重型商用車?yán)鋮s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(jī)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(duì)惡劣且熱負(fù)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(huì)加劇發(fā)動(dòng)機(jī)的摩擦，而且會(huì)嚴(yán)重影響發(fā)動(dòng)機(jī)的可靠性、動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性。隨著人們對(duì)車輛的舒適性和動(dòng)力性要求不斷提高，發(fā)動(dòng)機(jī)功率持續(xù)提高、發(fā)動(dòng)機(jī)機(jī)體熱負(fù)荷逐漸增大；另一方面，排放法規(guī)日益嚴(yán)苛，噪聲限值日趨嚴(yán)格，冷卻風(fēng)扇轉(zhuǎn)速受到嚴(yán)格控制；而且產(chǎn)品復(fù)雜度提高，機(jī)艙空間布置愈加緊湊，給冷卻系統(tǒng)設(shè)計(jì)提出了更高要求[1]。

在車輛開發(fā)階段，相比試驗(yàn)方法仿真手段具有周期短、節(jié)約成本等優(yōu)勢(shì)，因而得到了廣泛應(yīng)用[2]。文獻(xiàn)[3]建立CFD模型模擬發(fā)動(dòng)機(jī)艙內(nèi)流場(chǎng)與溫度場(chǎng)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(jìn)方案，仿真效果顯示明顯改善了發(fā)動(dòng)機(jī)的散熱環(huán)境，但沒有進(jìn)行實(shí)車驗(yàn)證。文獻(xiàn)[4]用散熱器和風(fēng)扇的風(fēng)洞測(cè)試數(shù)據(jù)，對(duì)中冷器、散熱器和多個(gè)風(fēng)扇組成的不同冷卻模塊方案進(jìn)行匹配分析。文獻(xiàn)[5]通過耦合發(fā)動(dòng)機(jī)空調(diào)回路和冷卻回路研究了發(fā)動(dòng)機(jī)艙散熱情況和傳熱過程。文獻(xiàn)[6]根據(jù)換熱器風(fēng)洞試驗(yàn)，提出一種基于車輛動(dòng)力艙前端模塊與風(fēng)扇匹配的冷卻系統(tǒng)設(shè)計(jì)方法。葉曉等[7]利用Fluent軟件對(duì)某商用客車動(dòng)力艙三維仿真，并通過熱平衡試驗(yàn)臺(tái)架獲得該動(dòng)力艙外特性工況下的能量分布，研究了冷卻模塊和發(fā)動(dòng)機(jī)艙平行布置且有隔板隔離的情況下對(duì)冷卻氣流最高溫度區(qū)域分布的影響。

本研究運(yùn)用數(shù)值模擬仿真方法，基于STAR-CCM+軟件分析發(fā)動(dòng)機(jī)艙流場(chǎng)與溫度的分布，根據(jù)仿真結(jié)果確定形成機(jī)艙內(nèi)高溫?zé)岷Φ脑颍⒂?jì)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(jìn)方案，并通過匹配分析找到最佳組合方案，最終達(dá)到改善冷卻系統(tǒng)散熱性能目標(biāo)，結(jié)合試驗(yàn)驗(yàn)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(dòng)和換熱情況，采用標(biāo)準(zhǔn)k-ε湍流模型，湍動(dòng)能k方程、湍動(dòng)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(dòng)能k的產(chǎn)生項(xiàng)

Gb—— 浮力引起的湍動(dòng)能k的產(chǎn)生項(xiàng)

YM—— 脈動(dòng)擴(kuò)張貢獻(xiàn)

C1ε,C2ε,C3ε—— 經(jīng)驗(yàn)常數(shù)

σε，σk—— 分別為k和ε的普朗特?cái)?shù)

Sk,Sε——C3ε源項(xiàng)

將散熱器芯部簡(jiǎn)化成多孔介質(zhì)模型，在多孔介質(zhì)中，流動(dòng)的阻力被分解到給定的方向，并通過源項(xiàng)的方式，添加到動(dòng)量方程中。源項(xiàng)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(dòng)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(xiàng)

冷卻常數(shù)K值是評(píng)價(jià)汽車散熱系統(tǒng)的重要參數(shù)，K值越小，則發(fā)動(dòng)機(jī)艙的散熱性能越強(qiáng)。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(dá)式：

K=T出水-T環(huán)境

(5)

