基于双场耦合的发动机舱内流场散热分析与结构改进∗

刘水长，李礼夫，张 勇，米承继

基于双场耦合的发动机舱内流场散热分析与结构改进∗

刘水长1，2，李礼夫2，张 勇1，米承继1

(1.湖南工业大学机械工程学院，株洲 412000； 2.华南理工大学机械与汽车工程学院，广州 510641)

针对汽车发动机舱内由于热量富集和结构拥挤而导致散热困难的问题，提出了双场耦合强化散热原理，并用于指导某款汽车的发动机舱内散热问题的分析与结构改进。首先，基于对流换热场协同理论，论述了发动机舱内高温部件强化散热的空气速度与温度梯度的0°夹角原则，并据此根据自然对流换热下的温度场分布特征，推导了入流空气速度的“辐射状”优化方向；然后，针对某款汽车发动机舱内排气歧管散热不足问题，基于“辐射状”优化方向进行舱内流场散热分析和结构改进研究，确定了“散热器-风扇”导流罩组合的结构改进方案。最终结果表明，排气歧管对流换热系数提高了37.5%，表面平均温度降低了24.4%，周围局部高温消除，解决了舱内散热不足问题。

发动机舱；散热；双场耦合；结构改进

前言

随着高功率密度发动机的出现和众多汽车新技术、新系统的不断应用，汽车发动机舱内散热负荷日益增大而空间更加拥挤，导致散热不足、局部高温烘烤等问题频频出现，影响汽车的运行可靠性、安全性、燃油经济性和排放性。

20世纪70～80年代，文献[1]中研究了重型货车上冷却系统安装参数对其性能的影响，得出了密封罩应该包围风扇的60%～70%的结论。近10年来，随着CFD仿真技术和硬件技术的发展，发动机舱内流场强化散热研究也逐渐成为汽车热管理技术的重要组成部分。2006年，文献[2]中分析了汽车行驶速度对发动机舱内进气量的影响；2007年，文献[3]中以冷却空气流量为评价指标，通过改进风扇满足散热需求；2009年，文献[4]中以冷却空气进气量为评价参数，对汽车前端结构与布局进行了优化；2011年，文献[5]中研究了自动格栅百叶窗(AGS)的开度对发动机冷却介质温度的影响，所得结论为格栅工作点的选择提供了指导；2011年，文献[6]中以散热器冷却空气流量为量化指标，比较了前置和后置两种放置方式对冷却系统性能的影响，发现车辆低速行驶时后置方式较优；2012年，文献[7]中研究表明发动机舱内空气流量与车速呈线性关系；2012年，文献[8]中以冷却空气流量为评价指标，对比了货车冷却部件3种布置方案的优劣。另外，还有部分研究者针对某些具体车型的发动机舱内局部区域回流导致积热升温的问题，提出了结构改进措施，如2006年的文献[9]、2011年的文献[10]和2014年的文献[11]等。以上文献表明，目前的研究主要通过舱内结构改进，消除局部区域回流、增加舱内冷却空气进气量或流向散热部件的冷却空气流量，实现强化散热，但未考虑舱内空气的速度场与温度场对散热的耦合影响。而在日益拥挤的发动机舱内，增加冷却空气进气量会产生较大附加气动阻力；舱内结构可变幅度小，难以通过结构改进大幅度增加某散热部件冷却空气流量，且增大某个部件的空气流量也会导致其他部件的空气流量不足，进而又造成舱内各处散热不足此消彼长等问题产生。

针对上述发动机舱内流场强化散热研究中存在的问题，本文中基于强化传热领域中的场协同理论，提出汽车发动机舱内高温部件的双场耦合强化散热原理，通过充分利用舱内有限冷却空气的散热潜能解决散热不足问题，避免增加冷却空气流量导致的一系列问题；并基于CFD仿真分析方法，运用该双场耦合强化散热原理解决某款汽车发动机舱内排气歧管散热不足问题。

