車速對散熱器進風效率的影響和回流機理分析

周江彬 崔文詩 吳海波 王儒金

（1.上汽大眾汽車有限公司，上海 201805；2.中國第一汽車股份有限公司，長春 130013）

主題詞：散熱器 冷卻流量 回流 進風效率

1 前言

空氣冷卻流量（簡稱冷卻流量）影響車輛發動機熱管理系統安全運行和整車能量管理[1-2]。冷卻流量為外部空氣經格柵進入散熱器的流量，其與格柵進氣量的比值稱為散熱器進風效率。不同工況下，格柵進氣量影響發動機艙內的氣流分布，導致散熱器進風效率產生差異[3-4]。

研究發現，車輛怠速工況下，發動機艙內氣流速度較低，散熱器及其附近區域溫度較高，換熱條件較差，熱空氣回流問題較為顯著，冷卻流量降低，嚴重影響散熱性能[5-7]。與怠速工況相比，中低速行駛工況下格柵進氣量增大，發動機艙內的氣流速度更高，使得冷卻模塊、發動機和其他部件之間的回流傳熱作用更加復雜[8]。另外，在高速行駛工況下，發動機艙內散熱條件隨著車內氣流速度的增大而得到有效改善，回流現象有所減弱[7]。目前，關于不同狀態的回流現象隨車速變化的機理，還缺乏相關研究。

為保證散熱器性能和發動機艙內各部件的協同作用，需合理控制冷卻流量。冷卻流量的控制方法主要包括優化導風罩結構[4]、優化格柵結構[9]、采用矩陣風扇系統[10]、部件局部密封和優化冷卻模塊結構布置[11]等方法。其中，優化導風罩的結構型式和部件局部密封、優化冷卻模塊結構布置的方法可以降低回流量，增大冷卻流量，已經廣泛應用于整車冷卻模塊開發中[11]。矩陣風扇系統可以有效改善散熱器回流不均勻的問題，但其控制邏輯復雜且可靠性較難保證[10]。以上方法均是對格柵進氣量進行限制，在氣流流經冷卻模塊路徑上進行優化的方法，而優化格柵結構（如增大格柵開口面積）可以直接實現格柵進氣量最大化[8-9]。主動格柵技術可以根據工況改變格柵開口面積、進氣位置和方向，已得到了廣泛關注[12]。然而，增大格柵開口面積一方面將增大氣動阻力，導致整車能耗增加[9,12-13]，另一方面，當車輛處于中低速行駛工況時，增大格柵開口面積對于冷卻流量的影響及其誘發回流現象的機理尚不明確。

針對以上問題，本文首先通過風洞試驗對數值仿真方法的有效性進行驗證，然后對怠速和不同行駛工況、不同格柵開口面積的數值仿真結果進行分析，對進風效率、冷卻流量、流場和回流機理開展研究，最后總結誘發回流現象的流動機理和影響規律。

2 數值仿真與結果驗證

2.1 風洞試驗

本文以某插電式混合動力汽車作為試驗對象，如圖1 所示，其發動機艙如圖2 所示。試驗前保證車輛以不同工況行駛時，格柵最大開口面積（9.25 dm2）和最小開口面積（4.08 dm2）對應的散熱器冷卻性能都滿足車輛熱平衡要求。受試驗資源限制，試驗將基于格柵開口面積s=4.08 dm2和s=9.25 dm2開展。整車風阻試驗和散熱器冷卻流量試驗分別在上海地面交通工具風洞中心的氣動聲學風洞和熱環境風洞完成。

圖1 風洞中試驗車的狀態

圖2 發動機艙布置結構

風阻測試結果一方面用于驗證整車繞流所致氣動力在壓力積分尺度上的結果有效性，另一方面，格柵開口面積變化主要改變發動機艙冷卻阻力。通過風阻試驗可以檢驗冷卻阻力的優化效果，從而驗證仿真方法的有效性。本測試將風速定為140 km∕h。

車輛散熱器冷卻流量試驗測試風速區間為10 km∕h到最高車速210 km∕h，相鄰測試工況的速度間隔為10 km∕h，每個格柵開口面積對應21組速度測量工況，共計42組測量工況。在散熱器迎風面安裝葉輪流量計陣列開展流量測試，測點如圖3所示，再通過計算被測截面流量平均值，統計得到散熱器冷卻流量。其中，相鄰測點中心橫向間距和縱向間距分別約為170 mm 和120 mm，外側測點中心點到散熱器框架的橫向距離（如A1到左側框架）和縱向距離（如A1到上側框架）分別約為70 mm和40 mm，共計布置16個測點。

