某MPV車型發動機艙流場分析及優化劉傳波;占魁瀏康;段茂;李鵬【摘要】針對發動機艙底部氣體逃逸、渦流現象及進氣利用率較低的問題，利用CFD(computationalfluiddynamics)數值模擬仿真方法對整車進行模擬風洞仿真研究，同時對發動機艙流場進行分析.為了減少氣流的逃逸,提高散熱器組進風量，在進氣格柵后增加導流板結構,并優化導流板的角度.仿真結果表明:增加上、下導流板后散熱器進風效率分別提升了8.92%和9.36%,且分別在沿Z軸方向上導流板為10°和下導流板為20°時,散熱器進風效果最佳.最后通過整車熱平衡試驗驗證了仿真結果的正確性和優化方案的可行性.【期刊名稱】《武漢理工大學學報(信息與管理工程版)》【年(卷)，期】2018(040)005【總頁數】6頁(P574-578,584)【關鍵詞】MPV；發動機艙；CFD;導流板;整車熱平衡【作者】劉傳波;占魁瀏康;段茂;李鵬【作者單位】武漢理工大學機電工程學院，湖北武漢430070;武漢理工大學機電工程學院，湖北武漢430070;武漢理工大學機電工程學院，湖北武漢430070;武漢理工大學機電工程學院，湖北武漢430070;武漢理工大學機電工程學院，湖北武漢430070【正文語種】中文【中圖分類】U462.2+2隨著現代科學技術的發展，汽車行業對汽車排放性能、可靠性和油耗等方面的要求日益提高，其中汽車油耗的高低與發動機艙冷卻系統的優劣有著直接的聯系。同時，汽車發動機艙中內元件模塊化程度逐步提高，艙內布置日漸緊湊，使得散熱條件愈發惡劣。因此，汽車發動機艙冷卻系統的相關研究成為了國內夕卜學者關注的焦點，如YANG等［1］對冷卻系統中冷凝器、散熱器、風扇的布置方式進行了多方面探討。張寶亮［2］充分考慮零部件結構和發動機艙整體布置，結合一維和三維仿真優化了發動機艙散熱性能。采用CFD(computationalfluiddynamics)對汽車繞流特性進行分析，已經逐漸成為汽車工業的主流研究方法。在傳統的汽車空氣動力學研究中，大多采用費效比高、周期長的風洞試驗的方法。相對而言，CFD技術具有方案靈活、信息豐富、成本低、研發周期短等優點，降低了對昂貴的粘土模型和風洞試驗的依賴性［3］。施鵬飛等［4］運用CFD方法對整車發動機艙流場進行仿真，針對發動機艙散熱性能不足的問題，通過增加導風板有效地改善了冷卻模塊的進風量。WATANABE［5］利用三維CFD仿真分析方法，得到了發動機艙內氣流流動和零部件之間熱傳遞的過程。因此，筆者采用CFD進行研究，使用Fluent軟件對發動機艙進行流場分析，以期為汽車冷卻系統的優化以及發動機艙內風道、進氣格柵等結構的設計提供理論依據［6］。1數值仿真模型建立1.1數值模型筆者的研究對象為某款前置前驅MPV車型，行駛速度遠小于400km/h，因此計算中取空氣為不可壓縮氣體。同時，整個計算應當在遵守工程熱物理的各種定理和理論的基礎上建立空氣流場控制方程［7］。其中，質量守恒方程、動量守恒方程、能量守恒方程分別如式(1)~式(3)所示。(1)(2)⑶式中：P為密度；T為溫度；i、j取1、2、3,分別代表了3個坐標軸方向；ui為i方向上的速度分量；p為壓力；t為粘性應力；k為流體導熱系數；h為流體焓［8］。相對于車身外部而言，發動機艙由于結構復雜導致氣體分離，因此氣體以湍流的方式流動遵守湍流運輸方程［9］,選用標準模型k-8進行計算，離散方程組的壓力和速度耦合采用SIMPLE算法。湍動能k方程、湍動耗散率￡方程分別如式(4)和式(5)所示。Gk+Gb-pg-YM+Sk⑷⑸式中：Gk為平均速度梯度引起的湍動能k的產生項；Gb為浮力引起的湍動能k的產生項；YM為脈動擴張貢獻;C1￡、C2g和C3g為經驗常數；。￡和ok分別為k和￡的普朗特數；Sk和S￡為C3￡源項［10］。1.2仿真模型對整車模型進行三維模型構建，然后1:1導入ANSA進行網格劃分，研究的重點是整車外部以及發動機艙內的氣流場、壓力場和溫度場，因此需要對原車模型進行簡化。