基于气动风洞测试的整车热管理CFD分析精度提升方法

袁侠义，朱宇泽，彭丽娟

（广州汽车集团股份有限公司 汽车工程研究院，广州 511434）

传统的气动CFD分析和热管理分析工作是分别进行的，在热管理分析中更偏重温度场的分析，而空气动力学则更偏重流场的分析[1]。

对于前端冷却模块进气量控制，换热器参数和风扇参数在前期都是基于单品性能试验输入，与搭载在实车上的性能参数存在较大差别。热管理模型的分析与标定需要到样车阶段在环模舱进行。因此，对于前期的CFD分析，存在无模型标定、仿真测试一致性不足的问题[2-5]。

本研究在开发前期，通过油泥模型在气动风洞中测试前端模块表面风速来标定热管理CFD模型的方法，提升了热管理CFD分析精度，为项目开发早期平衡热管理和气动阻力问题提供了参考依据[6-7]。

1 模型制作与测试方法

1.1 模型制作

风洞试验模型样车一般根据空气动力学性能开发需求，按照实车比例制作。模型需正确表达车身外造型，且包含下车体细节和发动机舱流动通道。由外造型、机舱总成、下车体总成、轮胎总成共同组成。

上车体总成指汽车初步造型面（Concept A Surface，CAS），一般由油泥铣削和ABS树脂或者代木和ABS树脂两种方式加工而成，能够精准表达造型每一个细节，如格栅特征、后视镜、分缝、特征线等，一起固定于骨架上，同时保证后视镜可拆卸、机舱盖能正常打开。

下车体主要包含前后悬架系统、副车架、传动系统、挡泥板、附件等，一般由ABS树脂或ABS和泡沫加工而成，如图1所示。

图1 油泥模型下车体

为了保证散热系统的真实阻抗特性，机舱总成中的冷凝器、中冷器、散热器、风扇主要由实车样件代替。前端模块支架、机舱各零部件等一般由ABS树脂或ABS树脂+泡沫加工而成，如图2所示。

图2 油泥模型发动机舱

轮胎总成一般包含制动盘、轮盘、轮胎、轮毂、制动钳等，这部分主要由实车样件代替。

1.2 测试方法

试验选择在国内某风洞中心进行，可以提供足够均匀的流场，包括均匀的风速分布、流向分布、低紊流度以及模拟路面小的边界层厚度，满足工程分析的需求。为获得散热器前部风速和分布情况，试验中在冷凝器前部布置了12个叶轮式风速仪，在中冷器前布置了4个叶轮式风速仪，如图3所示。

图3 冷凝器和中冷器风速仪布置方案

试验过程基于油泥模型的基础状态，进行一系列优化方案的整改分析，每种状态对应怠速、中低速、高速3种工况。以前端冷却模块的进风量和车辆的风阻系数Cd值作为考核标准，并与仿真模型进行对比修正。

2 测试数据

前端冷却模块的进风量是风速与冷却模块面积的积分，对于相同车型，冷却模块一致，面积上总进风量即与面平均风速成正比关系，考虑试验与仿真的比对与标定，采用风速来进行风量的等效对比验证。试验中详细选取车辆基础状态的3种速度工况测试数据，如表1所示，风扇转速见表2。

表1 三种工况下换热器表面风速实测值

续表1：

表2 风扇转速实测值

3 CFD模型建立及标定

3.1 物理模型

通常情况下，汽车的行驶速度远小于声速，气流马赫数很低，因此数值计算中一般把空气当作不可压缩粘性流体处理[8]。基于CCM+软件的前端进气分析和气动阻力分析，涉及了汽车的内外流场耦合的过程，需要满足下列流动与传热的基本方程组。

1.1.1 质量守恒方程

将空气看做不可压缩流体，式中：(ρu为常数，取值为1.225，单位为kg/m3；ui为流体速度沿i方向上的分量。

1.1.2 动量守恒方程

式中：p为静压力；为应力矢量；ρgi为i方向上的重力分量；Fi为由于阻力和动力传递而引起的其它能量项。

1.1.3 能量守恒方程

式中：h为焓；k为分子传导率；kt为由于湍流传递而引起的传导率；Sh为定义的体积元。

本文中湍流输运方程选择的Realizablek-ε高雷诺数模型，已经被有效地用于各种类型的流动模拟，包括旋转均匀剪切流、管道内流动以及带有分离的流动[9]。

3.2 计算模型

3.2.1 前端散热模块模型

在工程应用中，考虑到计算软硬件资源，为了提高计算效率，通常都将换热器简化为多孔介质模型，需要设定多孔介质的惯性阻尼系数、粘性阻尼系数、孔隙率[10]。风扇采用MRF方法来模拟，风扇域网格并非真实运动，而是通过将动量源加载到风扇叶片旋转扫过区域的网格[11]。

