SUV发动机舱热管理一维/三维联合仿真与改进

2019-03-25唐友名娄渊博李志红黄秋萍袁志群

中国机械工程 2019年5期

唐友名娄渊博, 陈基李志红陈义黄秋萍袁志群

1.厦门理工学院福建省新能源汽车与安全技术研究院，厦门，3610242.东南(福建)汽车工业有限公司研究院，福州，350119

0 引言

随着人们对汽车的动力性、经济性、舒适性和外形的要求不断提高，设计师更倾向于设计流线型、低车身的车型，这导致发动机舱内的空间逐渐减小。增压+缸内喷、分层燃烧、双离合变速器(dual clutch transmission，DCT)等众多汽车新技术的应用，促使机舱内附件增多且产生较大的工作热量[1]，从而易形成过热的发动机舱环境，因此在设计阶段保证发动机舱具有良好的热性能十分必要。

在车辆开发阶段，比起试验方法，仿真手段具有节约成本、周期短等优势，因而得到了广泛的应用。目前应用较为普遍的发动机舱热管理仿真软件有一维和三维两种。一维仿真研究方面，同济大学利用KULI软件建立了某载重车热管理系统模型，研究不同风扇对整车热管理系统的影响，降低了冷却系统的功率消耗[2]；华中科技大学利用Flowmaster软件对某柴油机的冷却系统循环、热平衡状态和冷却系统匹配进行仿真，指出该冷却系统存在的问题，并提出相应的改进方案[3]。三维仿真研究方面，东南汽车公司利用STAR-CCM+软件对某车进行冷却热害分析，并通过加装导流板的方式进行改进[4]；上汽集团利用FLUENT软件评估了某轿车冷却系统，并将仿真结果与试验数据进行对比，研究结果表明，仿真计算结果与试验结果吻合度较好[5]。

通过深入研究发现：一维计算精度不高，无法获取相关细节；三维仿真设定复杂，耗时长，边界条件难以获取。因此，一维/三维联合仿真分析逐渐成为热管理仿真分析的研究重点[6]。梁小波等[7]分别采用一维、三维和一维/三维联合仿真工具分析了某款新轿车的冷却系统性能，结果表明，一维/三维联合仿真在汽车热管理中具有更高的精度；郭健忠等[8]利用一维/三维联合仿真分析了商用车额定工况下发动机出水温度偏高的问题，结果表明，联合仿真工具可提高发动机热管理的分析效率。LU等[9]通过分析热机参数和工作负荷对发动机舱内换热过程的影响，实现了发动机冷却回路和空调回路的性能评估。

本文采用一维/三维联合仿真方法对某款SUV进行发动机舱热管理分析，全面地评估发动机舱散热性能，在发动机出水温度不满足要求时提出优化方案来进行结构设计，并在样车阶段通过试验验证优化方案的有效性和仿真的可靠性。

1 模型的建立

1.1 三维仿真数值模型的建立

汽车车速一般远低于声速，马赫数较小，汽车空气动力学属于低速空气动力学范畴，因此汽车周围流场可视为三维不可压缩黏性等温流场[10]。由于汽车发动机舱内构造复杂，容易引起气流分离，故流场计算按湍流处理。

在建立计算域时，为减小模拟风洞中的阻塞效应、洞壁干扰和雷诺数效应等约束条件对仿真精度的影响，计算域设置为车前3倍车长，车后7倍车长，5倍车高，两侧各3倍车宽，如图1所示。

图1 汽车风洞模型Fig.1 Model of automotive wind tunnel

该车模型在大型流体力学软件STAR-CCM+中划分网格并求解，计算体网格采用Trimmer网格，近车体及流动变化剧烈区域进行网格加密以提高计算精度，远车体等计算影响较小的区域采用较大网格以节省计算资源。为更好地捕捉车体表面及内部的流动情况，车体表面及发动机舱内部采用4层增长率为1.3、总厚度为8 mm的边界层，为考虑地面效应，地面采用12层增长率为1.3、总厚度为50 mm的边界层，最终生成的体网格数量达到4 043万，在纵剖面(Y=0)处的模型发动机舱体网格如图2所示。计算域入口边界条件设置为速度入口，出口边界条件设置为压力出口，计算域入口至车前2 m地面边界条件设置为滑移壁面，其他壁面设置为非滑移壁面。

(a)整车体网格剖面图 (b)发动机舱体网格剖面图图2 机舱体网格纵剖面图(Y=0)Fig.2 Sectional view of engine compartment’s volume mesh(Y=0)

1.2 热交换器模型的建立

汽车热交换器(油冷器、中冷器、散热器、冷凝器)在工程上一般采用多孔介质模型来模拟，热交换器的流动阻力通过源项的方式添加到动量方程中，源项的系数可由下式确定：

(1)