去除與仿真無關的乘員艙內的座椅、方向盤、儀表盤等，簡化發動機艙內散熱器、冷凝器、風扇和發動機等模型。保留整車的夕卜部結構模型，將間隙進行縫合，刪除細小特征。根據要求構建模擬風洞，車前尺寸取車長的3倍，車后尺寸取車長的6倍，車上部尺寸取車高的5倍，車兩側尺寸取車寬的5倍。完成后導入Fluent中進行體網格劃分，并在靠近車身的區域進行網格加密，具體數值為：車前長2000mm、車兩側寬2800mm、車尾長7300mm。全流場與發動機艙網格數共約3305萬個，風洞及整車網格模型如圖1所示［11］。圖1風洞及整車網格模型模擬風洞入口邊界設定為速度入口，大小為車速，方向為垂直進口面。環境溫度T取40°C，仿真工況時高速工況車速為117km/h，模擬爬坡工況車速為40km/h。模擬風洞出口為壓力出口，大小為標準大氣壓；上表面及地面邊界條件設定為滑移平面，速度為車速，車身和發動機艙固定部分為無滑移壁面邊界；設定散熱器、冷凝器為多孔介質模型；冷卻風扇采用MRF模型，轉速大小為42.8r/s［12］。2仿真結果分析發動機艙中的氣流流動是否通暢，尤其是通風量的大小，直接影響冷卻系統工作效率的高低。如果通風量不足，會導致冷卻系統無法對發動機進行及時冷卻，最終導致開鍋，影響車輛正常行駛；反之，假如冷卻風扇吸入過多的冷卻氣流將會引起整車的空氣阻力變大。因此，合理地優化前艙的氣流場，能夠有效地提高散熱器組的進風量和散熱效率。發動機艙流場如圖2所示，冷卻氣流經上、下進氣格柵流入發動機艙，上進氣格柵的進風量較小，流速較低；下進氣格柵進風量較大，流速較高。從圖2可以看出，上、下進氣格柵與冷凝器之間均出現了氣體逃逸現象（見圖中A、B處），上進氣格柵逃逸的氣體流經散熱器組上部、發動機上部，然后從發動機艙后經底部流出；下進氣格柵逃逸的氣體經發動機底部流出。冷卻氣流的〃逃逸”現象使散熱器組進風量減小，散熱效率降低，因此，筆者著重從改善發動機艙的氣流場入手，以提高散熱器組進風量。圖2發動機艙對稱平面速度矢量圖3發動機艙流場優化為了能夠減少氣流的〃逃逸”，考慮在進氣格柵后增加導流板結構，并通過調整導流板的傾斜角度來改善冷卻氣流的進氣角度，利用導流板的導流作用，提高散熱器組進風量。增加上、下進氣格柵導流板，按以下方案研究。保持下導流板角度為0°，以相同間隔改變上導流板安裝角度；保持上導流板角度為0°，以相同間隔改變下導流板安裝角度。3.1上導流板結構及優化結果圖3上導流板結構及布置位置根據上進氣格柵結構特點，將上進氣格柵導流板設置在上進氣格柵的第一排進氣孔和第二排進氣孔之間，上導流板結構及布置位置如圖3所示。保持下導流板的傾斜角度為0°，將上部導流板沿Z軸負方向依次增加5°、10°、15°、20°、25°，然后經CFD數值模擬仿真獲得增加上導流板后高速工況和爬坡工況下散熱器組的進風量，分別如圖4和圖5所示。圖4高速工況上導流板角度調整仿真結果圖5模擬爬坡工況上導流板角度調整仿真結果從圖4可以看出，增加了上、下導流板結構后，高速工況下散熱器組的進風量均得到了明顯提升，散熱器的進風效率提升了8.92%；隨著上導流板沿Z軸負方向傾斜角度的增加，冷凝器的進風量呈增加趨勢，散熱器的進風量基本不變。高速工況下，由于冷凝器和散熱器之間存在縫隙，流經冷凝器的氣流從縫隙中流出，因此調整角度后，更多的氣流流經冷凝器，冷凝器進風量增加；但由于風扇罩的阻力作用，散熱器的進風量處于飽和狀態，因此，即使有更多的冷卻氣流流進冷凝器，散熱器進風量基本處于穩定不變的狀態。從圖5可以看出，模擬爬坡工況下，增設上、下導流板后，散熱器組進風量明顯增加，散熱器組的進氣效率提升了2.60%。隨著上導流板沿Z軸負方向傾斜角度的增加，冷凝器、散熱器進風量都呈現先增加后減小的趨勢，且在傾斜角度為10°時，散熱器的進風量最大，數值為0.5396kg/s，進氣效率提升了4.63%。模擬爬坡工況時，散熱器組進風量以風扇的抽吸作用為主，因此導流板結構對散熱器組進風量的提升較小。