商用車發動機艙流場仿真與風罩優化設計*

石 巖，李 耀，許佩佩

（1.徐州徐工汽車制造有限公司技術中心，徐州221600；2.南京航空航天大學民航/飛行學院，南京210016）

前言

隨著排放標準的升級，重型商用車所匹配的國六柴油發動機的散熱量相對于國五柴油機顯著提升。而考慮美觀性、舒適性，前置商用車進氣格柵面積與機艙空間被設計的越來越小［1］。同時，為了提升動力性、經濟性、舒適性，更多的發熱設備置于機艙內，這些都對商用車的冷卻性能提出了更高的要求。因此，對機艙內氣流的引導和流場特性研究很有必要，也逐漸成為商用車冷卻系統設計的一項重要工作。

計算流體力學（computational fliud dynamics，CFD）的應用，使仿真技術成為一種快速、有效的研究手段［2］，國內外研究人員已利用該技術開展了大量的研究工作。

唐榮江等［3］對商用車冷卻風扇進行了研究，通過對風扇的優化，將風扇噪聲降低2.7 dB。于淼淼等［4］在護風圈選型方向開展了大量工作，得出了護風圈關鍵因子與風量的關系。Patidar等［5］利用CFD技術對冷卻模塊的優化進行了相關研究。郭健忠等［6］利用一維/三維聯合仿真模擬機艙熱管理，并開展了道路試驗對標工作。

大多數的研究工作適合于新車型設計階段開展，而對于已開發車型，須在設計變動較小的情況下，有效提升冷卻性能。本文中在已開發車型的標配護風圈基礎上增添一個導流罩，并通過CFD技術研究其結構參數對冷卻風量與熱風回流量的影響，確定最優結構型式，并通過道路試驗驗證了方案的有效性。

1 整車CFD仿真

整車氣動性能標定在吉林大學汽車風洞實驗室進行。試驗使用1/4縮比模型，如圖1所示，建立相應的仿真分析模型，如圖2所示，試驗測點布置見圖3。仿真得到的風阻系數與風洞測試結果誤差低于2%，圖4為沿車身長度方向表面壓力系數CP仿真與試驗結果的對比。由圖可見，兩者高度吻合，說明計算精度滿足工程要求，所采用的模型和方法可用來對發動機艙的流場進行仿真。

圖1 整車1/4縮比模型

圖2 仿真分析模型

圖3 測點布置圖

圖4 表面壓力系數圖（中對稱面）

2 機艙流場CFD仿真

2.1 控制方程

機艙內冷卻空氣流速較低，溫度區間內密度變化較小，因此，流場內空氣可視為不可壓縮狀態，控制方程選用三維不可壓縮N-S方程。由于冷卻風扇工作狀態時的旋轉抽吸作用引起的湍流和高旋度物理效應，故選用κ-ε湍流模型進行模擬［7］，數學模型從略。

2.2 模型簡化與網格劃分

圖5和圖6分別為牽引車的仿真模型及其機艙流場仿真模型局部放大網格圖。保留機艙內零部件，去除遮陽板等對冷卻風量計算影響較小的零部件，車架縱梁減重孔封閉，其他影響較小的管線路等去除，以降低網格數，提升計算效率。網格尺寸：前格柵為1~2 mm，空調冷凝器、中冷器、散熱器和散熱風扇等為4~8 mm，車身其他位置與車架等部件為8~16 mm網格尺寸，遠場網格尺寸為200 mm，建立4層加密區域，邊界層網格數為3層，邊界層網格厚度為1 mm，體網格數量共約2 100萬。

圖5 牽引車仿真模型

圖6 機艙仿真模型局部放大網格

2.3 仿真結果

采用軟件Starccm+進行CFD仿真，原機（帶標配護風圈）機艙氣流仿真結果如圖7所示。

圖7 原機機艙氣流流線圖

可以看出，冷卻風經冷凝器、中冷器和散熱器加熱后由風扇末端流出，由于受風扇旋轉效應和發動機前端的撞擊作用，反向流向散熱器上部及其左右側。受風扇前后壓差的作用，回流再次進入冷卻系統，圖8更清楚地示出熱風回流的情形。氣流依次循環，導致較差的冷卻效果。

