商用车机舱热管理组合因素影响研究_胡兴军.pdf

第 50 卷 第 4 期2 0 2 3 年 4 月Vol.50，No.4Apr.2 0 2 3湖 南 大 学 学 报（自 然 科 学 版）Journal of Hunan University（Natural Sciences）商用车机舱热管理组合因素影响研究胡兴军，罗雨霏，金昕，郭鹏，耿亚林，兰巍，余天明（吉林大学 汽车仿真与控制国家重点实验室，吉林 长春 130022）摘 要：针对商用车低速爬坡工况，采用三维计算流体力学仿真分析对某厂商商用车发动机舱热管理进行研究，重点关注其影响冷却系统散热的机理.选取散热器通风量与出口温度作为试验目标，引入正交试验设计与Box-Behnken试验设计，根据响应面回归函数的建立，分析冷凝器与风扇的移动距离与护风罩尺寸的交互效应，并据此进行优化设计.提出一套适用于发动机舱热管理的试验设计与优化流程，为发动机舱内部冷却系统布置提供参考.研究结果表明：冷却系统在商用车机舱内部的布置影响内流场与温度场的分布情况，进而影响舱内散热特性.经过优化设计后，该商用车散热器通风量增加了 5.26%，同时出口温度降低了3.44%，机舱散热效率得到显著提高.关键词：热管理；商用车；响应面设计；数值计算中图分类号：U461.1 文献标志码：AResearch on Influence of Combined Factors on Thermal Management in Commercial Vehicle CabinHU Xingjun，LUO Yufei，JIN Xin，GUO Peng，GENG Yalin，LAN Wei，YU Tianming（State Key Laboratory of Automotive Simulation and Control，Jilin University，Changchun 130022，China）Abstract：Aiming at the low-speed climbing condition of a commercial vehicle，a three-dimensional hydrodynamics simulation method is used to study heat management in some commercial vehicle cabins.The mechanism of the heat dissipation influencing the coolant system is focused on.The ventilation rate of the radiator and the outlet temperature of the radiator are taken as the experimental targets.By introducing the orthogonal design and Box-Behnken experiment design method，combined with the establishment and analysis of the regression equation，the relationship between the moving distance of the condenser，the moving distance of the cooling fan，and the extension of the windshield are constructed and optimized.A set of experimental design and optimization processes suitable for engine room thermal management is put forward，which provides a reference for the layout of heat dissipation components in the engine room.The results show that the change in the position of the coolant systems in the commercial vehicle cabin affects the airflow state and temperature field，thus affecting the heat dissipation performance of the engine room.After optimization，the ventilation capacity of the commercial vehicle radiator is improved by 5.26%，the outlet temperature of the radiator is reduced by 3.44%，and the heat dissipation 