1 发动机舱内双场耦合强化散热原理

1.1 场协同理论

在强化传热领域，从温度场与速度场的相互配合的角度对对流换热过程进行了研究，形成了实现双场耦合强化传热的场协同理论。在该理论中，将对流换热过程看作有热源的导热过程，重新审视对流换热的物理机制，获得对流换热强度计算式为

式中:Nu为努赛尔数，表征对流换热强度的无量纲量；Pr为流体物性普朗特数。由式(1)可知，对流换热强度Nu不仅取决于流体运动雷诺数(Re)和流体物性普朗特数(Pr)，还取决于无量纲速度U 和无量纲温度梯度▽T 的点积在整个对流换热区域内的积分。为实现强化换热，对流换热域中的速度场和温度场应遵守以下3方面原则[12]:

(1)速度与温度梯度间的夹角β:当β＜90°时β应尽可能小；当β＞90°时，β应尽可能大；

(2)速度、温度梯度和夹角余弦的局部值应同时比较大，即夹角余弦大的地方，速度与温度梯度之值也应该比较大；

(3)对于内部流动，截面上的速度分布与温度分布应尽可能的平坦(饱满)，即流体速度剖面和温度剖面尽可能均匀。

对于发动机舱内高温部件，其散热功率θ(单位W)计算式为

式中:h为对流换热系数，W/(m2·K)；L为高温部件几何特征尺寸，m；λ为空气热传率，W/(m·K)。将式(1)代入式(3)得式(4)。

由式(4)可知，对于发动机舱内几何尺寸固定的高温部件，若舱内进气速度一定，且忽略空气的物性参数变化，则高温部件的散热性能也取决于无量纲速度矢量U 和无量纲温度梯度▽T的点积在整个对流换热区域内的积分，因此，与高温部件发生热交换的冷却空气流场也应遵循场协同原则，以强化高温部件散热。由于发动机舱内流场结构复杂，难以实现以上对流换热场协同原则的第(2)项和第(3)项，因此，本文中主要基于原则的第(1)项研究发动机舱内高温部件的双场耦合强化散热。

1.2 双场0°夹角原则

为进一步明确发动机舱内双场耦合强化散热的夹角取值原则，即上节中原则的第(1)项结合对流换热场协同基本理论和发动机舱内高温部件散热特点，展开论述如下。

把对流换热看作有热源的导热过程时，对流换热域中的能量守恒方程由式(5)表示，式左边为流体流动过程中对流换热源项的总和，右边为壁面热流，即从壁面传递给流体的热量值，它正是要强化的对象。

当发动机舱内高温部件与附近冷却空气发生对流换热时，高温部件的壁面热流方向是从壁面传递至流体，此时，式(5)中右边值应大于0，因而，式(5)左边值也应大于0，则式(5)左边的空气速度与温度梯度的夹角应小于90°，且夹角越小从高温部件传递给空气的热量越多，夹角为0°时，从高温部件传递给空气的热量达到极限最大值。

以上论述表明，如从双场耦合的角度实现发动机舱内高温部件强化散热，与高温部件发生对流换热的冷却空气速度和温度梯度的夹角应尽可能小，最好为0°，将该夹角取值原则称为0°夹角原则。

1.3 入流空气速度“辐射状”优化方向

1.3.1 “辐射状”优化方向提出

为指导发动机舱内速度场优化以实现双场耦合强化散热，根据以上双场0°夹角原则，以自然对流换热时舱内高温部件周围的温度场为参考[13－14]，推导强化散热的速度场优化方向。

汽车发动机舱具有半封闭特点，且本文中所研究的汽车发动机舱内散热不足的高温部件排气歧管的几何结构为长条形；另外，一般情况下，发动机舱内空气流动复杂，流向高温部件的气流可能来自任何方向，因此，以置于半封闭空间中央的长方体高温部件为研究速度场优化方向的简化模型，如图1所示。图2为通过数值计算获得的自然对流换热情况下半封闭空间内的温度场，温度梯度方向如图2中箭头所示，与壁面内法线方向基本一致，图中深色部分为高温区域。