圖8 熱風回流示意圖

3 導流罩設計與優化

為解決熱風回流問題，改善冷卻效果，在原標配護風圈的基礎上，增添一段導流罩，其示意圖如圖9所示。

圖9 導流罩剖面示意圖

整個導流罩剖面分為A、B段。因風扇與散熱器距離固定，故b為定值120 mm；內徑d也為定值775 mm；a、h、H為可變參數。

初始設計方案為：a=90 mm，b（定值）=120 mm，H=83 mm，h=0。通過調節a、h、H3個可變元素，共設計14種方案進行對比分析。

3.1 h因子影響性

h因子主要涉及導流罩B段的斜角。以5 mm為間隔，調整h因子大小，計算結果如圖10和圖11所示。

圖10 h因子對冷卻風量的影響

圖11 h因子對熱風回流量的影響

由圖10可見：導流罩B段由下壓至水平，再至上翹的過程中，隨著h的增大，冷卻風量呈先減少后增大，最后平穩，雖在h=5 mm時，冷卻風量有個最大值，但數據變化量很小，差別不足1%；由圖11可見，隨著h的增大，熱風回流量呈現先減小后持續增大的趨勢，h=0時，熱風回流量最小。

3.2 H因子的影響

H因子主要影響A段的斜角。在原有基礎上，H因子增大15 mm，計算結果顯示，冷卻風量提升僅0.3%，熱風回流量僅降低0.2%。因負方向調整空間有限，故不作調整。

3.3 a因子的影響

a因子影響A段長度和B段的長度和斜角。以10 mm為間隔，調整a因子長度值，計算結果如圖12和圖13所示。

由圖12和圖13可見：其他量不變時，a因子存在最優值，當a為60 mm時，冷卻風量提升的同時，伴隨較少的熱風回流現象。

圖12 a因子對冷卻風量的影響

圖13 a因子對熱風回流量的影響

綜合考慮空間布置和散熱性能，導流罩各參數選定為：a=60 mm、H=98 mm、h=0，仿真得到的機艙氣流流線圖如圖14所示。與圖7對比可見，增加導流罩后，熱風回流現象得到較好的抑制，熱風回流量降低約40.45%，并伴有冷卻風量提升約2%的效果。

圖14 加裝導流罩后的流線圖

3.4 風扇速比提升的影響

為對比導流罩的效果，同時對風扇速比提升的影響做了一定的分析，計算結果如圖15和圖16所示。

圖15 不同風扇速比下的冷卻風量

圖16 不同風扇速比下的熱風回流量

計算結果表明：冷卻風量和熱風回流量都隨著風扇速比增大而提升。冷卻風量提升所帶來的散熱性能提升會被熱風回流現象而抵消。

為進一步驗證導流罩、風扇速比對散熱性能的提升效果，通過熱平衡道路試驗予以驗證。

4 試驗驗證

4.1 模型設計與試制

按照計算方案確定的參數，繪制基本模型，根據原車狀態，預留水管和氣管通道。表面設置加強筋以增強結構強度，采用3D打印技術快速成型，數模和試裝如圖17和圖18所示。

圖17 導流罩數模

圖18 快成件試裝

4.2 道路測試與結果分析

按照圖19所示位置安裝溫度傳感器，試驗樣車用牽引繩拖帶一輛礦用載貨車連接，如圖20所示。樣車使用2擋牽引行駛，礦用車按要求適應行駛，逐漸加載，樣車油門踩到底時，發動機轉速穩定在最大轉矩點轉速。試驗過程中樣車保持勻速直線行駛，連續5 min各冷卻介質溫度與環境溫度的差值不再變化時，車輛達到熱平衡，停止試驗，保存各參數數據（雙向分別行駛，取平均值），試驗結果如表1所示。

圖19 傳感器安裝位置

圖20 熱平衡試驗

表1 道路測試結果 ℃

風扇速比由1.218提升至1.3，極限環境使用溫度僅提升1.9℃。分析原因：雖冷卻風量大幅提升，但熱風回流量同步提升，導致進風品質下降（冷凝器前部溫度較環境溫度仍高6℃以上），且伴有功耗增大、風扇離合器壽命降低的風險。

所設計的導流罩具有較好的導流效果，回流區溫度較環境溫度僅高2℃左右，許用極限環境溫度提升3.4℃，冷卻效果提升較理想，且對功耗和相關附件使用壽命無影響。

5 結論

（1）利用數值模擬技術可以快速、有效地進行機艙流場特性研究和散熱性能的優化，從而降低車輛在大轉矩工況下水溫過高引起的“開鍋”風險。

（2）熱風回流現象嚴重影響車輛散熱性能，需要抑制風扇末端熱風返流現象，增添導流罩能較好地引導熱風流向車輛后方區域，從而提升散熱性能。

（3）導流罩的效果受多個結構參數的影響，通過試驗設計匹配CFD技術，可快速得到較優方案。