收稿日期：2022-04-29基金项目：国家自然科学基金资助项目（51875238），National Natural Science Foundation of China（51875238）作者简介：胡兴军（1976），男，重庆人，吉林大学教授，博士 通信联系人，E-mail：文章编号：1674-2974（2023）04-0038-10DOI：10.16339/ki.hdxbzkb.2023152第 4 期胡兴军等：商用车机舱热管理组合因素影响研究efficiency of the engine room is significantly improved.Key words：thermal management；commercial vehicles；response surface fitting；numerical simulation随着货物运输要求的日益提高，商用车设计时需满足大载荷、大功率、高效率的要求，导致发动机舱内部结构紧凑且复杂，影响其散热性能1-2.因此，为商用车设计良好的冷却系统十分重要.1976年，Olson3通过试验指出车辆发动机散热器冷却性能与机舱内部气流分布密切相关.由于发动机舱结构复杂，试验无法精确获得某些散热数据4，因此，数值计算在该领域逐渐受到重视.1985年，Willoughby等5将有限差分法应用于 3D流体仿真分析，重点关注车辆前沿的湍流结构.Nobel等6-7，Chacko等8，Dube等9及张坤 10陆续对商用车机舱内部流场和冷却系统的散热特性进行了计算流体仿真分析，并提出改善内部气流流动状态的措施.随后，耦合仿真进入学者视野.GT-POWER、Flowmaster和Fluent软件的耦合使机舱热管理仿真计算结果更准确11.一维与三维仿真相结合成为提升机舱热管理结果准确性的热门方法12.Kumar等13提出将冷却水的进出温差作为评价商用车冷却性能的指标，并在一维仿真中将流体计算参数引入仿真策略，大大提升了计算效率与准确性.文献 14-15 也应用该策略提出适用于不同车辆的描述系统动力学、冷却效率与发动机性能的系统级策略，侧面印证了耦合方法的适应性.Kusano等16将卡尔曼滤波引入机舱热管理，以评估挖掘机机舱内流场.传统商用车热管理开发多依赖试验获得冷却性能数据，这会导致较高的经济成本与较长的试验周期.同时，单一冷却组件试验数据大多来自单一组件厂商，冷却系统作为一个整体，单一冷却组件的散热参数难以描述系统的整体性能状态，且由于商用车机舱内部结构复杂，布置紧凑，冷却系统整体散热性能难以通过试验评估.国内外针对商用车机舱热管理的仿真分析，多着眼于单一影响，缺少对影响因素间交互效应的综合考量.针对商用车在低速爬坡工况下散热性能不足的问题，对发动机舱内部进行流体计算仿真，探究机舱内流场及温度场以及一些散热组件位置对散热性能的影响，采用响应面函数对冷却系统布置进行优化，得出最佳因素水平组合.1 整车热平衡试验本文采用道路实验进行整车热平衡试验，来获得商用车工作时冷却系统的性能状况，从而判断发动机是否在适宜温度下正常运转.为了模拟下坡工况，测试条件选择发动机具有最大扭矩的行驶工况.此时，发动机平均转速为1 400 r/min，车辆行进速度为 30 km/h.测量的目标参数为冷却系统进出水温度，以及试验环境工况温度.热平衡试验方法参考汽车热平衡能力道路试验方法（GB/T 125422020）17.采用K型热电偶作为温度传感器，Fluke数据采集器作为数采设备.传感器位于散热器进出水管处，分别采集进出水温度，如图1所示.数据采集结果用于边界条件构建.试验目标选择 3个方面的数据，即散热器出口温度、入口温度和环境温度，每5 s采集一次数据，达到如下其中一个条件即停止试验：1）在8 min内冷却液温度变化在1 以内；2）冷却液温度高于最高许用温度，进行2次试验且2次试验间隔1 h，充分冷却并稳定系统.2次试验的温度特性曲线如图2所示.图2 温度特性曲线Fig.2 Temperature characteristic curve（a）温度传感器（b）数据采集器（c）安装位置图1 试验设备及安装Fig.1 Test equipment and installation39湖南大学学报（自然科学版）2023 年2 模型与求解设置2.1 几何模型及其简化采用某厂商重型卡车三维模型，为提高计算效率，在保留商用车机舱内部原始特征以及各冷却组件的原则下进行简化处理.图3为整车、冷却系统与发动机简化模型.2.2 网格策略计算域尺寸如图4所示.图4中L表示车长，W表示车宽，H 表示车高.整体车辆仿真计算域尺寸为11L9W7H（长宽高），此时阻塞比为 1.6%，满足美国汽车工程协会推荐的阻塞比小于5%的要求18.本文模型结构较为复杂，采用贴体性较好的三角形面网格，散热组件、进出水管道以及进气格栅等区域的网格较为精细.最终划分完成的面网格示意图如图5所示.采用切割体网格，对车身附近、机舱与冷却系统进行局部加密.为了模拟壁面边界层效应，在固体表面采用棱柱层网格.最终网格量为1 386万.