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某轻型商用车机舱流场和冷却性能分析

摘要：本文利用软件STAR-CCM+对某轻型商用车机舱内部新旧布置方案的流场及冷却性能进行了分析，得到定性的可视化结果和定量的关键物理量结果，通过分析截面及换热器芯子表面速度和温度的分布，发现原方案存在严重的热气回流现象，降低了换热器的换热效率，新方案的冷却气流流量降低的同时温度也降低，根据仿真得到的发动机出水温度及中冷器出气温度判断新方案满足冷却系统性能要求。仿真方法在3种工况下关键温度的误差最大为3.8 oC左右，对设计工作具有一定的指导意义。
关键词：CFD；机舱流场；冷却系统；换热器

0. 前言
冷却系统的开发是汽车设计中关键内容之一，更紧凑的机舱布置，更高的发动机热负荷和更严厉的排放标准对冷却系统的设计提出了严峻挑战。
为判断车辆的冷却性能是否满足设计要求，通常需要进行整车转毂试验来验证，如果没有达到预期，多轮方案的重新设计及实施将会增加开发成本，甚至影响项目的开发进度。日益成熟的CFD仿真分析方法是一种低成本、高效率的设计开发手段，从仿真中可以得到试验难以捕捉到的丰富信息，用于定位问题关键点，有依据地评估并优化设计方案。
某轻型商用车为解决发动机“露缸”严重的问题，需要将发动机前移，使得冷却包的布置面临困难，新布置方案给冷却系统带来的风险需要进行评估。本文描述了使用软件STAR-CCM+对原方案和新方案进行仿真计算，将原方案试验和仿真结果进行对比，验证仿真方法的可信度，再对新方案的流场及关键温度结果进行分析，判断新方案的可行性。
1. 分析方法
本文选用三维仿真方法。相对于一维仿真，三维仿真可以捕捉速度、压力、温度等物理量在空间上分布的详细信息，如换热器芯子表面的风速分布和温度分布，更接近于实际情况，而不是简单的平均分布。对于参数无法直接表现其性能的方案改动，比如在散热器周围加挡板带来的影响，必须通过三维软件计算出流场才能准确评估。一维模型必须通过实车试验进行标定，而三维计算可以在整车试验之前完成仿真。
风扇和换热器分别通过MRF（Moving Reference Frames）模型和多孔介质（Porous Medium）
模型来模拟。对于换热器冷热两侧的换热计算，使用STAR-CCM+中的真实双流换热器模型
（Actual Flow Dual Stream Heat Exchanger Model）来完成。
用于定量评价的指标主要有发动机出水温度和中冷器出气温度。通过换热器的空气流量和换热器迎风面平均温度对换热器性能发挥有直接影响，也是需要关注的结果。
2. 计算模型与边界条件
2.1 计算模型
建立整车CFD计算模型，包括驾驶室、车厢、车架、悬架、车轮、发动机、变速箱、冷却系统、进排气系统、油箱、电池、储气筒等，尽量保持与实车一致（见图1）。

图1整车CFD计算模型

图2 原方案布置方式 图3 新方案布置方式
由于发动机的前移，新方案冷却包的布置方式发生改变，与原方案相比主要有以下区别（见图2、图3）：
1、 冷却包前移并倾斜；
2、 风扇轴由水泵轴下移至曲轴，同时风扇速比由1.35降低为1；
3、 护风罩重新设计；
4、 中冷器与散热器的相对位置发生改变。
使用切割体网格对模型进行划分，对关心区域和流动复杂区域进行网格加密，选择合适的网格大小以平衡计算精度和计算时间的关系，最终网格数量约为1600万（见图4）。

图4 网格模型
2.2边界条件
考察扭矩点、检查点和功率点三种工况下的冷却能力，边界条件见表1。根据供应商提供的散热器和中冷器数据，给定多孔介质的阻尼系数以及双流换热器模型的Q-Map（见图5）。为了简化问题，除了散热器和中冷器以外没有考虑其他热源的热效应。
表1 边界条件
发动机转速（r/min）
1400
1900
2500
车速（km/h）
25
25
25
环境温度（oC）
24.9
24.1
26.5
散热器散热功率（kW）
55.86
74.51
77.39
冷却液流量（l/min）
127.69
147.8
177.17
中冷器进气温度（oC）
165.8
173.2
183.9
中冷器流量 （kg/min）
6.34
8.93
12.11
风扇转速-原方案（r/min）
1890
2565
3375
风扇转速-新方案（r/min）
1400
1900
2500

图5 阻尼系数和Q-map
3. 计算结果分析
先将原方案的仿真结果和试验结果进行对标（见图6），可以看到散热器出水温度误差最大为3.8 oC，中冷器出气温度最大误差为3.7oC。考虑到发动机台架试验的数据，散热器、中冷器供应商提供的数据以及转毂试验的数据，都带有试验本身的误差，这样的精度可以接受。

