任承欽，蔡德宏，劉敬平，樊明明

（湖南大學 汽車車身先進設計制造國家重點實驗室，湖南 長沙 410082）

汽車發(fā)動機艙熱流場的優(yōu)劣，直接影響到整車的運行效果和使用性能.在新車設計階段，了解影響機艙散熱的主要因素，掌握不同運行工況下機艙散熱特性，是一項非常重要的工作.通過實驗方法對機艙散熱性能進行分析[1］，需要耗費大量成本，且試驗條件苛刻，測試結(jié)果受客觀條件影響較大.文獻[2－3］采用了實驗與數(shù)值模擬相結(jié)合的方法，對整車流場及發(fā)動機冷卻系統(tǒng)進行了分析研究.文獻[4］采用CFD數(shù)值技術(shù)模擬機艙熱流場，準確分析了特定工況下機艙內(nèi)部散熱情況，但無法得到散熱性能隨工況的變化規(guī)律.作者運用STAR－CCM＋和GTCOOL商業(yè)軟件，通過實驗分析，建立機艙散熱系統(tǒng)的耦合模型，將發(fā)動機冷卻系統(tǒng)與機艙熱流場聯(lián)合求解，從而得出不同工況下機艙散熱性能.

機艙散熱主要依靠熱對流與熱輻射的作用.對于一般的機艙結(jié)構(gòu)，部件散失的大部分熱量依靠空氣對流作用帶走，因此本文主要考慮熱對流對機艙散熱性能的影響，分析對流換熱系數(shù)在不同運行工況下的特性規(guī)律.機艙內(nèi)空氣流量，對機艙散熱效果有顯著影響，合理的機艙結(jié)構(gòu)，能有效減少空氣漩渦，降低通風阻力，增強散熱性能.本文通過模擬分析，得出了機艙內(nèi)空氣流量隨工況變化的一般規(guī)律.

1 耦合方案

1.1 CFD模型

模型的建立需要基于以下2點假設：

1）忽略機艙散熱過程中輻射換熱；

2）空氣為常物性流體，定性溫度為周圍環(huán)境溫度.

利用UG軟件建立了后置式發(fā)動機艙的幾何模型，并對機艙內(nèi)部結(jié)構(gòu)進行了一定簡化，忽略了細小部件對流場的影響.運用STAR－CCM＋軟件，對幾何模型進行了網(wǎng)格劃分，并對機艙流場區(qū)域進行了局部加密，如圖1所示.

圖1 發(fā)動機艙網(wǎng)格局部加密Fig.1 The local refined mesh of engine cabin

由于機艙結(jié)構(gòu)的復雜性，空氣流動過程中存在大量邊界層分離、渦流等現(xiàn)象，流動處于紊流狀態(tài).本文采用可實現(xiàn)k－e兩方程模型[5］模擬機艙空氣流場.以來流空氣溫度為定性溫度定義空氣的物性參數(shù).散熱器和中冷器采用多孔介質(zhì)模型，設定熱流密度邊界條件.冷卻風扇作為－動量源項，采用Interface－Fan模型，定義－定轉(zhuǎn)速下風扇流量與壓頭之間的擬合關(guān)系式.

汽車運動方向為流場入口方向，模型中流場入口設定為Velocity－Inlet速度入口邊界，表壓為0 Pa.流場出口設定為Pressure－Outlet壓力出口邊界，表壓為0Pa.汽車流場上界面以及兩側(cè)面設定為滑移絕熱邊界，地面設定為無滑移絕熱壁面.在模型的建立、對標階段，根據(jù)實驗測得的數(shù)據(jù)，將機艙內(nèi)各散熱部件設為溫度邊界條件.在模型校驗和數(shù)據(jù)采集階段，通過與一維模型進行耦合計算，將散熱部件設為熱流密度邊界條件.

1.2 GT－COOL模型

GT－COOL一維模型用以模擬發(fā)動機冷卻系統(tǒng)運行情況.模型通過將發(fā)動機冷卻系統(tǒng)作為以管道、孔口等部件連接起來的一系列可控熱力系統(tǒng)的組合[6］，基于守恒及能量傳輸原理，計算各個部件的散熱情況.圖2為一維模型的簡化結(jié)構(gòu)圖，冷卻系統(tǒng)部件主要包括冷卻水套、散熱器、中冷器、風扇以及管道等部件.冷卻水套將發(fā)動機散失的余熱帶走，以使發(fā)動機運行在正常工作溫度范圍內(nèi).冷卻水套帶走的熱量通過散熱器散失到機艙空氣環(huán)境中.