商用车体网格及加密区示意图如图6所示.2.3 求解参数及工况设置采用STAR-CCM+进行商用车三维流体仿真计算.选用稳态湍流计算模型，物理模型采用三维定常不可压缩模型，控制方程选取RANS方程，湍流模型采用Realizable k模型19.计算域为速度进口，速度为30 km/h，出口采用压力出口条件，两侧及上部壁面采用对称面设置，即侧面法向梯度为0，选择移动地板，地板移动速度与车速保持一致，模拟实际情况下车身与地面的相对运动.本文三维仿真模拟的是环境温度为 40 低速爬坡条件下冷却系统的散热情况，研究时的工况点采用汽车处于最大扭矩时的相关参数.2.4 边界条件设置在汽车低速爬坡的工况下车身内外流线交互错杂，边界条件选取时需考虑耦合效应，分别对内流场与外流场采取不同的边界条件设置.首先是外部边界条件设置.外部环境为车辆相对空气做匀速直线运动，速度为30 km/h，外部温度为40.其次进行内部边界条件设置.发动机壁面设置为相对应的热边界条件.冷却风扇的模拟采用了MRF方法20-21.为提高计算效率，采用多孔介质模型处理冷凝器、中冷器和散热器芯部，该模型在动量方程的基础上增加了由黏性损失和惯性损失构成的源项，具体为22-24：pLh=-(Pi|v|+Pv)v（1）式中：Pi、Pv分别为多孔介质模型的惯性和黏性阻力系数，由试验数据拟合得到；v为流体的速度；Lh为换热器芯部厚度.使用最小二乘法对流经散热组件的气流速度及压降进行拟合，可以确定多孔介质模型中黏性阻力系数和惯性阻力系数，如表1所示.图4 计算域尺寸Fig.4 Dimension of the calculation domain（a）整车（b）冷却系统与发动机图3 简化模型Fig.3 Simplified model图6 体网格及加密区示意图Fig.6 Schematic diagram of the volume grid and densified area图5 面网格示意图Fig.5 Schematic diagram of the surface mesh40第 4 期胡兴军等：商用车机舱热管理组合因素影响研究发动机采用的换热形式主要是对流换热，将会产生热量部分设为温度壁面，散热组件设置为散热器模型.其中，采用Basic Dual Stream模型来模拟换热器，该模型可以较为精确地模拟冷却液流动状态和气流流动情况.散热器性能用散热量来表征，不同车速及冷却液流量下散热器性能试验数据如表2所示.本次仿真探究的工况为发动机最大扭矩，冷却系统内部冷却液的流量为4.444 kg/s，再对各风速下试验测得的散热器散热量与散热器冷却液质量流量进行函数拟合，得到各风速下散热器散热量，表3为q=4.444 kg/s时散热器散热量.换热器的模拟还需要设置各工况点下冷却液吸收的热量Qw，该值受发动机输出功率、传动等诸多条件影响，因此采用以下方法来对Qw进行近似计算25.Qw=mgeNehn3 600（2）式中：m表示发动机由于工作而产生的热量占燃油燃烧产生的总能量的比例（常用的柴油发动机比例一般为0.160.23，本文取0.21）；ge为柴油发动机的燃油消耗率，kg/(kWh)；Ne为柴油发动机功率，kW；hn为柴油的热值，kJ/kg，本文取41 870 kJ/kg.重型卡车的柴油发动机在最大扭矩工况下的燃油消耗率为 0.186 kg/(kWh)，且此时的功率为 265 kW，冷却液散热量为129 kW.同理，中冷器吸收的热量为43 kW，冷凝器吸收的热量为13 kW.此外，为保证温度仿真的准确性，在仿真中需要考虑发热部件的产热情况，将其设为温度壁面，如图7所示.2.5 监测平面设置在发动机机舱内部，流场流速以及流场状态分析较为复杂，为使研究更加直观，在仿真模型的水平与竖直方向共设置6处监测平面，各平面位置如图8所示.其中，Y=0截面近似处在机舱中轴处，能够观察到发动机以及发动机盖中侧流场情况；Y=0.3截面在左侧，能够观察涡轮周边流场情况；Y=-0.3截面位于机舱右侧；Z=-0.3截面可以观察下进气格栅高度流场情况；Z=-0.1截面则通过格栅上方橡胶条；Z=0.15截面可以观察上进气格栅高度流场情况.此外，6处平面除Z=0.15外，其他截面均可以观测主要散热组件相对应区域流场情况.（a）正视图 （b）轴测图图8 截面位置示意图Fig.8 Schematic diagram of section position表1 散热组件多孔介质参数Tab.1 Porous media parameters of the cooling components散热组件散热器中冷器冷凝器惯性阻力系数66.15011.437464.720黏性阻力系数397.040138.636586.740 （a）发动机侧视图 （b）发动机俯视图图7 温度壁面设置部位Fig.7 The position of the temperature wall表2 散热器散热量试验结果Tab.2 Test results of heat dissipation of