艙內(nèi)的真實流動情況，發(fā)動機艙內(nèi)的所有模塊和零部件，包括發(fā)動機 (如圖4示)、車架、變速箱、風扇、散熱器、和冷凝器等零部件都得到保留。在保證計算精度的基礎(chǔ)上對直徑較小的油、水、電管路以及細小的螺釘螺母進行簡化處理。

圖4 汽車模型

圖5 發(fā)艙模型

2.3 網(wǎng)格劃分

利用前處理軟件 Hypermesh對簡化后的幾何模型進行二維面網(wǎng)格的劃分。汽車發(fā)動機艙內(nèi)的各零部件的外形十分復(fù)雜，由于三角形非結(jié)構(gòu)化的網(wǎng)格具有良好的適應(yīng)性，因此選用三角形非結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格對發(fā)動機艙的幾何模型進行網(wǎng)格劃分。為了保證計算精度，在模型處理的環(huán)節(jié)盡量保留幾何細節(jié)。

2.4 計算邊界條件

計算中將發(fā)動機艙外部的邊界條件歸類為外部邊界條件。計算時所設(shè)定的主要的外部邊界類型有：速度入口、壓力出口、壁面無滑移邊界。具體的參數(shù)設(shè)置為：速度入口：計算工況下的行車速度 (怠速為 0Km/h，壓力出口：環(huán)境壓力壁面邊界：包括地面、車身表面以及各零部件的表面計算時采用的求解參數(shù)為：選取SST(Shear-Stress Transport)k湍流模型，能量方程，輻射模型選用 P1模型。用一階迎風格式進行空間離散，采用 SIMPLE壓力速度耦合方法進行迭代求解。

將發(fā)動機艙內(nèi)部的邊界條件歸類為內(nèi)部邊界條件。冷凝器、散熱器以及風扇采用多孔介質(zhì)模型。

3 優(yōu)化方案及仿真分析

3.1 原方案仿真分析

原方案水箱與冷凝器間無密封，無導(dǎo)風板，此種設(shè)計可能導(dǎo)致熱回風的產(chǎn)生。優(yōu)化方案水箱與冷凝器間加密封+增加導(dǎo)風板提取、對比怠速工況Z=360mm，Z=700mm速度云圖，無導(dǎo)風板大量熱空氣從兩側(cè)回流至冷凝器前。

圖6 原方案示意圖

圖7 優(yōu)化方案示意圖

圖8 Z平面風速度場

經(jīng)仿真對比增加導(dǎo)風板后，冷凝器進風量在 40Km/h，60Km/h，100Km/h，怠速工況進風量均有增加。冷凝器前端進風溫度由75℃降低至62.3℃，降低了12.7℃。有效提升進風量及降低進氣溫度。

表2 冷凝器前端進風對比

4 優(yōu)化方案驗證

對優(yōu)化后的方案開展試驗驗證，優(yōu)化后前端密封見圖9，前格柵布置進風溫度傳感器。

圖9 優(yōu)化前后前端密封

圖10 前格柵進風溫度傳感器

試驗標準及工況：環(huán)境溫度43℃，光照條件1000 W/ m2，駕駛室溫升至 60℃，按照《QC/T 658 汽車空調(diào)整車降溫性能試驗方法》工況進行測試。測試相關(guān)數(shù)據(jù)。

表3 優(yōu)化后空調(diào)降溫性能溫度數(shù)據(jù)

優(yōu)化后空調(diào)系統(tǒng)駕駛室平均溫度滿足設(shè)計要求。

圖11 優(yōu)化后空調(diào)壓力曲線

優(yōu)化后空調(diào)系統(tǒng)在怠速工況，高壓無明顯上升。

圖12 優(yōu)化后前端進風溫度曲線

優(yōu)化后前端進風平均溫度曲線見圖12。怠速工況略有上升，進風平均溫度47℃，比環(huán)境溫度高4℃，但相比優(yōu)化前降低了31℃。效果顯著。

5 總結(jié)

本文對某汽車空調(diào)性能不足的問題開展分析及改進，通過對前艙熱流場的仿真分析，增加水箱與冷凝器間密封及增加導(dǎo)風板措施，怠速工況冷凝器前端進風量 16.9%，經(jīng)試驗驗證，冷凝器進風溫度降低了31℃，駕駛室平均溫度降低了5℃，系統(tǒng)壓力平穩(wěn)，顯著提升空調(diào)系統(tǒng)怠速性能及可靠性。

乘用車前艙熱流暢不僅對汽車空調(diào)有重要影響，對發(fā)動機散熱，發(fā)動機的動力性經(jīng)濟性均有重要影響。是一項系統(tǒng)工程。盡管導(dǎo)風板的增加會帶來成本增加，綜合對以上性能的影響，還是值得考慮增加的。

[1] 錢妍.耦合空調(diào)動力艙氣動冷卻過程分析.吉林大學(xué)碩士論文 2012.