图1 半封闭空间内长方体高温部件

图2 自然对流时散热部件周围温度场

根据以上双场0°夹角原则，空气速度优化方向与图2中箭头所示温度梯度方向的夹角应尽可能为0°，即空气优化速度方向也应接近相应壁面的内法线方向，因此，在高温部件附近，来自任意方向的冷却空气的速度优化方向，构成指向高温部件的“辐射状”，将该空气速度方向简称“辐射状”优化方向。

1.3.2 “辐射状”优化方向验证

为验证以上“辐射状”优化方向的有效性，基于CFD仿真方法，以图1所示简化模型为例，对入流空气方向分别为“辐射状”和非“辐射状”方向的散热情况进行对比。通过改变半封闭域边界面上的空气入口位置以控制入流空气速度方向，共设置了3组对比方案，如表1所示。仿真计算时，各对比方案的冷却空气流量和高温部件的初始温度均一致。

表1 高温部件仿真方案

(1)双场夹角对比

图3～图5分别为3组对比方案的高温部件空气入流壁面附近的温度场和速度场。结合图1半封闭域的各入口和出口位置和图3～图5的流场分布特征可知，由于方案1，3和5的入口正对高温部件的表面，冷却空气近似沿“辐射状”优化方向流向高温部件，且空气温度梯度方向仍然与内法线方向基本一致，即空气速度与温度梯度的夹角接近0°，壁面附近的温度较低；反之，方案2，4和6中的冷却空气未沿“辐射状”优化方向流向高温部件，速度方向几乎与等温线平行，即空气速度和温度梯度的夹角接近90°，壁面附近的温度较高。

图3 方案1与方案2的双场夹角对比(Y＝0对称面)

图4 方案3与方案4的双场夹角对比(X＝0对称面)

图5 方案5与方案6的双场夹角对比(X＝0对称面)

(2)对流换热系数对比

表2为各方案的对流换热系数h。由表可见，由于方案1，3和5的入流冷却空气沿“辐射状”优化方向流向高温部件，对应的对流换热系数分别大于相应的对比方案2，4和6，散热性能较好。

表2 各方案对流换热系数h

上述以发动机舱内零部件简化模型为例的分析表明，入流空气速度的“辐射状”优化方向可以减小对流换热流场中速度矢量和温度梯度矢量的夹角，从而提高对流换热系数，实现双场耦合强化散热。因此，基于该速度“辐射状”优化方向对某款汽车发动机舱内散热问题进行分析，并改进结构，以实现强化散热。

2 原车发动机舱内流场散热特性分析

2.1 发动机舱内流场CFD仿真

2.1.1 几何模型

本文中所研究汽车发动机舱内几何模型如图6所示，其中，冷却模块中包含左、右两个风扇，散热不足的排气歧管位于发动机后方。考虑汽车发动机舱内外流场存在相互影响，建立含发动机舱内零部件的整车几何模型，如图7所示，通过发动机舱内外流场仿真获得发动机舱内流场。

图6 发动机舱几何结构

图7 整车几何模型

2.1.2 数学模型

(1)流动与传热基本控制方程

发动机舱内空气流速相对声速较低，舱内流动可视为三维不可压缩流，流场质量守恒方程、动量守恒方程和能量守恒方程如下。

质量守恒方程:

动量守恒方程:

能量守恒方程:

式中:u为空气速度，m/s；ρa为空气密度，为常量1.025kg/m3；p为空气压力，Pa；ν为空气的运动黏度系数，m2/s；f为微元体所受的体积力，N/m3；T为空气温度，℃；cpa为空气比热容，J/(kg·℃)；x，y，z为流场内质点的3个方向的坐标值，m；Sτ为微元体能量源项，N/m3。