radiators车速V/（ms-1）4567810不同冷却液流量（Lmin-1）对应的散热量/kW140135.03156.89176.96191.47207.03231.46200141.57166.43198.33213.84231.58259.48280154.27180.87204.33232.59251.61183.56表3 散热器散热量（q=4.444 kg/s）Tab.3 Heat dissipation of radiator（q=4.444 kg/s）质量流量/（kgs-1）2.898 7993.623 4994.348 1995.072 8995.797 5987.246 998散热量/kW151.87178.33205.11230.34249.28280.6041湖南大学学报（自然科学版）2023 年3 分析与讨论3.1 三维仿真结果与试验对比为验证仿真模型以及仿真过程的正确性，将道路热平衡试验结果与仿真得到的温度数据进行对比，试验选取的工况为最大扭矩点处，冷却风扇的转速 设 为 1 400 r/min.两 次 试 验 平 均 环 境 温 度 为21.7，选择数据采集时后8组数据进行平均，得到对应试验的散热器出入口温度，再将两次试验数据进行平均，得到用于与仿真对标的数据.试验结果与仿真结果如表4所示.对比试验和仿真数据，仿真得到的散热器入口温度比平均试验高4.4，误差为4.93%；仿真得到的散热器出口温度比平均试验高 1.75，误差为2.05%.误差均满足工程实际需要，验证了仿真模型和仿真过程的正确性.3.2 流场分析图9为机舱内外速度流线图，图10为速度分布云图.紧凑复杂的机舱内环境导致内流场整体速度偏低，分布不均匀.迎面气流经车头部位，部分经前围进入机舱内部，部分则向两侧分流，沿车体流向后部.内部流线及速度云图显示，除了大部分从格栅进入的气体外，还有部分经驾驶室下部进入机舱内部.这些用于散热的气流大都流经冷却系统后到达发动机处.很大一部分随后流出，这部分经发动机流出的气体是带走热量的关键所在.其中一部分分布在冷却系统四周，不直接参与对流换热，主要集中于 12 m/s以内的低速区，另一部分21 m/s以内的高速区气体主要来自冷却系统，经风扇作用后加速抵达发动机.但仍有部分残余回流现象，在机舱内滞留部分热量，导致机舱内温度分布不均.3.3 机舱内温度分布发动机舱内部结构紧凑复杂，在低速爬坡工况下，舱内易形成局部高温区.如图11所示，图11（a）、11（b）分别显示机舱内两种温度范围相对应的温度区域.从图11（a）可以发现，散热风扇和发动机之间温度较高，主要是因为对流换热吸收热量后的冷却空气温度升高，通过风扇引导吹向发动机，因此该区域长时间有高温气流通过，并且有少部分高温气流撞击发动机机舱内阻碍物后发生回流，滞留在机舱内部区域，导致该区域温度较高.从图11（b）可以发现发动机两侧温度分布不均匀，因为发动机在运作时涡轮需要运作增大进气量，这也导致涡轮温度升高，而涡轮处于发动机左侧位置，因此直接导致机舱内部左侧区域的平均温度高于右侧.3.4 散热组件之间的相互影响图12、图13为冷却系统各散热组件表面速度分布图以及温度分布图.其中，图12（a）、12（b）、12（c）表4 三维仿真与试验结果对比Tab.4 Comparison of simulation and test results试验类型第1次试验第2次试验平均试验仿真入口温度/88.6089.8089.2093.60出口温度/84.9085.9085.4087.15 （a）轴测图 （b）俯视图图9 机舱内外速度流线图Fig.9 Speed streamline diagram inside and outside the engine room（a）012 m/s（b）1221 m/s图10 速度分布云图Fig.10 Cloud chart of the velocity distribution （a）100150 C （b）40100 C图11 机舱内温度分布Fig.11 Temperature distribution in the engine room42第 4 期胡兴军等：商用车机舱热管理组合因素影响研究与图13（d）、13（e）、13（f）分别为冷凝器、中冷器、散热器的迎风表面.冷凝器位于最前端，外界沿进气格栅进入机舱内的冷却气流最先流过冷凝器，因此冷凝器表面温度较低，受到气流的冲击，表面气流速度分布不均匀.并且冷凝器表面温度分布也不均匀，因为其内部冷却媒介由下向上流动，下部吸收了热量的温度较高的介质流经冷凝器后，温度降低，因此下部温度比上部高，如图13（d）所示.中冷器位于三者中间，其上部区域气流速度较低，因为经过冷凝器流入的气流冲击该区域表面而发生分离，流速降低；中部区域速度较低且分布均匀，温度较高，这是因为冷却气流在通过中冷器后，在其内进行对流换热吸收热量，温度升高，流速降低；下部区域速度较高，因为部分从驾驶室底部进入的气流直接流向该区域.散热器位于最后端，气流在流过冷凝器和中冷器后速度较低，速度分布也较均匀，同时冷却气流在其内部与冷却液进行对流换热吸收大部分热量，导致散热器后侧表面温度明显高于前侧 如图13（a）与13（b）所示.