圖3 散熱器冷卻流量試驗測點布置

根據車輛的行駛狀態，車速v≥120 km∕h在控制策略中定義為高速工況。本文試驗在高速工況下預先設定了風扇關閉條件，風扇處于被動轉動工況；在中低速工況（v＜120 km∕h）下開啟風扇，風扇處于主動轉動工況。在某汽車企業風扇試驗室中完成風扇性能測試，如圖4所示，獲得風扇隨流量變化的壓差曲線作為冷卻模塊風扇的數值仿真輸入條件，如圖5所示。其中，有外流和無外流分別對應被動和主動轉動工況，由圖5可知，隨著體積流量的增大，被動工況的壓降從0 Pa下降到約-270 Pa，而主動工況的壓降從340 Pa下降到約-270 Pa。

圖4 風扇性能試驗

圖5 風扇性能測試結果

2.2 數值仿真方法

本文通過計算流體力學（Computational Fluid Dynamics，CFD）方法開展車輛發動機艙內的復雜湍流問題研究。根據布辛涅司克渦粘假設（Boussinesq Approximation），將雷諾應力和平均速度梯度相關聯，把雷諾應力表示為湍動粘度的函數，從而將納維-斯托克斯方程（Navier-Stokes Equations）數值解法推廣到雷諾平均方程的計算中。渦粘模型是目前工程中常用的模型，該模型通過引入湍動粘度開展復雜湍流計算，適用于不可壓縮的車輛流動問題[14]。基于雷諾平均方程（Reynolds-Averaged Navier-Stokes equations，RANS）的可實現的k-e 模型（Realizablek-epsilon）開展本文流場計算，Realizablek-epsilon 模型能夠準確預測發動機艙流動[7-8]。目前，在汽車流動仿真模擬問題中，廣泛應用有限體積法對流場進行離散化處理，本文基于有限體積法的軟件OpenFOAM 進行求解。離散格式對有限體積法求解精度有重要影響，根據以往計算經驗[7-8]，離散格式選擇二階迎風格式。

對于流場的建模，首先建立計算域用以保證車輛阻塞度足夠小，即保證在y向和z向的車輛迎風面積遠小于計算域速度入口面積。同時，在流向（x向）保證車輛前方來流和后方尾流可以充分發展并在壓力出口位置耗散。如圖6所示，整個計算域長度為10倍車長（車前和車后分別為3倍車長和6倍車長），寬度為10倍車寬，高度為6倍車高。

圖6 計算域

由于試驗重點關注前端冷卻模塊周圍流動，為保證數值求解精度，如圖7所示，將散熱器、冷凝器和風扇等部件設置為權重最高的網格加密區域，再分別對車輛前部、輪轂、發動機艙、尾流網格進行加密。流場空間采用多面體網格劃分，體網格數量約為8×107個，繼續增加網格數量對計算結果影響較小。

圖7 CFD仿真中車身、冷卻模塊及格柵面網格

將換熱器部件（散熱器、中冷器、冷凝器和電力電子散熱器）設置為多孔介質。粘性阻力系數、慣性阻力系數通過專項試驗進行標定，結果如表1所示。將圖5所示的風扇性能測試結果輸入到風扇仿真模型。監測的所有流場參數滿足相應的收斂條件。

表1 換熱器參數

2.3 仿真結果驗證

不同格柵開口面積和車速組合條件下的散熱器流量試驗結果如圖8 所示：當v＜120 km∕h 和v＞120 km∕h時，隨著車速增高，冷卻流量增大；在車速提高過程中，當v=120 km∕h 時，風扇由開啟轉換為關閉，流量產生劇烈變化；在不同風速下，s=4.08 dm2時冷卻流量始終小于s=9.25 dm2時的對應值。數值仿真方法對于以上冷卻流量的變化趨勢進行了準確模擬，與風洞試驗結果相比，數值仿真流量計算誤差控制在2%～5%范圍內。

圖8 不同開口面積下散熱器流量仿真與試驗結果對比

整車風阻試驗結果表明：隨著格柵開口面積的增大，風阻系數增大，數值仿真與風洞試驗預測趨勢一致。s=4.08 dm2和s=9.25 dm2對應的試驗風阻系數分別為0.310 和0.317，數值仿真結果分別為0.309 和0.315，隨著格柵開口面積的增大，阻力系數增大，與試驗結果相比較，數值仿真的誤差在3%范圍內。

冷卻流量和風阻系數的仿真與試驗結果隨車輛參數的變化規律一致，且預測結果的誤差較小，在可接受的范圍內。

3 結果分析

3.1 進風效率分析

通過數值仿真，計算得到不同格柵面積下的冷卻流量與格柵進氣量，前后兩者的比值為進風效率。進風效率隨車速的變化如圖9所示，在v≥120 km∕h的高速工況下，進風效率在0.54～0.60范圍內變化。風扇關閉時，進風效率隨車速的變化較小；在不同格柵開口面積下進風效率差異較小。在高速工況下，格柵進氣量與散熱器冷卻流量的差值主要對應冷卻模塊零件安裝或結構間隙所致的氣流泄漏量。當進風效率變化受車速和格柵開口面積影響較小時，該進風效率可以用于評價汽車冷卻模塊的密封性或泄漏設計水平。