(2)湍流模型

汽车发动机舱内空间结构复杂，舱内空气流动为复杂的湍流运动。与湍流运动对应的流场动量守恒方程中的雷诺应力项，通过反映雷诺应力与时均量之间关系的湍流模型来求解。目前，k-ε涡黏湍流模型应用较为广泛，其中，RNG k-ε模型可以较好地处理应变率高、流向弯曲程度较大和旋转效应大的流动，适用于发动机舱内流场计算。

(3)散热器和风扇

散热器类部件包括水箱散热器和冷凝器，由于保留散热器芯体结构细节进行模拟需要耗费大量计算资源和计算时间，因此，将散热器视为具有热源特性的多孔介质模型[15]。风扇为发动机舱内空气流动的重要动力源，尤其在汽车低速行驶时为舱内空气流动的主要动力，为尽可能接近实际流动，本文中建立了风扇零部件的三维几何模型，通过设定风扇运动参数，直接模拟风扇周围流场的旋转运动[16]。

2.1.3 边界条件

在低速爬坡工况下，该车发动机舱内散热情况最恶劣。对该工况下的发动机舱内空气流动与散热情况进行仿真时，相关边界条件设置如下。

(1)发动机舱外部边界条件

入口与出口:入口为速度入口，速度为12.61m/s；出口为压力出口，设置为一个标准大气压；入口和出口的温度均设置为环境温度，即散热恶劣的40℃夏季高温。

计算域边界:与汽车轮胎接触的边界为地面，设置为移动壁面，其速度与入口速度大小一致，温度为58℃(某城市40℃高温天气时测试获得的实际路面温度)，其他3个边界设置为对称边界。

(2)车身及发动机舱内零部件

除水箱散热器和冷凝器的迎风面和出风面外，车身和发动机舱内其他零部件表面均为一般壁面边界类型；舱内各散热部件的散热负荷如表3所示；风扇开启，其转速为3 000r/min。

表3 散热部件散热功率kW

(3)流场数值求解设置

数值计算相关设置见表4。

表4 求解参数设置

2.2 流场散热特性分析

2.2.1 空气流动路径

为便于分析和描述仿真所得的发动机舱内空气流动和散热情况，以发动机为参考将发动机舱内空间分为前端和后端两部分，并且取通过排气歧管的x＝－0.14平面为流场观察面，具体如图8所示，仿真结果如图9～图12所示。

(1)发动机舱内前端流动情况

图8 发动机舱内分区及x＝－0.14平面

由图9可见，从进气格栅进入到发动机舱内的冷却空气L1，分成两个分支，一个分支L2穿过散热器组向后方流动，另一个分支L3由散热器组四周漏流向后方，且散热器上方漏流L3－1为主要部分；L2流入散热器组后，大部分L5经由位置偏下的风扇流向后方，少部分L4从散热器组上方流出，再与散热器上方漏流L3－1汇合后流向进气歧管，然后大部分再向下流动，与L5汇合，形成L6从发动机舱底部流出，只有小部分空气L7从变速器上方、发动机上方和发动机左侧流向发动机舱后端。

另外，由图10可见，受位于发动机下方油底壳的阻挡作用，空气L6大部分从右边的变速器底部流向右后方，而从油底壳底部流向后方的气流较少，这种偏右流动导致发动机舱后端出流在油底壳附件发生回流，不利于发动机舱后端热量的散发，容易导致排气歧管下方高温空气积聚。

图9 右视三维流线

图10 仰视三维流线

(2)发动机舱后端流动情况

在发动机舱后端，由于来自发动机上方、变速器上方和发动机左侧的空气L7较少，如图11所示，因而大部分区域速度小于3m/s，如图12所示；且来自发动机上方的空气，大部分绕过排气歧管直接流向发动机舱后下方，如图9所示，使其周围的空气流动速度更低，为1m/s左右，如图12所示。