由于从散热器排出的气流温度较高，为避免影响发动机性能，需要及时将气流排到外界.发动机舱内部环境温度对发动机性能影响极大，如果温度过高，其内部零部件工作中磨损以及破坏的可能性增大，因此要合理控制内部环境温度.空气流量是影响冷却系统散热性能的重要因素，流量越大，气流与冷却液间的换热越充分，散热性能越好.选取散热器冷却液进出口处冷却液温度以及流过各散热组件的空气质量流量作为冷却系统冷却性能的评价指标.表5所示为本次初始研究中，卡车在低速爬坡工况下流过各散热组件的空气质量流量，此时散热器的入口冷却液温度为113.12，出口温度为106.29.4 机舱散热影响因素研究研究各散热组件位置改变对冷却系统散热性能的影响，具体影响因素包括冷凝器位置改变、风扇位置改变以及风扇护风罩相对尺寸，图14为机舱内部各散热组件大致位置关系.4.1 正交试验方案设计正交试验设计是用少部分样本点来表征整个设计空间的设计方法，选取的样本点分布均匀，且具有可比性，便于后续析因分析.选定三个试验因素为冷凝器的法向移动距离、风扇法向移动距离和护风罩尺寸的伸长量，分别记为A，B，C.每个因素设置三水平，其中A、B因素正负是以卡车原始散热组件位置为基准，在车身坐标系下的移动距离，而护风罩伸长量C的 （a）散热组件整体（正向）（b）散热组件整体（反向）（c）风扇 （d）冷凝器 （e）中冷器 （f）散热器图13 散热组件表面温度Fig.13 Surface temperature of heat dissipation assembly表5 散热组件空气流量 Tab.5 Airflow rate of heat dissipation assembly kg/s散热组件空气流量冷凝器1.044 3中冷器2.889 1散热器3.130 6 （a）冷凝器 （b）中冷器 （c）散热器图12 散热组件表面速度Fig.12 Surface velocity of heat dissipation assembly图14 散热组件相对位置Fig.14 Relative position of heat dissipation assembly43湖南大学学报（自然科学版）2023 年正负则是表示其尺寸的伸长和缩短.正交试验设计选取散热器的通风量来评价冷却性能（见表6）.考虑到本次试验为三因素三水平正交试验，根据经验这里选取L9(34)正交表.表7即为本次正交试验表头，其中e为误差项.正交试验设计如表8所示.4.2 正交试验结果分析根据表 8中试验因素与水平数进行设置，得到每组仿真的散热器通风量，结果如表9所示.对正交试验仿真结果进行极差与方差分析，确定三个影响因素对冷却性能影响程度的主次关系，进而找出最优组合.表10和表11分别为散热器通风量极差分析表和方差分析表.表 11 中，S为离差平方和，f为自由度，s/f为均方，F表示因素对于散热器通风量的显著性水平，查表可知F0.25(2，2)=3.0，F0.1(2，2)=9.0，F0.05(2，2)=19.0.图15为散热性能在各个不同试验因素、不同水平下的响应情况.影响散热器通风量的三个因素按影响程度从大到小排序为CBA，这里将影响程度大小简称为影响的主次关系.即，散热器通风量对护风罩的尺寸变化最为敏感，风扇的移动距离影响其次，影响最小的是冷凝器的位置变化.本次试验设计得到的最优组合方案为A3B3C2，即冷凝器向车头处移动20 mm，同时，冷却风扇也同方向移动10 mm，护风罩伸长10 mm.通过正交试验和方差、极差分析得出的最优组合在设计的水平范围内，但是通过方差分析可知，三个影响因素中护风罩尺寸变化对冷却性能的影响最为显 著，其 余 两 因 素 影 响 很 小.因 此，补 充 Box-Benhnken试验设计，结合响应面分析方法，进一步研究三种因素的显著性水平并得到最佳组合.4.3 响应面设计试验设计补充样本选择 Box-Behnken 方法，结合响应面法可以拟合出指标与变量之间非线性关系，有效减少试验次数26-27.Box-Behnken方法选定影响因素与正交试验设计保持一致，每个变量选择三个水平数，试验设计选取散热器的通风量来评价冷却性能.用于响应面的因素表与水平数如表12所示.Box-Benhnken试验设计共计17组方案，经仿真分析后计算各样本的响应值.Box-Benhnken带响应的样本空间如表13所示.完全二阶多项式响应面法28原理是根据二阶多项式函数进行拟合回归分析，并利用响应函数通过试验因子来估计响应值.采用二次多项式拟合模型，进行响应面方差分析的结果如表14所示.该模型的F值为12.60，p值为0.001 5，p值远小于0.05，失拟项的p值大于0.05，表明此二次多项式模型误差满足要求，显著性较好，模型可用.