式中，Δp为压降；L为多孔介质厚度；α为空气穿透系数；μ为黏性系数；C2为多孔介质内部损失系数；v为迎风风速；Pi为惯性阻尼系数；Pμ为黏性阻尼系数。

对热交换器进行单品台架试验，见图3。各换热器(冷凝器、散热器、中冷器和油冷器)的试验曲线分别见图4～图7。

图3 热交换器台架试验Fig.3 Heat exchanger bench test

图4 冷凝器试验曲线Fig.4 Condenser test curve

图5 散热器试验曲线Fig.5 Radiator test curve

图6 中冷器试验曲线Fig.6 Intercooler test curve

图7 油冷器试验曲线Fig.7 Oil cooler test curve

对于空气通过各个换热器时产生的压降和迎风风速，采用最小二乘法拟合得到各个换热器的多孔介质参数，结果见表1。

表1 热交换器多孔介质参数

风扇的模拟采用多重坐标系(multiple reference frame，MRF)法[11]，整个计算控制方程采用有限体积法，遵守质量守恒、动量守恒和能量守恒定律，能量方程采用二阶迎风插值格式，迭代方式采用SIMPLE(semi-implicit methods for pressure linked equations)算法。

1.3 一维冷却系统模型

汽车冷却系统的冷却过程具体如下：水泵将循环冷却液泵入发动机水套或变速箱中，吸收发动机水套或变速箱中的热量，从而使得冷却液温度升高；接着冷却液被泵入热交换器，与机舱内冷却空气进行热交换，使得冷却液温度又降低；然后冷却液进入水泵，再次被压入发动机水套或变速箱中。本文研究的SUV车型采用的发动机为涡轮增压汽油发动机，其冷却系统的布置见图8。

图8 冷却系统的布置图Fig.8 Diagram of cooling system layout

根据研发阶段车型的冷却系统零部件结构及相对位置，搭建出冷却系统的一维热流体仿真模型，如图9所示，其中模型包括空气侧和水侧两大部分。空气侧由空气通过格栅时引起的压降、油冷器、冷凝器、散热器、风扇、中冷器和风扇后方机舱阻力模块(用Loss元件代替)组成，如图10所示。在Flowmaster软件中，冷却空气通过进气格栅引起的压降可用压力的变化Δp来描述，即

(2)

其中，Cp为压力系数；ρ为冷却空气密度。水侧包括油冷器循环、发动机冷却循环、中冷器循环和冷凝器循环。冷却系统零部件单品性能参数由零部件供应商提供，冷却空气经过进气格栅时压力的变化Δp和风扇后部机舱的阻力无法确定，需要结合三维仿真结果进行调试。

图9 冷却系统一维仿真模型Fig.9 1D simulation model of cooling system

图10 空气侧模型图Fig.10 Diagram of air side model

2 工况确定

通过试验数据的积累，得出发动机在怠速、高速和爬坡工况下的水温较高，在爬坡工况中，中低速爬坡和高速爬坡工况较为典型，发动机出水温度较高的结论。本文选择对中低速爬坡和高速爬坡工况进行分析，其他工况暂不涉及，两种仿真工况的具体信息如下：

(1)工况一为中低速爬坡工况，车速为40 km/h，坡度为10%，风扇转速为1 760 r/min，环境温度为40 ℃。

(2)工况二为高速爬坡工况，车速为115 km/h，坡度为3%，风扇转速为1 760 r/min，环境温度为45 ℃。

3 一维/三维联合仿真及分析

3.1 一维/三维联合仿真

为全面评估发动机舱热性能，采用一维/三维联合仿真工具进行分析，在进行一维计算时，需要将空气通过格栅时产生压降的压力系数Cp、风速分布和风扇后方发动机舱阻力作为输入条件。为获得压力系数Cp,需要在进行三维计算时在格栅前后部设置压力监测面，以得到格栅前后部的压差，并根据式(2)计算得到压力系数。对于不同的工况及车型，压力系数均会存在一定的差异。

对换热器(散热器、油冷器、冷凝器和中冷器)前端面进行风速采集。其中，驻点压力源1的风速采集位置为油冷器的进风面、冷凝器的进风面和散热器的进风面，驻点压力源2的风速采集位置为中冷器的进风面，风速分布采集面见图11。驻点压力源1输入的风速分布见图12a，驻点压力源2输入的风速分布见图12b。

图11 风速分布采集面Fig.11 Wind speed distribution collection surface

对中冷器和散热器的出口流量进行监测，依据监测出口流量，调试一维系统中Loss元件的损失系数，当一维计算中的散热器和中冷器出口流量分别与三维仿真中的散热器和中冷器出口流量符合时，输出发动机出水温度。