图11 后视三维流线

图12 后视x＝－0.14平面速度图

2.2.2 双场耦合分析

通过以上分析可知，流向排气歧管的空气来自于发动机上方、变速器上方和发动机左侧。但发动机左侧空间狭小，因此，发动机上方和变速器上方是流向排气歧管的空气的主要通道，则排气歧管的主要空气入流面为上表面和右侧面。根据以上高温部件入流空气速度的“辐射状”优化方向可知，流向排气歧管的入流空气速度的理想方向应如图12中的空心箭头所示。

结合图9和图11可知，在原车发动机舱内流动情况下，从变速器上方流入发动机舱内的空气产生了弯曲与回旋，使排气歧管右侧的空气速度方向杂乱，与理想方向相差较大(如图12所示)，不能充分利用冷却空气的散热潜能；另外，来自发动机上方的空气大部分绕过排气歧管向后流，因此到达排气歧管上方的空气主要来自发动机左侧和变速器上方，这种流动在排气歧管上方形成的空气速度方向也与理想方向相差较大，尤其在排气歧管左上方，空气速度方向与理想方向几乎垂直(如图12所示)，会严重制约冷却空气散热潜能的发挥。

2.2.3 原车散热情况

由以上舱内空气流动情况分析可知，含排气歧管的发动机舱后端的空气速度仅约为1m/s，空气在排气歧管周围形成的速度方向与“辐射状”优化方向相差较大，且发动机舱后端出流产生回流导致热量散发不畅，均不利于发动机舱后端排气歧管散热。仿真所得排气歧管的对流换热系数仅为16.08W/ (m2·℃)，其表面大部分区域温度高于560℃(833K)，平均温度为668℃，如图13所示，且其周围存在局部高温:右侧和下方存在较大面积的高于62℃(335K)的局部高温，上方中部偏左出现了较大面积的高于139℃(412K)的局部高温，如图14所示。

图13 排气歧管表面温度

图14 排气歧管周围空气温度

3 基于双场耦合强化散热的发动机舱内结构改进

3.1 结构改进方案

根据上述分析所得原车发动机舱内空气流动和排气歧管周围空气速度方向的不合理性，考虑实车舱内结构限制，设计如图15所示的4种发动机舱内流场强化散热结构改进方案，以尽可能增大流向排气歧管的空气流量，并改善空气速度方向，实现双场耦合强化散热。

图15 后端流场强化散热结构改进方案

(1)增加散热器导流罩方案

在散热器四周增加导流罩，以消除漏流，引导空气沿较直流线流向发动机并到达发动机舱后端，尤其对散热器上方大量漏流的导流作用，有利于增加从发动机上方流向舱内后端的空气。

(2)增加导流板方案

在排气歧管上方的发动机舱盖上加装两块导流板，前导流板用于引导空气向后下方的排气歧管流动，后导流板用于阻挡空气绕过排气歧管直接流向发动机舱后下方，从而使排气歧管上方空气速度方向接近“辐射状”优化方向。

(3)右风扇导流罩延长方案

将右风扇导流罩延长，引导从右风扇出来的空气向正后方流动，使更多的空气进入发动机舱后端，同时减少空气从变速器上方流入发动机舱后端过程中的流线弯曲程度，使排气歧管右侧空气速度方向接近“辐射状”优化方向。

(4)左风扇导流罩延长方案

将左风扇出口导流罩沿轴线方向延长，用来引导从左风扇出来的空气向正后方流动，使流向油底壳的空气增加，减少从发动机舱后端流出的热空气在油底壳附近产生回流和漩涡，使发动机舱后端热量散发顺畅。

3.2 各方案强化散热特性分析

散热器各方案的发动机舱流场如图16～图19所示。

(1)散热器导流罩的强化散热特性分析

由图16(a)可见，增加导流罩之后，散热器四周的漏流基本消失，散热器上方空气在导流罩的作用下，直接绕过发动机流向排气歧管，如图中箭头指示。这种流动一方面导致从发动机上方流向排气歧管的空气增多，如图16(b)所示，但排气歧管周围空气速度并未明显增大，仍然约为1m/s，如图16(c)所示；另一方面，使空气速度方向向下趋势增强，与原车对比，空气速度方向与箭头所示“辐射状”优化方向的夹角减小。