由表14分析结果可知，B、C、BC、C2的p值均小于0.1，显著性水平高，A、AB、AC的p值分别为0.517 3、表6 正交试验因素水平表Tab.6 Factor level of the orthogonal test因素水平123冷凝器移动距离A/mm101520风扇移动距离B/mm0510护风罩伸长C/mm-10010表7 正交试验表头Tab.7 Orthogonal test meter因素列号A1B2C3e4表8 正交方案设计Tab.8 Orthogonal scheme design试验序号123456789因素A111222333B123123123C123231312e123312231表9 正交试验结果Tab.9 Orthogonal test results试验序号123456789因素A111222333B123123123C123231312e123312231散热器通风量/（kgs-1）3.186 33.243 83.126 13.203 53.121 23.171 93.108 33.183 23.295 144第 4 期胡兴军等：商用车机舱热管理组合因素影响研究0.837 1、0.790 7，显著性水平较低.经过方差分析对各因素显著性水平进行排序，为BCA.根据表 14 中试验数据，拟合得到二次回归方程：R=3.079 93+0.018 053 A+0.001 731 B-0.006 815 C+0.000 089 AB+0.000 057 AC+0.000 874 BC-0.000 583 A2+0.000 449 B2-0.000 791 C2 （3）图16为二次多项式拟合函数的残差，散点表示实际响应值，曲线表示拟合函数模型.当散点与曲线的重合度较高时，说明采用的拟合模型具有较高的精度，但该方程只能在确定各因素及水平后估计响应值，不能表征各个因素之间的相对响应情况，因为二次拟合方程中每一项的系数均经过缩放处理，同时二次回归方程的截距中心也不能代表设计空间的中心.图17（a）、17（b）、17（c）分别为考虑因素A和因素B交互作用，因素A和因素C交互作用，因素B和因素C交互作用的响应曲面.分析图17（a），当冷却风扇位置固定时，冷凝器位置变化对散热器通风量影响很小.同理，分析图17（b），当护风罩伸长量不变时，冷凝器位置变化几乎不改变散热器通风量，而当冷凝器的布置位置不变时，冷却性能随着护风罩尺寸的增大，先增大后减小，在C=0时，出现响应峰值.分析图17（c）可知，护风罩尺寸处于最大时，风扇的表13 Box-Benhnken试验设计方案及响应值Tab.13 The design scheme and response value of the Box-Benhnken test序号1234567891011121314151617冷凝器移动距离/mm1515151515151520102010152010201015风扇移动距离/mm550105051010501055055护风罩伸长量/mm00-10-1001000010010-10100-100散热器通风量/（kgs-1）3.248 13.259 63.185 33.169 93.230 63.099 13.236 53.295 13.269 43.122 53.194 83.258 63.181 23.117 93.211 63.188 13.255 6图15 试验因素水平、均值趋势图Fig.15 Trend chart of test factor level and mean value表10 散热器通风量极差分析Tab.10 Range analysis of ventilation range of radiator因素ABCey19.556 29.498 19.541 49.602 6y29.496 69.548 29.742 49.524 0y39.586 69.593 19.355 69.512 8-y13.185 43.166 03.180 53.200 9-y23.165 53.182 73.247 53.174 7-y33.195 53.197 73.118 53.170 9R0.030 00.031 670.128 90.029 9表11 散热器通风量方差分析Tab.11 Variance analysis of radiator ventilation因素ABCeS0.001 397 690.001 5060.024 9490.001 596f2222s/f0.000 698 6840.000 7530.012 6910.000 861F0.875 334 7850.943 176 15.628 18最优组合A3B3C2表12 响应面分析因素与水平Tab.12 The factors and levels of the response surface analysis水平-101冷凝器移动距离/mm101520风扇移动距离/mm0510护风罩伸长量/mm-1001045湖南大学学报（自然科学版）2023 年布置位置对冷却性能影响显著，而当冷却风扇布置位置不变时，同冷凝器相似，护风罩尺寸增大，响应值也是先增大后减小.