圖2 機艙冷卻系統(tǒng)一維簡化模型Fig.2 The one－dimensional simplified model of engine cooling system

發(fā)動機冷卻系統(tǒng)中，除了散熱器向機艙空氣環(huán)境散熱外，管道及各個部件表面也以對流換熱的形式向機艙散失熱量.這部分對流散熱可以通過式（1）

計算出來.式（1）中：Tw為部件表面溫度；hm，Tm分別為需要事先確定的平均對流換熱系數(shù)和空氣主流溫度，可以通過CFD三維模型計算得出.

散熱器冷卻液側(cè)的換熱準則關(guān)聯(lián)式采用經(jīng)典的Dittus－Boelter公式[7］：

散熱器空氣側(cè)的換熱準則關(guān)聯(lián)式采用我國原六機械整理的實驗關(guān)聯(lián)式[8］：

其中：Rel，Reg為以相應流道當量直徑為特征尺寸的雷諾準則；Prl為冷卻液的普朗特準則數(shù).

模型中的風扇為軸流風扇，額定流量為4.8 m3/s，額定轉(zhuǎn)速為2 300r/s，壓頭400Pa.模型其他部件參數(shù)根據(jù)車型確定，一些部件參數(shù)需在模型對標過程中進行修正.

1.3 耦合計算

STAR－CCM＋三維模型所計算的機艙對流換熱系數(shù)及空氣主流溫度，是GT－COOL一維模型中各部件的換熱邊界條件.一維模型計算的散熱器散熱量、風扇流量等信息是三維模型重要的特性參數(shù).因此，要準確計算出機艙的實際散熱情況，就需要將一維和三維模型耦合起來，通過一定的迭代計算，得出熱流場和機艙散熱性能.

圖3為耦合計算的流程圖，從圖中可以看出，一維模型和三維模型之間需要經(jīng)過多次數(shù)據(jù)交換才能得到最終計算結(jié)果.

圖3 耦合計算流程圖Fig.3 The flow chart of coupling calculation

1.4 實驗對比

為了進一步論證耦合計算模型的合理性，利用實驗測得的數(shù)據(jù)，對耦合模型進行對比分析.汽車實際運行工況為：汽車上坡運動；道路坡度為1%左右，汽車行駛速度維持在15～17km/h，無風，空氣溫度為33℃，即306.15K.在耦合模型中，汽車運行在穩(wěn)定工況中，因此設定：道路坡度為1%，汽車速度16km/h，環(huán)境溫度306.15K.

表1列出了機艙不同部件表面平均溫度的實測與模擬結(jié)果.其中實測值是某個部件表面多個溫度測點的算術(shù)平均值，模擬值為部件表面面積平均值.如表1所示，由于實驗條件有限以及耦合模型本身一些參數(shù)信息的不確定性，模擬值和實測值之間存在一定的誤差，但總體而言模擬結(jié)果從一定程度上反映了機艙實際的運行情況.

表1 耦合模型校驗分析表Tab.1 The checking and analytical tabulation of coupling model

2 數(shù)據(jù)分析

2.1 機艙對流換熱系數(shù)

運用耦合模型，計算不同環(huán)境溫度、車速和道路坡度下機艙散熱性能，分析不同因素對平均對流換熱系數(shù)的影響.

道路坡度主要影響汽車發(fā)動機負荷，不會直接影響到機艙流場，因此可以忽略道路坡度對平均對流換熱系數(shù)的影響.圖4為不同環(huán)境溫度和車速下平均對流換熱系數(shù)的變化規(guī)律.

圖4（a）為一定車速條件下，平均對流換熱系數(shù)隨環(huán)境溫度的變化規(guī)律.當環(huán)境溫度改變時，換熱系數(shù)變化很小，環(huán)境溫度每改變10K，平均對流換熱系數(shù)變化不超過2W/（m2·K）.這說明，對于機艙這種大空間的對流換熱，環(huán)境溫度的改變，對平均對流換熱的影響是可以忽略的.

圖4（b）為平均對流換熱系數(shù)隨車速的變化規(guī)律.從圖中可以看出，機艙平均對流換熱系數(shù)隨著車速的增加而單調(diào)遞增.平均對流換熱系數(shù)在汽車低速工況變化較為劇烈，隨著車速的提高，平均對流換熱系數(shù)增加率趨于平緩.為了便于簡單的工程計算，圖4（b）給出了平均對流換熱系數(shù)與車速之間的冪函數(shù)擬合曲線，擬合公式為：

式中：v為車速，m/s；hm為平均對流換熱系數(shù)，W/（m2·K）.