图16 散热器导流罩方案的发动机舱流场

综合以上流动情况可知，虽然排气歧管周围空气速度未明显增大，但其入流空气速度方向改善，有利于从双场耦合角度使排气歧管散热性能提高。其对流换热系数提高至16.99W/(m2·℃)，比原车提高5.7%，其表面温度降低，如图16(d)所示，平均温度为636℃(909K)，比原车降低4.8%，其上方的局部高温空气基本消失，但右侧和下方仍存在较大面积局部高温，如图16(e)所示。

(2)导流板的强化散热特性分析

由图17(a)可见:导流板对发动机上前方空气的向后流动具有阻碍作用，使从发动机上方流向后端区域的空气相对原车有所减少；另一方面，如图17(b)所示，发动机上方空气向下运动趋势增强，使排气歧管上方的空气速度方向更接近“辐射状”优化方向。

图17 导流板方案的发动机舱流场

综合以上流动情况可知，虽然来自发动机上方的气流减少，但排气歧管上方的空气速度方向改善，有利于从双场耦合角度提高排气歧管散热性能。其对流换热系数提高至16.69W/(m2·℃)，比原车提高3.8%，其表面温度降低，如图17(c)所示，平均温度为646℃(919K)，比原车仅降低3.3%，且排气歧管上方的局部高温面积有所减小，但右侧和下方仍存在较大面积局部高温，如图17(d)所示。

(3)右风扇导流罩延长的强化散热特性分析

如图18(a)所示，将右风扇导流罩延长后，发动机舱后端空气流动变化较大:从变速器上方流入发动机舱后端的空气增多，流线的弯曲与回旋程度大幅降低，且该部分空气沿排气歧管上方自右向左流动，受发动机左端零件的阻挡后，流动方向向下偏转，然后沿排气歧管的下表面从左向右流动，最后经排气管前段流向车身底部后方；如图18(b)所示，与空气流动变化相对应，排气歧管周围大部分空气速度大于2m/s，且右侧和上方的空气速度方向也随之发生变化，更接近“辐射状”优化方向。

图18 右风扇罩延长方案的发动机舱流场

综合以上流动情况可知，不仅排气歧管周围空气速度增大，且空气速度方向也改善，从双场耦合角度提高了其散热性能。排气歧管对流换热系数提高至21.41W/(m2·℃)，比原车提高33.2%，其表面温度高560℃(833K)的区域明显减少，如图18(c)所示，平均温度降低至519℃(792K)，比原车降低22.3%，排气歧管右侧和上方的局部高温空气基本消失，但下方仍存在较大面积局部高温，如图18(d)所示。

(4)左风扇导流罩延长的强化散热特性分析

如图19(a)所示，将左风扇导流罩延长后，发动机舱底部流经油底壳的空气增多，使发动机舱后端出流空气在油底壳处的回流基本消失；同时，该部分流经油底壳的空气牵引其周围空气向车身底部流动，使发动机舱后端上方的空气近似竖直向下流经排气歧管，如图19(b)所示。相对于原车，排气歧管上方的空气速度方向更接近“辐射状”优化方向，如图19(c)所示。

综合以上流动情况可知，由于发动机舱后端出流的回流消除，且排气歧管上方入流空气速度方向改善，不仅有利于发动机舱后端排气歧管热量排放顺畅，也从双场耦合角度提高了其散热性能。排气歧管对流换热系数提高至17.83W/(m2·℃)，比原车提高10.1%，排气歧管表面温度降低，如图19(d)所示，平均温度降至609℃(882K)，比原车降低8.8%，排气歧管上方局部高温空气基本消失，如图19(e)所示；但另一方面，由于发动机舱后端空气流量未明显增加，该区域的热量仍难以及时散发，这部分热量被流动较顺畅的空气携带至排气歧管下方，因而在排气歧管下方形成局部高温，如图19(e)所示。

