某商用车发动机舱散热性能提升与试验研究

罗仁宏，郭健忠，胡 溧，王之丰

（1.武汉科技大学 汽车与交通工程学院，武汉 430081；2.浙江吉利汽车研究院有限公司，宁波 315336）

0 引言

近年来，随着商用车发动机的功率不断提升，发动机舱内产生的热流密度也随之增大,汽车普遍存在发动机冷却液温度过高问题[1]。再加上汽车的动力性、安全性、经济性和舒适性等方面要求使发动机舱内添加更多的发热装置，使得机舱空间变得更加狭窄，给发动机舱散热增加了更大的困难。若发动机舱内各个部件的布置位置不合理会严重影响冷却空气流动，最终引起机舱内温度偏高[2]。在这种情况下，发动机冷却系统的散热性能会降低，发动机过热，会导致发动机的充气效率降低，燃烧不正常；同时由于发动机舱内局部温度过高，会导致橡胶件或电线软化，甚至会减少元器件的使用寿命，引起汽车自燃。因此发动机舱散热分析成为研究的重点[3,4]。

随着计算流体力学和传热学的快速发展和应用，使数值计算成为一种高效且实用的研究手法[5]。运用数值计算，能在产品开发前期，初步地得到汽车发动机舱散热性能以及其影响因素，这为发动机舱的散热布置提供有力的理论依据，避免了产品开发后期大的改动，降低了工程成本。

以某商用车为研究原型，该车在最大功率点工况和最大扭矩点工况下，存在发动机舱内整体温度过高以及发动机出水口温度偏高问题。对该车型进行发动机舱散热分析，通过仿真结果与试验数据的对比，验证数值计算的准确性。最后找出影响发动机舱散热的原因，并提出有效可行的改进方案，通过改进前后试验数据的对比，来验证了改进方案的有效性，为机舱散热分析提供了研究方法。

1 计算模型

1.1 基本理论

汽车车速一般远小于声速，马赫数小于0.3，因此汽车周围空气密度可以近似看作常数，即空气不可压缩[6]。计算中要满足的流体力学基本方程如下：

1）质量守恒方程，微分表达式：

式中，ρ为密度；t为时间；μ为速度矢量。

2）动量守恒定律，表达式：

式中，μ是平均速度分量；μi是平均速度分量；P是静压力；χi是对应坐标分量；μeff是湍流有效黏性系数。

3）能量守恒定律，表达式：

式中，CP是比热容；T是温度；K是流动的传热系数；ST是流动的内热源。

4）汽车冷却常数F常，表达式：

式中，T发出为发动机出水温度；T环境为环境温度。其中F常越小，则发动机舱的散热性能越强。为了防止汽车出现“开锅”现象，汽车冷却常数F常要小于60℃[7]。

1.2 网格生成

考虑到风洞中洞壁干扰和雷诺效应的影响，模拟风洞计算域设定为车前取3倍车长，车后取5倍车长，车两侧各取5倍车宽，计算域高度取6倍车高[8]。

图1 发动机舱内网格示意图

对于发动机舱内部件以及前格栅区域进行局部加密，以提高仿真的精度，全局网格数为1600万，如图1所示。

1.3 边界设定

多孔介质模型适用于计算充满固体填充物的流体区域。在本次计算中，换热器芯体的细密空气通路中的空气状态就采用了这种模型来计算。在多孔介质中，流动的阻力被分解到给定的方向，并通过源项的方式，添加到动量方程中。源项的系数由下式给出：

P是压降；L是多孔介质厚度；μ是来流速度；PI是惯性阻尼系数；Pμ粘性阻尼系数。如图2所示。

图2 冷却部件阻抗曲线图

2 计算结果与试验分析

2.1 仿真结果分析

研究汽车发动机舱散热性能以及考虑到试验条件，选取发动机处于最典型工况下进行分析：

工况1：汽车发动机处于最大扭矩点（350N·m），发动机转速1900rpm，车速37km/h，环境温度30℃；

工况2：汽车动机处于额定功率点（110kW），发动机转速3500rpm，车速39km/h，环境温度31℃。

图3是发动机舱对称截面速度矢量图，从图中清楚地显示出冷却气体在发动机舱内流动的情况：冷却空气从进气格栅进入发动机前舱，在风扇的吸力作用下，依次通过中冷器、散热水箱和冷却风扇，然后吹向发动机体，带走机体表面多余热量。由于冷却风扇与发动机前端之间的间距较小以及机舱空间较为紧凑，导致流经风扇后的受热气体在机舱内流通不畅，不能顺畅的向机舱出口流出，再加上冷却模块前后压力差的作用下，最终流进导致冷却模块的受热气体回流到发动机前舱，再次进入中冷器和散热器，回流的受热气体反复受到中冷器和散热水箱的加热，从而导致冷却模块散热性能下降，致使发动机的出水温度偏高；进气口温度明显高于环境温度，如图4所示，这势必影响发动机舱的散热，导致机舱温度过高。

结合图3和图4中可以清楚的看到在发动机前舱上方存在较大的漩涡流，这是由于加热气体回流到发动机前舱与流经格栅的冷却气体相遇而造成的，涡流的存在严重的影响了发动机冷却模块的进气量，这给发动机散热带来了更大的困难。