綜合高速工況和模擬爬坡工況下的仿真結果，高速工況下，增設導流板對散熱器組進風量提升較大，調整角度，進風量變化較小；模擬爬坡工況下，增設導流板并調整傾斜角度，散熱器組進風量變化較明顯，在上導流板沿Z軸負方向傾斜10°時，散熱器組進風量最大，因此選擇上導流板最佳角度為10°。3.2下導流板結構及優化結果為了減少下進氣格柵后氣流的逃逸，選擇在下進氣格柵后增設導流板結構，下導流板結構及布置位置如圖6所示。保持上部導流板角度為0°，將下部導流板沿Z軸正方向依次增加5°、10°、15°、20°、25°后，然后經CFD數值模擬仿真獲得增加下導流板后高速工況和爬坡工況下散熱器組的進風量，分別如圖7和圖8所示。圖6下導流板結構及布置位置圖7高速工況下導流板角度調整仿真結果圖8模擬爬坡工況下導流板角度調整仿真結果從圖7可以看出，在保持上導流板角度不變的情況下，隨著下導流板沿Z軸正方向傾斜角度的增加，冷凝器、散熱器、風扇進風量變化不明顯，在下導流板傾斜角度為20°時，散熱器進風量最大，數值為0.9497kg/s，效率提升了9.36%。從圖8可看出，模擬爬坡工況下，保持上導流板角度不變，隨著下導流板沿Z軸正方向傾斜角度的增加，冷凝器、散熱器的進風量都呈現先增加后減少的趨勢，且在傾斜角度為20°時，散熱器的進風量最大，數值為0.5504kg/s，進氣效率提升6.73%。綜上所述，下導流板最佳角度為20°。3.3優化前后發動機艙流場對比根據單個導流板仿真獲得的最佳傾角進行導流板調整，上導流板沿Z軸負方向傾斜10°，下導流板沿Z軸正方向傾斜20°。對調整后的模型進行10次仿真，并對仿真結果求取平均值，如表1所示。從表1可以看出，上、下導流板為最佳角度時，高速工況散熱器進風效率提升了10.12%，模擬爬坡工況散熱器進風效率提升了7.05%。表1最佳角度仿真結果仿真工況總進風量/kg/s冷凝器進風量/kg/s散熱器進風量/kg/s散熱器進風效率提升/%高速工況2.16161.20530.956310.12模擬爬坡工況1.12640.57430.55217.05為了研究導流板是否能夠有效地減少上、下進氣格柵與冷凝器之間的氣流逃逸，對比研究了增設導流板前后發動機艙對稱面速度矢量圖，如圖9所示。由圖9可以看出，增加導流板結構，且調節上、下導流板為最佳角度時，進氣格柵與冷凝器之間的氣體〃逃逸”問題明顯改善，更多的冷卻氣流流入散熱器組。圖9優化前后對稱平面速度矢量圖4試驗驗證為了驗證仿真優化方案在實車上的可行性，需要根據仿真最優方案在原車增加導流板，并調節上導流板向下傾斜10°，下導流板向上傾斜20°。依照整車熱平衡試驗方案對原車及增加導流板后進行試驗。筆者基于GB/T12542-2009《汽車熱平衡能力道路試驗方法》與實際試驗條件制定了整車熱平衡試驗方案。整個試驗系統由環境模擬系統和數據采集系統組成，環境模擬系統主要模擬高速工況和爬坡工況，環境溫度為40OC,空氣濕度為33%;采集系統主要由風速儀、溫度傳感器和USB數據采集卡組成，試驗過程中實時采集，待達到熱平衡后4min停止采集。4.1散熱器組進風量仿真與試驗結果對比散熱器組進風量仿真與試驗結果如表2所示。由表2可以看出，原車及改造后的試驗結果與仿真結果的誤差都在10%內，則認為仿真結果是正確有效的，高速工況下，仿真與試驗結果誤差較大，原因在于室內環境模擬時，鼓風機的鼓風量不能完全模擬高速的對流風量；模擬爬坡工況下，仿真與試驗結果誤差較小，原因在于模擬爬坡時，發動機艙進風主要以風扇的抽吸作用為主，鼓風機作用較小。表2散熱器組進風量仿真與試驗結果試驗組別環境溫度/1部件進風量kg/s仿真值試驗值仿真與試驗誤差/%原車型（高）39.69冷凝器0.95090.89216.18散熱器0.86840.81246.45改進后（高）39.09冷凝器1.20531.09888.83散熱器0.95630.87468.54原車型（爬）39.61冷凝器0.48570.46324.63散熱器0.51570.49244.52改進后（爬）39.33冷凝器0.57430.55134.00散熱器0.55210.53013.98對比原車及改造后的試驗結果，可以看出通過增加導流板，散熱器、冷凝器的進風量明顯增加。