圖9 進風效率隨車速的變化

在v＜120 km∕h工況下，車速和格柵開口面積都對進風效率有顯著影響。格柵開口面積s=4.08 dm2且車速10 km∕h≤v≤30 km∕h 的低速工況和s=9.25 dm2且車速10 km∕h≤v≤70 km∕h 工況的進風效率都超過1。由于冷卻流量的計算結果包含通過格柵直接進入散熱器的氣流和泄漏所致的回流，所以當進風效率超過1 時，說明散熱器回流現象對冷卻流量影響較大，需要分析回流產生機理及其對冷卻流量的影響。

3.2 冷卻流量分析

當s=4.08 dm2時，如圖10所示，通過數值仿真，得到v=20 km∕h 時格柵進氣量為0.40 kg∕s，而經過散熱器的流量為0.73 kg∕s，出現了冷卻流量遠高于格柵進氣量的現象；當30 km∕h≤v≤70 km∕h 時，雖然冷卻流量仍然高于格柵進氣量，但此時散熱器與格柵進氣量的差值減小；當v＞80 km∕h 時，格柵進氣量大于冷卻流量。因此，在70 km∕h≤v≤80 km∕h區間內，存在臨界速度v=73 km∕h（通過插值法計算），使得冷卻流量與格柵進氣量相等。此處的臨界速度是不考慮耗散損失量和泄漏量的計算結果，實際臨界速度可能更高。如圖11 所示，車速120 km∕h 對應的格柵進氣量比車速110 km∕h 時的流量更大，而冷卻流量的變化卻呈現了相反的趨勢。在此速度變化過程中，風扇對氣流的抽吸作用對冷卻流量變化產生了較大影響，而對通過格柵進入發動機艙的總流量沒有影響。隨著車速繼續提高，風扇關閉狀態下的冷卻流量逐漸增大，當v=154 km∕h 時，冷卻流量達到v=110 km∕h時（風扇運轉）的對應值。

當格柵開口面積s=9.25 dm2時，如圖10 所示，散熱器流量和格柵進氣量都隨車速的增大而升高，存在臨界車速v=35 km∕h 使得冷卻流量與格柵進氣量相等，當車速低于35 km∕h時，格柵進氣量低于冷卻流量，而車速高于35 km∕h 時，格柵進氣量高于冷卻流量。當車速超過110 km∕h時，如圖11所示，格柵進氣量和冷卻流量先減小后增大，車速v=131 km∕h（風扇關閉）的冷卻流量達到v=110 km∕h（風扇運轉）對應值，車速繼續升高，冷卻流量增大。

圖10 中低速工況空氣流量隨車速的變化

圖11 高速工況空氣流量隨車速的變化

3.3 流場分析

s=4.08 dm2的發動機艙氣流分布如圖12所示，外部氣流主要經過下格柵進入冷卻模塊前部空間，形成射流并沖擊換熱器表面。由于換熱器為多孔介質屬性，在y向和z向阻力非常大，只有x向氣流通過，當迎面來流與x向傾角較大時，換熱器的氣流通過性較差。

圖13 所示為s=4.08 dm2時不同車速下冷卻模塊前部空間迎風面（x=-0.8 m）速度分布。由圖12a 和圖13a可知，由于v=30 km∕h相對較低，射流在冷卻模塊前部空間迎風面（x=-0.8 m）速度分布主要受風扇旋轉的抽吸作用影響，導致迎風面上側和下側速度差值相對較小，高速區域主要出現在風扇葉片掃掠的外緣區域。

由圖12b 可知，由于上格柵開口面積遠小于下格柵開口面積，受到風扇抽吸作用影響，上側迎風面速度主要受到下格柵射流向上偏轉的氣流影響，該部分氣流本身與x向存在較大偏角，氣流通過性較差。由圖13a 和圖13b 可知，與車速v=30 km∕h 相比，v=70 km∕h時上側氣流變化量較小，而下格柵對應的冷卻模塊前端空間區域射流核心區速度增大導致迎風面下側速度增大。當車速增大到v=110 km∕h 時，如圖12c 和圖13c 所示，射流核心區速度繼續增大，迎風面下側速度隨之增大。