图3 发动机舱速度流场图

图4 发动机舱对称截面温度云图

2.2 计算模型标定

在发动机舱内选取了3个典型空间温度测试点，其布置位置如图5所示。在工况1和工况2设定的边界条件下监测出各个空间温度点的温度大小，并将实验测试值与仿真计算结果进行对比分析，对比数值如表1和表2所示。

图5 发动机空间点示意图

在试验台架上对本次研究车型进行整车热平衡试验，试验中采用大流量风机和轴流通风机来等效汽车在行驶过程中来流空气，用K型热电偶温度传感器来测量发动机舱内非发热壁面和空间点的温度。

表1 发动机舱空间点温度试验值与仿真值对比

表2 发动机舱内非发热壁面温度试验值与计算值对比

从表1和表2中可以看出仿真计算值和试验测量值之间存在一定的误差，其中最大误差值为6.7%，由于试验过程中，传感器精度和软件计算精度等不可避免因素的影响而造成。综合分析可得：最大误差不超过7%，验证了仿真计算的精确性，为发动机舱的结构改进提供了理论依据。

3 发动机舱改进

通过上面对发动机舱内流场和温度场分析，机舱内严重的存在回流现象，这不仅减少了冷却模块的进气量，造成发动机舱空间温度过高，而且还降低了散热器的散热性能，造成了发动机出水口冷却液温度过高。针对发动机舱内存在回流现象以及汽车冷却系数过高问题，对发动机舱进行改进。

3.1 添加冷却模块导流板

为增加冷却系统的进风量和减少冷却模块前方空间处的左右热回流，增加了冷却模块导流板。通过多组模拟计算以及结合实车的结构、安装位置等多种因素，确定了导流板所在平面与中冷器进风平面之间的最佳夹角为75°，其布置位置如图6所示。

图6 冷却模块导流板

在工况1和工况2设定的边界下分别进行数值仿真计算，其计算结果如表3所示。

表3 散热器散热特性表

从表3中可以看出散热器的进气流量有明显增加，同时散热器的出口平面平均温度都下降。有利于增大了发动机舱的散热能力。

3.2 添加冷却风扇导流罩

为了降低发动机舱热回流现象，以及考虑到实车中发动机舱的布置情况和安装难度等因素，最后经过多次计算分析，设计出冷却风扇护风罩的造型和安装位置，如图7所示。

图7 冷却风扇导流罩

分别在工况1和工况2设定的边界条件下，对仅增加了风扇护风罩的计算模型进行数值计算，计算结果如图8、图9所示。

图8 发动机舱对称截面对比速度矢量图

从图8的标注处对比可以看到，添加了冷却风扇导流罩后起到明显降低气体回流到冷却模块前端的作用，并且有效的引导了气体向发动机后舱流动，从而带走了发动机舱内多余的热量，同时减少了回流现象，消除了发动机前舱的漩涡流现象，避免了发动机前舱产生积热现象。同时，从温度云图9可以看到：添加了冷却风扇导流罩后，发动机前舱进口温度比没添加冷却风扇导流罩机舱进口温度要低，从而提高了冷却模块的散热性能。

图9 发动机对称截面温度对比云图

3.3 组合计算

从上述分析可以得到，添加冷却模块导流板和冷却风扇导流罩后，能在一定程度上提高机舱的散热性能，但由于单个结构的改进效果是有限的，为了达到最佳散热效果，使发动机冷却常数F常低于60℃，在这里进行组合方案进行计算分析。

在工况1和工况2设定的边界条件下进行数值计算，从空间点温度对比图10中可以看到，组合方案中每个空间点的温度都有所下降且下降幅度最大，仅添加冷却风扇导流罩的机舱空间点温度下降次之。其结果如图10所示。

图10 空间温度对比图

由上述分析可得，组合改进方案最为有效，机舱内空间点的温度下降最为明显。

4 结果验证

为验证改进后汽车冷却常数是否低于60℃，对该样车进行改进前后，发动机舱热平衡台架试验。在工况条件不变情况下进行组合方案实车试验，对发动机进、出口处布置温度检测点。

通过改进前后试验结果对比可得：发动机进、出口冷却液温度均有所下降。其下降结果如表4所示。

表4 改进前后试验对比表 单位℃

从表4对比可以看出，发动机机舱空间点温度和发动机的出水口冷却液温度均下降。机舱空间点温度最小降幅为11.1℃，最大降幅为15.4℃；发动机出水口冷却液温度最小下降幅度为1.9℃，最大下降幅度为2℃。改进后，由公式(4)可得到最大扭矩点冷却常数为58.6℃，额定功率点冷却常数为59.4℃，均小于60℃，满足汽车散热要求。

5 结论

1）发动机舱内温度对发动机出水温度有影响，机舱内温度下降，发动机出水温度也下降，为防止散热水箱冷却液温度过高提供了研究方法。

2）利用数值计算方法能在车辆开发前期得到发动机舱流动特性和温度特性，有利于引导机舱内冷却气体的流动，从而避免了热危害。

3）数值计算与台架试验相结合，为发动机热管理开发提供了开发流程和平台方面的支持，从而减少了试验成本，缩短了开发周期。

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