高速工況下，冷凝器進風量增加0.2067kg/s，散熱器進風量增加0.0622kg/s；模擬爬坡工況下，冷凝器進風量增加0.0881kg/s，散熱器進風量增加0.0377kg/s。4.2改進前后溫度對比原車及增設導流板后，試驗各工況溫度參數記錄及結果如表3所示。表3增加導流板前后試驗各工況溫度參數°C項目環境溫度機油溫度進水溫度出水溫度液氣溫差油氣溫差原車（高）39.69100.3289.6497.0257.3360.63改進（高）39.0996.1385.3892.5153.4257.04溫度浮動-4.19-4.26-4.51-3.91-3.59原車（爬）39.61101.1090.4197.6658.0561.49改進（爬）39.3397.5486.9394.3355.0058.21溫度浮動-3.56-3.48-3.33-3.05-3.28從表3可以看出，增加導流板后，模擬爬坡工況和高速工況下機油溫度、發動機進水溫度、發動機出水溫度明顯下降，冷卻常數液氣溫差和油氣溫差也明顯下降。與原車型相比，高速工況下，機油溫度降低4.19C，發動機出水溫度降低4.5UC,液氣溫差下降3.91C，油氣溫差降低3.59C;模擬爬坡工況下，機油溫度降低3.56C，發動機出水溫度降低3.33C，液氣溫差下降3.05C，油氣溫差降低3.28C，試驗結果表明，高速工況下散熱效率提升較大。綜上可以看出，增加導流板，并調整為最佳角度時，發動機艙的散熱效率明顯增加，散熱能力增強。5結論利用CFD數值模擬方法對整車模型進行模擬風洞仿真，并對發動機艙的對稱面流場進行分析。上、下進氣格柵與冷凝器之間存在氣流〃逃逸”現象，致使散熱器組進風量下降，散熱能力降低。在進氣格柵之后增加導流板結構，采用CFD數值模擬仿真方法對發動機艙進行仿真研究。分別對上、下導流板進行角度調整，從而獲得上、下導流板的最佳傾角，即上導流板最佳傾角為10°，下導流板最佳傾角為20°。調整導流板為最佳傾角，多次仿真取平均值，求得最佳角度時的散熱器組進風量，即高速工況下冷凝器和散熱器的進風量分別為1.2053kg/s、0.9563kg/s，模擬爬坡工況下冷凝器和散熱器的進風量分別為0.5743kg/s、0.5521kg/s。采用整車熱平衡試驗驗證仿真結果的正確性和優化方案的可行性。對比試驗結果與仿真結果可以看出，仿真誤差在10%以內，仿真正確性得到驗證。對比原車型和改進后試驗結果可以看出，高速工況下，冷凝器進風量增加0.2067kg/s,散熱器進風量增加0.0622kg/s；模擬爬坡工況下，冷凝器進風量增加0.0881kg/s，散熱器進風量增加0.0377kg/s。對比溫度采集點結果可以看出，相較與原車型，高速工況下，機油溫度降低4.19C，發動機出水溫度降低4.51C，液氣溫差下降3.91C，油氣溫差降低3.59C;模擬爬坡工況下，機油溫度降低3.56C,發動機出水溫度降低3.33C，液氣溫差下降3.05C，油氣溫差降低3.28C,驗證了優化方案的可行性。參考文獻：【相關文獻】YANGZG,BOZEMANJ,SHENF乙etal.CFRMconceptatvehicleidleconditions[C]llSAE2003WorldCongress&Exhibiton.[S.l.]:[s.n.],2003：613.張寶亮.汽車發動機艙熱管理技術的研究[D].上海:上海交通大學,2011.肖能，王小碧,史建鵬.某車型機艙熱管理仿真分析及優化[J].汽車科技,2014(5):56-61.施鵬飛,于劍澤，李飛，等.某新車型發動機艙熱管理仿真與試驗[J].汽車工程師,2018(1):41-44.WATANABEN.An1D-3Dintegratingnumeri