圖4 不同車速和環(huán)境溫度下的平均對流換熱系數(shù)Fig.4 Averaged convection heat transfer coefficients in different ambient temperature and driving speeds

2.2 流量特性

為進一步研究機艙通風散熱性能，本文對機艙流量特性進行研究，分析機艙流動阻力與空氣流量之間的特性關(guān)系.由流體力學理論[9］可知，對于一定空間結(jié)構(gòu)的腔體，其空氣流量可由式（5）確定：

式中：Q為空氣流量，m3/s；η為速度系數(shù)；μ為空氣流量系數(shù)，對于一定結(jié)構(gòu)的機艙，μ為常數(shù)；A為入口特征面積，對于本模型的機艙，這里取A＝2.0 m2；ΔP為機艙進出口空氣總壓差，Pa；u為入口平均流速，m/s.

圖5（a）顯示了機艙入口空氣流量Q隨流速u的變化規(guī)律，流量隨流速的增大而增大，且流量與流速成良好的線性關(guān)系.對于實際的汽車機艙，測量機艙入口平均流速比較繁瑣.因此，需要對汽車速度v與機艙流量Q之間的特性做出分析研究.圖5（b）顯示了機艙入口空氣流量隨車速的變化規(guī)律，流量與車速同樣滿足良好的線性關(guān)系.這說明機艙入口空氣流速與車速成一定的比例關(guān)系.為了便于工程計算，本文以車速v為變量，研究車速與機艙流量的變化規(guī)律.通過數(shù)據(jù)擬合，得出機艙空氣流量與車速之間的經(jīng)驗計算公式：

式中：流量系數(shù)μ為0.380；v為車速，m/s.

圖5 機艙流量特性圖Fig.5 Characteristic diagram of engine cabin flux

3 機艙優(yōu)化

上述章節(jié)對機艙散熱特性進行了詳細的分析，為提高機艙散熱性能提供了設計指導.通過對機艙熱流場分析，調(diào)整機艙布置形式，加大機艙尾部通風格柵的流通面積，計算汽車高速工況下機艙散熱性能，并對機艙調(diào)整前后散熱性能進行對比分析.圖6給出了機艙結(jié)構(gòu)調(diào)整前后速度場的變化情況.表2列出了機艙結(jié)構(gòu)變化前后機艙平均以及部件局部對流換熱系數(shù)的變化情況.

從圖6可以看出：機艙結(jié)構(gòu)改變后，機艙迎風側(cè)流場均勻性得到一定程度的加強，空氣滯留現(xiàn)象有了一定程度的改善.但由于迎風側(cè)空氣流通性能的增強，而艙尾空氣排放仍受機艙結(jié)構(gòu)限制，空氣流過散熱部件到達艙尾后，來不及及時排出機艙，使得艙尾右側(cè)出現(xiàn)了較大的空氣回流.因此，還需要通過一些誘導措施促使機艙空氣及時排出，才能有效地提高機艙的通風散熱性能.

圖6 調(diào)整前后機艙速度云圖Fig.6 Velocity contour of unadjusted and adjusted layouts of engine cabin

由表2可知，機艙結(jié)構(gòu)調(diào)整后，機艙各部件表面換熱系數(shù)及平均表面對流換熱系數(shù)有明顯增加.這主要是因為在機艙迎風側(cè)，空氣流通性能得到了提高，機艙部件迎風表面對流換熱作用有了明顯增強.

表2 對流換熱系數(shù)對比表Tab.2 Comparison tabulation of convection heat transfer coefficient

4 結(jié) 語

建立了機艙散熱耦合模型，實驗對比分析表明：

1）模型計算結(jié)果與實測結(jié)果之間相對誤差在5%以內(nèi).

2）機艙散熱表面對流換熱系數(shù)的大小受環(huán)境溫度影響很小，一定結(jié)構(gòu)及布置形式的機艙，對流換熱系數(shù)大小主要由車速決定.

3）一定結(jié)構(gòu)及布置形式的機艙，空氣流量主要受車速影響.機艙空氣流量與車速滿足良好的線性關(guān)系.

4）改變機艙結(jié)構(gòu)后，機艙對流換熱系數(shù)和熱流場有明顯變化.由此說明，不同的機艙布置形式，對機艙對流換熱系數(shù)和流場有明顯影響.

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