图19 左风扇导流罩延长方案的发动机舱流场

图20 组合方案结构

3.3 组合改进结构及其强化散热效果

(1)组合改进结构

由以上4种结构改进方案的发动机舱内流场强化散热特性分析可见，各改进方案对排气歧管的散热效果不同，且均不能消除排气歧管周围全部高温空气，其中增加散热器导流罩和导流板后，排气歧管表面平均温度降低程度均小于5%，且导流板存在阻碍前端空气向后流动的附加问题，因此这两种方案中仅保留散热器导流罩方案，将其与左、右风扇导流罩延长方案组合，形成“散热器-风扇”导流罩组合方案，如图20所示。

(2)组合改进结构的强化散热效果

组合改进结构的发动机舱流场如图21所示。由图21(a)可见，散热器周围漏流基本消失，从发动机上方流向发动机舱后端的空气增多；由图21(a)和图21(c)可见，从变速器上方流入发动机舱后端空气也增多且流线弯曲程度减小，且因受来自发动机上方空气的阻碍作用，来自变速器上方的气流未到达排气歧管上方左端就转为向下运动；由图21 (d)可见，受延长的左右风扇罩的导流作用，从左右风扇流出的空气向后方流动过程中的偏右程度也明显减小，流经油底壳的空气明显增多，使该处回流基本消失。

图21 组合改进结构的发动机舱流场

综合以上流动情况可知，在组合改进结构下，不仅排气歧管周围空气速度增大，发动机舱后端出流的回流消除，且排气歧管入流空气速度方向接近“辐射状”优化方向，从双场耦合角度也提高了其散热性能。排气歧管对流换热系数提高至22.1W/ (m2·℃)，比原车提高37.5%；其表面温度高于560℃(833K)的区域明显减小，如图21(e)所示，平均温度降为505℃(778K)，比原车降低24.4%；排气歧管右侧、上方和下方的高温空气均消失，如图21 (f)所示，即舱内散热不足问题基本解决。

4 结论

本文中针对发动机舱内流场强化散热研究中存在的问题，以某款汽车的发动机舱为例，基于对流换热场协同理论，进行了发动机舱内双场耦合强化散热研究，得出如下结论。

(1)基于对流换热场协同理论，阐明了发动机舱内高温部件强化散热的空气速度和温度梯度的0°夹角原则，并以自然对流换热状态下的温度场为参考，提出了实现发动机舱内高温部件强化散热的入流空气“辐射状”优化方向。

(2)基于“辐射状”优化方向，分析发动机舱内的空气流动与换热特性，发现除冷却空气流量少和少量回流之外，排气歧管入流空气的流速方向不合理也是其散热不足的重要原因。

(3)根据上述分析结果指导舱内结构改进，所获得的“散热器-风扇”导流罩组合改进结构，不仅增加了流向排气歧管的冷却空气，而且改善了排气歧管入流空气的流速方向，从双场耦合角度提高了排气歧管散热性能，使其对流换热系数提高37.5%，表面平均温度降为505℃，降低24.4%，周围局部高温消失，基本解决了舱内散热不足问题。

[1] TAYLOR D O，CHU A C.Wind tunnel investigation of the effect of installation parameters on truck cooling system performance[C]. SAE Paper 760832.

[2] 丁铁新，林运，盛明星.整车罩壳内空气流动的数值模拟研究[J].柴油机设计与制造，2006，13(3):20－24.

[3] DUBE P，NATARAJAN S，MULEMANE A，et al.A numerical approach to develop the front end cooling package in a vehicle using predicted engine fan performance data and vehicle system resistances[C].SAE Paper 2007－01－0542.

[4] 李亮亮.燃料电池汽车前端进气数值模拟与测量技术[D].上海:同济大学，2009.