圖12 s=4.08 dm2時不同車速下發動機艙氣流分布（y=0 m）

圖13 s=4.08 dm2時不同車速下冷卻模塊前部空間迎風面速度分布（x=-0.8 m）

由圖12d和圖13d可知，當v=130 km∕h時，雖然格柵附近區域的射流速度增大，但射流核心區外的主體段（射流后段，靠近換熱器區域）剪切層與周圍低速氣流動量交換劇烈，主體段的速度衰減很快，在射流核心區還未到達冷卻模塊迎風面時，速度已經顯著降低。同時，關閉的風扇對氣流不再有抽吸作用，迎風面上側和下側速度的變化呈現此消彼長，下側速度小幅增大而上側速度大幅減小。因此，車速增大帶來的動量增漲無法補償關閉風扇所致的動量損失，導致v=130 km∕h時的總冷卻流量低于v=110 km∕h時的對應值。

如圖14 所示，散熱器迎風面兩側區域的渦流從散熱器周邊部件間隙和導風件周邊回流到散熱器前部空間，形成局部熱回流。受回流影響，散熱器迎風面兩側速度較低，由圖13和圖14可知，旋轉渦流與迎風面速度分布趨勢對應。冷卻模塊前端中間區域渦流與兩側回流相互耦合，氣流在速度剪切作用和壓力梯度的誘導下，向著壓力更低的區域運動，加劇了渦流的旋轉運動，使得回流的運動更加混亂。

圖14 s=4.08 dm2時冷卻模塊前部空間的渦流

3.4 回流機理分析

s=4.08 dm2工況在不同車速下的壓力分布情況如圖15所示。由圖15a、圖15b可知，v=30 km∕h條件下，受風扇抽吸作用影響，迎風面（x=-0.8 m）壓力高于和背風面（x=-0.55 m）對應值，冷卻模塊前后壓差結果為正值，形成壓升作用，如圖14所示，氣流從散熱器框架縫隙和導流板邊緣倒灌進散熱器前方，導致回流程度較高，使得格柵進氣量低于散熱器冷卻流量。

當車速提高到v=110 km∕h 時，動壓增大，隨著總壓（動壓與靜壓之和）增大且風扇抽吸繼續減弱，如圖15e、圖15f 所示，迎風面（x=-0.8 m）壓力低于和背風面（x=-0.55 m）對應值，冷卻模塊前后壓差結果為正值，形成壓降作用，回流得到有效控制，格柵進氣流量高于冷卻流量。當v≤70 km∕h 時，如圖15c～15d，迎風面（x=-0.8 m）壓力高于和背風面（x=-0.55 m）對應值，冷卻模塊前后壓差結果為正值，形成壓升作用。因此，在70 km∕h＜v＜110 km∕h 范圍內，存在臨界速度導致壓差經歷了壓升到壓降的過程，同時，格柵進氣量與冷卻流量之間的差值，經歷了從減小到反向增大的過程。

當車速達到v=130 km∕h 時，與v=110 km∕h 類似，由圖15e～15h 可知，迎風面壓力高于背風面壓力，而風扇關閉使得背風面壓力進一步降低，壓降值繼續增大。

圖15 s=4.08 dm2時不同車速下的壓力分布

s=9.25 dm2時的冷卻模塊壓差、冷卻流量和回流現象隨車速的動態變化規律與s=4.08 dm2時類似。綜上所述，回流受不同車速時的格柵進氣量、冷卻模塊周圍流動和風扇抽吸作用共同影響，存在壓差和流量變化的臨界速度區間。如圖16 所示，中低速工況的氣流從散熱器下游向上游運動，產生不同程度回流的主要誘導機制為冷卻模塊前、后壓力差的動態變化形成充分發展的回流區和臨界車速誘發的不穩定回流區。

圖16 中低速工況回流誘發機理示意

4 結束語

本文通過數值仿真和風洞試驗，對不同車速下的散熱器進風效率變化規律和回流現象產生機理開展研究，得到以下結論：

a.當車輛以高速行駛（關閉風扇）時，提高車速或改變格柵開口面積對進風效率影響非常小，進風效率可以用來評估冷卻模塊因實車安裝等產生的泄漏問題，并可以作為熱管理系統方案優化的參考標準。

b.當車輛以中低速行駛（開啟風扇）時，降低車速或增大格柵開口面積可以加劇散熱器回流程度，車速、格柵開口面積和風扇工作狀態等因素相互耦合，導致冷卻模塊氣動壓力差表現為動態變化，從而產生不同程度回流區，包括充分發展的回流區和臨界車速誘發的不穩定回流區。在未來的回流控制中，可以通過引入主動流動控制的方法對冷卻模塊壓力差進行反饋控制，提高散熱器性能。

通過進風效率、流場和壓力分析可以定性地給出產生回流時對應的車速和格柵開口面積的臨界區間，但可能存在誤差。在后續研究中將開展回流量解耦分析，給出耗散量和泄漏量在散熱器冷卻流量和格柵進氣量差值中所占的比例，為冷卻模塊提供更為精確的輸入條件，提高整車熱管理系統仿真精度。