3.2 结果分析

通过三维计算可直观地显示出发动机舱的流场情况，中低速爬坡和高速爬坡工况条件下的发动机舱内流场结构类似，本文以中低速爬坡工况为例进行分析。从图13a和图13b中可以看出，冷却气流在直防撞梁处分离，防撞梁与冷凝器或中冷器之间的气流速度明显减小，并在直防撞梁后部形成不同程度的涡流，进而影响了中冷器、冷凝器的换热效率。从图13c中可以看出，直防撞梁与油冷器之间的距离较小，极少量冷却空气通过被直防撞梁遮挡的油冷器部分，同样影响了油冷器的换热效率。由于散热器位于油冷器和冷凝器的后部(图10)，直防撞梁通过影响油冷器和冷凝器的进风量从而影响散热器的进风量，进而也会影响散热器的换热效率。

(a)冷凝器前纵剖面(Y=0)

(b)中冷器前纵剖面(Y=0.3 m)

(c)油冷器前纵剖面(Y=-0.15 m)图13 热交换器风速分布Fig.13 Wind speed distribution of heat exchanger

结合一维分析计算得出发动机的出水温度，具体结果见表2。而发动机冷却液的极限温度为113.0 ℃，在车型研发设计阶段，考虑到仿真误差，往往需要预留设计裕度。由表2可知，该车型在两种工况下的水温均存在超标风险，故需要降低水温。

表2 发动机出水温度

4 发动机舱的改进

4.1 结构方案改进

为了解决发动机出水温度过高的问题，在机舱的布置中提出3个改善方案:①方案1，提高风扇转速或换热器尺寸，增强散热能力；②方案2，增大油冷器与防撞梁之间的距离以增大换热器的进气量；③方案3，将直防撞梁改为U形防撞梁以增大格栅有效进气面积，增加进气量。方案1和方案2的改动会增加较多研发成本或涉及机舱布置的大调整，综合考虑，采用方案3，改进前后的模型如图14所示。

(a)改进前 (b)改进后图14 改进前后模型图Fig.14 The model diagram before and after improvement

对方案3进行一维/三维联合仿真计算，改进前后的结果对比见表3。由表3可知，改进后发动机的出水温度在工况一、工况二条件下分别下降了6.1 ℃和6.4 ℃，距冷却液极限温度还有较大裕度，满足汽车冷却系统要求，并验证了优化方案的有效性。根据方案3设计出样车，如图15所示。

表3 改进前后的结果对比

图15 U形防撞梁样车Fig.15 U-shaped anti-collision beam sample car

4.2 改进前后对比分析

从改进后的中低速爬坡工况的发动机舱流场图(图16)中可以看出，采用U形防撞梁后，气流比较均匀地通过下进气格栅，不会由于防撞梁的阻挡而分离，增大了换热器表面的平均进风速度，从而增加了各个热交换器的进气量。

(a)冷凝器前纵剖面(Y=0)

(b)中冷器前纵剖面(Y=0.3 m)

(c)油冷器前纵剖面(Y=-0.15 m)图16 改进后热交换器风速分布Fig.16 Wind speed distribution of heat exchanger after improvement

改进前后的换热器流量见表4。由表4可知，各个换热器的进风量均有增大，增强了换热器的散热能力，从而降低了发动机出水温度。

表4 改进前后换热器流量表

5 试验验证

5.1 试验条件

本次研究的样车整车热平衡试验在转毂试验台上进行，如图17所示。试验过程采用大流量风机和轴流通风机来等效模拟汽车在行驶中的来流空气，实验室环境温度由空调机组控制，采用阳光模拟系统提供光源，日射量为950 W/m2，空气湿度为50%，汽车为满载。其中，试验工况一条件为环境温度40 ℃，Ⅱ挡挡位，发动机功率19 kW,发动机转速2 780 r/min，车速40 km/h，持续时间30 min；工况二条件为环境温度45 ℃，最高挡挡位，发动机功率25 kW,发动机转速4 124 r/min，车速115 km/h，持续时间25 min。

图17 样车热平衡试验Fig.17 Thermal balance test of sample car

如图18所示，在发动机冷却液出口与散热器冷却液进口之间，以及发动机舱内的其他重要位置布置PT100型温度传感器，用多通道数据采集仪来采集并记录试验数据。

图18 发动机舱温度采集实物图Fig.18 Diagram of engine compartment temperature acquisition

5.2 试验数据对比

仿真计算结果与试验数据的对比见表5。由表5可知，改进方案的样车在工况一、工况二条件下的发动机出水温度分别为102.9 ℃和110.4 ℃，均达到了冷却系统要求，从而验证了优化方案的有效性。对比试验所测数据，仿真结果与试验数据存在一定差异，其误差主要来源为进行三维仿真时，未考虑热量在地面上的积累会使地面温度高于环境温度，以及试验过程中各参数的测量误差，但两种工况下的误差均不超过5%，因此可以认为Flowmaster结合STAR-CCM+软件所建立的仿真模型是可靠的。