选取散热器最大通风量为目标函数进行寻优，在取值范围内得到最佳方案为A=20 mm、B=10 mm、C=10 mm，该方案下散热器通风量为3.295 1 kg/s，相对初始方案增大了5.26%，此时散热器冷却液出口温度为102.63，相较初始方案降低了3.44%.5 结 论1）机舱外部气流通过前围进气格栅进入内部后，一部分流经冷却系统，经后部风扇向外部排出，其余部分不直接接触散热组件，从四周绕流.前一部分气流与冷却液进行换热，在机舱散热中起着重要作用.2）各散热组件位置对机舱内冷却性能的影响中，冷却风扇位置影响最大，护风罩伸长量其次，影响也较为明显，而冷凝器位置则影响很小.风扇与冷凝器向前与护风罩缩短移动会对散热性能有正面影响.考虑交互作用，则风扇位置和护风罩伸长量改变的交互作用影响较为显著.3）通过正交试验与响应面函数，对该商用车冷却性能改善最佳的组合方式为：将冷凝器向前部移动20 mm，将风扇向前移动10 mm，护风罩尺寸伸长10 mm.经优化设计后散热器通风量相较初始方案增加了5.26%，冷却液出口温度则降低了3.44%.参考文献1谷正气汽车空气动力学 M 北京：人民交通出版社，2005：179-191GU Z QAutomobile aerodynamics M Beijing：China Communications Press，2005：179-191（in Chinese）2TORREGROSA A J，BROATCH A，OLMEDA P，et alAssessment of the influence of different cooling system configurations on engine warm-up，emissions and fuel consumptionJ International Journal of Automotive Technology，2008，9（4）：447-4583OLSON M E.Aerodynamic effects of front end design on automobile engine cooling systemsJ.SAE Transactions，1987，85：883-892.4NG E.Vehicle engine cooling systems：assessment and improvement of wind-tunnel based evaluation methodsD.Melbourne：RMIT University，2002：41-68.5WILLOUGHBY D A，WILLIAMS J，CARROLL G W，et al A （a）AB （b）AC（c）BC图17 交互作用响应曲面Fig.17 The response surface of the interaction图16 拟合模型残差曲线Fig.16 The residual curve of the fitting model表14 二次曲线方差分析Tab.14 Quadratic curve analysis of variance方差来源整体模型ABCABACBCA2B2C2残差失拟项纯误差总离差均方和0.049 30.000 20.011 40.002 00.000 00.000 00.007 60.000 90.000 50.026 30.003 00.002 40.000 60.052 3自由度911111111173416均方值0.005 50.000 20.011 40.002 00.000 00.000 00.007 60.000 90.000 50.026 30.000 40.000 80.000 2F值12.600.464826.264.590.045 60.076 117.592.061.2260.585.33p值0.001 50.517 30.001 40.069 30.837 10.790 70.004 10.194 50.305 90.000 10.069 9是否显著显著不显著46第 4 期胡兴军等：商用车机舱热管理组合因素影响研究quasi-three-dimensional computational procedure for prediction of turbulent flow through the front-end of vehicles C/SAE Technical Paper Series400 Commonwealth Drive，Warrendale，PA，United States：SAE International，1985：1985-02-016NOBEL T P，JAIN S KA multi-dimensional approach to truck underhood thermal management C/SAE Technical Paper Series400 Commonwealth Drive，Warrendale，PA，United States：SAE International，2001：2001-01-27857NOBEL T P，JAIN S K.Improving Truck Underhood