[5] El-SHARKAWY A，KAMRAD J，LOUNSBERRY T，et al.Evaluation of impact of active grille shutter on vehicle thermal management[C].SAE Int.J.Mater.Manuf.2011，4(1):1244－1254.

[6] LARSSON L，WIKLUND T，LÖFDAHL L.Cooling performance investigation of a rear mounted cooling package for heavy vehicles [C].SAE Paper 2011－01－0174.

[7] 任承钦，蔡德宏，刘敬平，等.汽车发动机舱散热性能实验及数值研究[J].湖南大学学报(自然科学版)，2012，39(4):37－41. [8] 李峥峥.基于冷却部件布置的重型卡车机舱内流特性研究[D].长春:吉林大学，2012.

[9] ALAJBEGOVIC A，SENGUPTA R，JANSEN W.Cooling airflow simulation for passenger cars using detailed underhood geometry [C].SAE Paper 2006－01－3478.

[10] 张坤.某新车型发动机舱热管理的研究[D].上海:上海交通大学，2011.

[11] 刘水长，张勇，凡遵金.自卸车发动机舱内热流场分析及优化[J].中国机械工程，2015，26(12):1621－1625.

[12] 过增元，黄素逸.场协同原理与强化传热新技术[M].北京:中国电力出版社，2004:2－15.

[13] 徐晓明.电动汽车冷却系统热流场的协同分析与液冷关键问题研究[D].南京:南京航空航天大学，2012.

[14] ZHAO T S，LI D Y，WANG B X.A novel concept for convective heat transfer enhancement[J].International Journal Heat Mass Transfer，1998，41(2):2221－2225.

[15] 刘伟.多孔介质传热传质理论与应用[M].北京:科学出版社，2006:1－55.

[16] DUBE P，NATARAJAN S，MULEMANE A，et al.A numerical approach to develop the front end cooling package in a vehicle using predicted engine fan performance data and vehicle system resistances[C].SAE Paper 2007－01－0542.

Flow Field Heat Dissipation Analysis and Structural Modification of Engine Compartment Based on Velocity-temperature Field Coupling

Liu Shuichang1，2，Li Lifu2，Zhang Yong1＆Mi Chengji1
1.School of Mechanical Engineering，Hunan University of Technology，Zhuzhou 412000；2.School of Mechanical and Automotive Engineering，South China University of Technology，Guangzhou 510641

Aiming at the heat dissipation difficulty of vehicle engine compartment caused by heat accumulation and structural congestion，a principle of velocity field-temperature field coupling intensified heat dissipation is proposed as a guide for the heat dissipation analysis and structural modification of a car engine compartment.Firstly，based on convective heat transfer field synergy theory，the principle of 0°angle between air velocity and temperature gradient for the intensified heat dissipation of hot components in engine compartment is expounded，and on this basis，the“radial”optimized direction of inflow air velocity is derived according to the distribution characteristics of temperature field under natural convection heat transfer.Then，aiming at the poor cooling of exhaust manifold in a car engine compartment，a study on the flow field heat dissipation analysis and structural modification of engine compartment is conducted based on“radial”optimized direction，with a scheme of“radiator-fan”deflector combination modified structure determined.The final results show that the convective heat transfer coefficient of exhaust manifold is enhanced by 37.5%，its average surface temperature is lowered by 24.4%，and the hot spots around exhaust manifold is eliminated，so the inadequate heat dissipation issue of engine compartment is resolved

engine compartment；heat dissipation；velocity field-temperature field coupling；structural modification

10.19562/j.chinasae.qcgc.2017.08.005

∗湖南省教育厅高等学校科学研究计划优秀青年项目(2015B066和2016B072)、湖南省自然科学基金(2017JJ2074)、中央财政汽车空气动力学及关键零部件设计与制造创新团队项目(0420036017)资助。

原稿收到日期为2016年8月29日。

张勇，博士研究生，E-mail:zhangyong7051678＠163.com。