本文所研究的机舱前端冷却模块布置关系如图4所示。

图4 前端冷却模块布置方案

3.2.2 边界条件和求解设定

流场计算边界条件设置见表1。温度场计算时环境温度设置为40℃，根据空调系统、动力系统及各个部件的散热功率需求对前端冷却模块输入散热量。对控制方程采用有限体积法进行离散，对各物理量采用全隐式分离求解，采用SIMPLE算法来耦合压力速度，空间离散满足二阶精度，能量方程的残差标准设置为10-6，其余项设置为10-3[12]。

表3 流场计算边界条件设定

3.3 CFD模型标定

前端冷却模块换热器多孔介质的参数根据单品性能试验获取，拟合出换热器单品的粘性阻力系数Pv和惯性阻力Pi，由于机舱内流阻力的影响，在整车环境下的换热器阻力系数一般大于台架测试数据[13]。同时，基于工程经验，由于风扇MRF模型热尾迹的理想化[14]，实际需求的风扇转速一般大于仿真的输入值。模型标定的过程，一是通过细化格栅和饰条的网格尺寸使仿真模型与实车近似度更高[15]，二是通过修正阻力系数和风扇转速这些参数使换热器表面风速的仿真值与试验值趋于一致[16]。经过调节后仿真模型所得到的风速值见表4。

表4 模型标定后3种工况下换热器表面风速仿真值

冷凝器风速vc/(m·s-1)3.31 3.21 4.80 2.46 2.64 3.57 2.29 2.21 2.82 2.54 3.19 4.01 2.78 3.26 3.84 0.36 0.58 3.00 0.77 0.73 2.36 0.68 0.82 2.44 0.89 1.24 3.23冷凝器平均风速vc ave/(m·s-1) 2.48 2.64 4.03中冷器平均风速vi ave/(m·s-1) 0.68 0.84 2.76中冷器风速vi/(m·s-1)

标定后的模型冷凝器与中冷器表面平均风速仿真结果与实测结果误差小于5%，通过将换热器表面分区域进行标定修正可以使标定结果准确度较高[17]。

4 方案优化

针对标定后的热管理模型，在中低速工况下对导流罩设计，以及发动机下护板开口两种优化方案对前端冷却进气的影响进行研究。

加装导流罩后，由图5的分析结果可知，气流到达前端模块的速度明显增加，机舱热回流明显减少，冷凝器气流流量增加8.64%，散热器气流流量增加6.83%，中冷器流量增加5.14%。而且加装导流罩后，通过引导前端模块前部的气流顺畅流动，减少了混流，整车气动阻力系数由0.291减小至0.285。

发动机下护板开口后，冷凝器风速减小1.17%，中冷器风速增加2.05%，其原因在于部分舱内气流从发动机下护板通过，减小了机舱下半部分的内流阻力，从而中冷的冷却进风量会增大，而用于冷凝器部分由于周边压力减小，会有少量耗散，整车的风阻系数由于内流阻力减小，由0.285减小至0.284。目前主流的散热气流的出风位置除了在下护板上还可以有很多安置，如图6所示。散热口的形状设计，也可以通过导流优化方案来调整排气方向，最大限度减少机舱内湍流和对外流场的影响，如图7所示。

图5 相同截面风速矢量图分布对比

图6 散热气流出口位置

图7 散热口形状优化方案

5 结论

本文提出采用油泥模型在气动风洞中测试前端模块的风量标定热管理CFD模型的方法，在项目开发早期修正模型，提升了前端模块进气量的准确度。采用该方法能更准确地优化前端模块导流罩等对冷却系统有影响的零部件。对于机舱热保护而言，零部件的表面对流换热系数在前期就能获得较为准确的输入，提高温度场计算的准确度。该方法也能使发动机舱内流场的优化做到空气动力学性能和热管理性能的最佳平衡。

除了前端冷却模块的标定，热管理CFD模型标定可以调节的参数还有整车网格设置、流体边界层设定和湍流模型等，要获得更加准确的整车热管理CFD模型还需要大量的工程研究和对计算流体力学更加深入的理解。