图6 仿真与试验对标
用同样的方法对新方案进行仿真，将重点关注结果与原方案进行对比（见表2）。
新方案最大的一个劣势就是风扇转速大幅降低，这也是前期担心的主要风险。结果表明通过散热器和中冷器的空气流量的确都显著降低。但同时新方案冷却包的迎面风温度也有了明显的下降，这对提高换热效率十分有利。最终发动机出水温度只提高了0.5oC，依然满足冷却要求。根据中冷器的Q-Map可以发现，中冷器散热性能对冷却风量的敏感性不及散热器，所以风量的减少对其性能的影响有限，同时在迎面风温度下降至接近环境温度的情况下，出气温度大幅下降了10.4oC。
通过Y=0截面速度矢量图（见图7）可以看出，机舱内部流场比较复杂，多处存在涡流。风扇附近流场速度较大，由于风扇离发动机很近，吹出的风受到发动机的阻碍，向四周发散。
表2 2500r/min结果对比

新方案
原方案
变化
发动机出水温度（oC）
81.3
80.8
0.5
中冷器出气温度（oC）
56.3
66.7
-10.4
散热器空气流量（kg/s）
3.24
3.63
-10.7%
中冷器空气流量（kg/s）
2.45
2.98
-17.8%
散热器迎面风温度（oC）
38.1
41.1
-3.0
中冷器迎面风温度（oC）
29.2
35.8
-6.6
新方案中风扇下部没有受到发动机阻碍，所以更利于有组织地将热气流吹向地面，带走热量，改善机舱内的热环境。冷却气流流量对散热效果有直接影响，除了与风扇能力相关，也与机舱系统阻力相关。前端进风主要从保险杠以及保险杠与格栅间的空隙处流向冷却包，从速度矢量图中可以看到两条速度明显比周围大的路径，这也是阻力最小的流道。新冷却包的下移，减小了驾驶室地板对冷却包的阻碍，尤其中冷器完全摆脱了驾驶室地板的遮挡，同时冷却包的前移，缩短了与前端进气口的距离，减小了冷却包前方阻力，风扇与前端进气口的位置在Z方向上也更加对应，综上因素有利于更多气流通过冷却包，一定程度上弥补了风扇转速降低带来的负面影响。冷却包距离进气格栅、保险杠越远，越不利于前端进气，尤其在本试验中的低风速工况下，进气几乎完全依赖于风扇。

图7 Y=0截面速度矢量图@2500r/min
本次计算中只考虑了散热器和中冷器两个热源，气体导热能力不强，且没有考虑辐射换热，所以近似认为温度大于环境温度的地方都是热气流流到的地方，也就是说可以直观地通过观察温度云图判断气流通过冷却包后的流向。可以看到部分气流并没有能够顺畅地排出机舱外，而是带着热量返回到冷却包前方上部，降低了换热器的换热功率（见图8）。与原方案相比，新方案冷却包与地板之间的空间缩小，使得热气流回流余地变小，进而对冷却包的影响范围变小，对抑制热气回流起到了关键作用。可以看到新方案风扇周围的温度明显降低，而发动机下方的温度升高，是因为更多的热气流由此排出机舱外。

图8 Y=0截面温度云图@2500r/min
换热器冷却性能随着迎面风温度的升高而降低。观察原方案中冷器芯子表面空气温度，最高有60 oC（见图9），这明显是热气回流造成的。新方案一方面因为中冷器相对于散热器的位置下移，另一方面由于热气回流现象得到抑制，使得中冷器避开了冷却包上方的热气回流区域，所以中冷器芯子表面空气温度明显低于原方案。散热器布置在中冷器后方，所以散热器芯子表面的空气大多带着中冷器的散热量，因此温度相对较高，且两者高温区有一定对应性（见图10）。新方案散热器迎面风温度低一方面是由于前方的中冷器出气温度降低，另一方面是因为热气回流现象减弱。散热器尺寸比中冷器大，原方案散热器芯子下方位置没有被中冷器遮挡，外界气流直接流到散热器芯子表面，所以这部分温度更接近环境温度。

图9 中冷器芯子迎风面温度云图@2500r/min

图10 散热器芯子迎风面温度云图@2500r/min
散热器芯子表面风速高速区域分布基本与风扇的轮廓一致，可见风扇在散热器进风效果中起主导作用，另外因为受中冷器的阻挡，速度分布也可以看出中冷器的轮廓。中冷器离风扇较远，且中间有散热器的阻挡，速度分布相对平均，风扇效应不明显（见图11,图12）。根据速度云图也可以看出新方案的流量降低明显，虽然原方案中冷器中上部风速大，但其中主要是热气回流。
另两个工况点的结果也符合冷却要求，不再赘述。

图11散热器芯子表面速度云图@2500r/min

图12中冷器芯子表面速度云图@2500r/min
4. 结论
1、利用CFD仿真技术对机舱内部流场和温度场进行模拟，评价冷却系统性能是可行的；
2、三维仿真可以得到详细的流场信息，便于分析问题；
3、热气回流使得冷却气流温度升高，严重影响了换热器冷却性能的发挥；
4、新方案有利于减小系统阻力，抑制热气回流现象从而降低冷却气流温度，在冷却气流流量减少的情况下依然满足冷却要求。