式中，T出水—— 發(fā)動(dòng)機(jī)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(xì)節(jié)、保證精度的同時(shí)對(duì)原始模型進(jìn)行合理的簡(jiǎn)化。忽略某些對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)艙氣體流動(dòng)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(bǔ)一些孔洞。然后將簡(jiǎn)化的模型導(dǎo)入STAR-CCM+中。簡(jiǎn)化后的整車數(shù)模、機(jī)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(duì)仿真計(jì)算精度的影響，計(jì)算域設(shè)定為：長(zhǎng)為14倍車長(zhǎng)，寬為5倍車寬，高為6倍車高[11]。計(jì)算域和網(wǎng)格模型如圖2所示。

圖1 簡(jiǎn)化后整車、機(jī)艙數(shù)模

圖2 模型計(jì)算域及車身網(wǎng)格

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

表1 計(jì)算模型邊界條件設(shè)置

1.4 結(jié)果分析

對(duì)迭代收斂的計(jì)算結(jié)果后處理，提取散熱器進(jìn)風(fēng)面風(fēng)速、進(jìn)風(fēng)溫度分布如圖3所示。散熱器進(jìn)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(jìn)入量，還使進(jìn)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(duì)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(gè)方面對(duì)冷卻系統(tǒng)進(jìn)行改進(jìn)優(yōu)化。為提高分析效率，計(jì)算只選擇大扭矩點(diǎn)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(duì)流換熱來(lái)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(jī)配套散熱器結(jié)構(gòu)尺寸表

翅片間距對(duì)散熱器性能產(chǎn)生最直接影響[12]。原車?yán)鋫?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(duì)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(duì)其性能的影響，然后提取各個(gè)方案的散熱器進(jìn)風(fēng)面風(fēng)速、進(jìn)風(fēng)溫度如圖5示。可見，隨著翅片間距的增大，散熱器進(jìn)風(fēng)風(fēng)量增大，進(jìn)風(fēng)溫度降低。

將CFD計(jì)算結(jié)果導(dǎo)入一維軟件進(jìn)行冷卻性能參數(shù)計(jì)算，計(jì)算結(jié)果如表3所示。可見，翅片間距為3.5 mm時(shí)，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(jì)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(duì)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(dòng)的情況下改變扇葉數(shù)目和葉型，根據(jù)工程經(jīng)驗(yàn)提出改進(jìn)方案，方案一將扇葉數(shù)目由原來(lái)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(jìn)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(jìn)行分析，結(jié)果如圖7所示，冷卻匹配計(jì)算結(jié)果如表4所示。對(duì)比之下風(fēng)扇方案2的冷卻效果最好，K值較原機(jī)降低了 3.4 ℃。

圖7 各風(fēng)扇方案的機(jī)艙流線圖

表4 冷卻匹配計(jì)算結(jié)果℃

方案原機(jī)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(dòng)機(jī)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(duì)散熱器性能的影響達(dá)到3%～4%，而導(dǎo)風(fēng)罩結(jié)構(gòu)參數(shù)中對(duì)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(zhǎng)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(duì)應(yīng)的散熱器進(jìn)風(fēng)面風(fēng)速、進(jìn)風(fēng)溫度分析結(jié)果如圖9所示，冷卻匹配計(jì)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(zhǎng)度)冷卻效果最佳，較原機(jī)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(jìn)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(yàn)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(gè)方案進(jìn)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(jìn)效果分析

按組合方案要求裝車試驗(yàn)測(cè)試，最大扭矩工況采用3擋擋位，發(fā)動(dòng)機(jī)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(cè)點(diǎn)布置如圖10所示，①是發(fā)動(dòng)機(jī)出水溫度及壓力測(cè)點(diǎn)；②是中冷前溫度及壓力測(cè)點(diǎn)。從發(fā)動(dòng)機(jī)逐漸加速開始，直到達(dá)到相應(yīng)轉(zhuǎn)速后保持10 min左右，認(rèn)定為達(dá)到平衡狀態(tài)。隨后讀取散熱器進(jìn)出水溫度，中冷器進(jìn)出氣溫以及油底殼機(jī)油溫度的測(cè)量值并予以記錄。

圖10 部分測(cè)點(diǎn)布置示意圖

測(cè)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(dá)到了改善目的。且模型計(jì)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(yàn)結(jié)果數(shù)據(jù)

3 結(jié)論

本研究運(yùn)用數(shù)值模擬方法，建立了仿真模型對(duì)某車型發(fā)動(dòng)機(jī)艙空氣流場(chǎng)及溫度場(chǎng)進(jìn)行研究。發(fā)動(dòng)機(jī)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(qiáng)時(shí)，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(duì)散熱器、風(fēng)扇和導(dǎo)流罩提出改進(jìn)方案，以減少風(fēng)阻、增大風(fēng)量以及加強(qiáng)導(dǎo)流，通過對(duì)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(dòng)機(jī)艙的散熱環(huán)境、增強(qiáng)了冷卻性能。