李小華+余顯忠+姜瓊

作者簡(jiǎn)介： 李小華（1981—），男，湖北武漢人，碩士，研究方向?yàn)橛?jì)算流體力學(xué)，(Email)lixh_8159@163.com0引言

隨著新排放法規(guī)的實(shí)施以及新技術(shù)、新設(shè)備的應(yīng)用，機(jī)艙內(nèi)冷卻系統(tǒng)的散熱問題已經(jīng)成為國(guó)內(nèi)外研究的熱點(diǎn)問題.為減少整車開發(fā)周期、降低樣車試驗(yàn)費(fèi)用，需要在整車開發(fā)過程中采用CFD數(shù)值仿真方法對(duì)冷卻系統(tǒng)的散熱性能進(jìn)行分析.傳統(tǒng)的分析方法多對(duì)機(jī)艙內(nèi)眾多的零部件進(jìn)行簡(jiǎn)化分析，導(dǎo)致艙內(nèi)流場(chǎng)的解析精度降低，而且在冷卻系統(tǒng)與外界的熱交換處理上存在計(jì)算精度不高的問題.基于格子波爾茲曼方法的求解方法更適合于具有復(fù)雜幾何特征的機(jī)艙內(nèi)流場(chǎng)問題.基于此方法，國(guó)外已進(jìn)行過較多的機(jī)艙散熱分析，為研究機(jī)艙冷卻系統(tǒng)散熱提供有效的途徑.［13］在國(guó)內(nèi)，基于傳統(tǒng)流體分析方法的研究［45］較多，基于格子波爾茲曼方法的機(jī)艙散熱研究的相關(guān)文獻(xiàn)［6］較少.本文的研究模型保留整車模型和機(jī)艙內(nèi)所有元件的詳細(xì)特征，考慮散熱系統(tǒng)溫度的影響，模擬機(jī)艙內(nèi)速度和溫度的分布，并根據(jù)機(jī)艙內(nèi)流場(chǎng)的分布分析冷卻空氣對(duì)冷卻系統(tǒng)的影響，找出主要原因，提出優(yōu)化方案，有效改善冷卻系統(tǒng)散熱能力.

1數(shù)學(xué)模型

處理機(jī)艙內(nèi)復(fù)雜幾何細(xì)節(jié)是艙內(nèi)流場(chǎng)模擬分析的難點(diǎn).傳統(tǒng)的NS求解方法采用有限體積法離散流場(chǎng)域，對(duì)流場(chǎng)域內(nèi)網(wǎng)格的質(zhì)量和尺寸控制要求較高，復(fù)雜的幾何細(xì)節(jié)可能導(dǎo)致單元嚴(yán)重扭曲，影響計(jì)算精度，甚至產(chǎn)生計(jì)算不收斂的現(xiàn)象.因此,一般不對(duì)機(jī)艙內(nèi)的幾何細(xì)節(jié)進(jìn)行模擬，而是進(jìn)行一定程度的簡(jiǎn)化，影響艙內(nèi)流場(chǎng)模擬的準(zhǔn)確性.但是，這仍然存在反復(fù)調(diào)整網(wǎng)格的問題，勞動(dòng)強(qiáng)度大、周期長(zhǎng)，需要使用者具有熟練的網(wǎng)格處理技巧.

格子波爾茲曼方程不同于NS方程，不需要額外的壓力校正方程作為質(zhì)量、動(dòng)量和能量方程的補(bǔ)充，因此其數(shù)值求解更有效率、更健壯，并體現(xiàn)在可以使用更大數(shù)目的網(wǎng)格單元上.基于格子波爾茲曼方程的流體求解方法在處理邊界層上有進(jìn)一步的改進(jìn)，表面網(wǎng)格更靈活，可與周圍的體網(wǎng)格進(jìn)行交互.這種處理方式可以保有復(fù)雜形狀表面的細(xì)節(jié)而無須簡(jiǎn)化.

采用格子波爾茲曼方法模擬流體流場(chǎng)，近年來已取得長(zhǎng)足發(fā)展［79］，本文對(duì)此方法做簡(jiǎn)短描述.

格子波爾茲曼方程的表達(dá)式為t f+v?fx=Θ(1)式中：v為速度概率分布函數(shù)；Θ為碰撞算子.在格子中，此方程可展開成fi的代數(shù)式fit+Δt,x+eiΔt=fit,x+Θit,x (2)其中： Θit,x=－Δtτfit,x－feqit,x (3)式中：τ為松弛時(shí)間以及格子平衡分布函數(shù)，feqi為速度的函數(shù)feqit,x=tp1+ei,αei,βc2s+uαuβ2c2sei,αei,βc2s－δα,β(4)通過分布函數(shù)的定義，水力參數(shù)比如密度和速度可以表示為 ρt,x=ifit,x (5)

ut,x=1ρt,xfit,xei(6)格子波爾茲曼茲曼求解器執(zhí)行質(zhì)量和動(dòng)量守恒定理，使在所有狀態(tài)i下的碰撞項(xiàng)總和為0，即iΘt,x=0

iΘt,xei=0(7)湍流的影響可用基于RNG方程修改的kε模型建立.ρdkdt=1σxμ+μtkx+P－ρε (8)溫度的變化可通過求解偏微分方程獲得. ρcpdTdt=xμcpPr+μtcpPrtTx+Q (9)2物理模型

2.1分析模型

汽車在道路上行駛時(shí)，冷空氣主要從前保險(xiǎn)杠的上、中格柵進(jìn)入發(fā)動(dòng)機(jī)艙，然后從汽車后方流出.為準(zhǔn)確模擬氣流流經(jīng)機(jī)艙的路徑，建立整車模型.機(jī)艙內(nèi)部的幾何模型以及前保險(xiǎn)杠模型的幾何細(xì)節(jié)不簡(jiǎn)化，建立詳細(xì)的發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻系統(tǒng)模型，見圖1.

圖 1發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻系統(tǒng)

Fig.1Cooling system of engine

在網(wǎng)格劃分時(shí)要注意網(wǎng)格與幾何面之間的貼合程度要高.為準(zhǔn)確模擬機(jī)艙內(nèi)復(fù)雜的流場(chǎng)結(jié)構(gòu)，對(duì)前保險(xiǎn)杠格柵、發(fā)動(dòng)機(jī)及其冷卻系統(tǒng)和風(fēng)扇等重要元件周圍的網(wǎng)格加密，從而提高計(jì)算精度.冷卻系統(tǒng)周圍網(wǎng)格單元最小單元尺寸為1.25 mm.計(jì)算域網(wǎng)格的生成由軟件自動(dòng)完成，無須人工干預(yù)，最終生成的有效體網(wǎng)格數(shù)量為9 000萬個(gè).

2.2邊界設(shè)置

為模擬汽車在實(shí)際路面上的行駛情況，將整車模型置于數(shù)字風(fēng)洞模型中，入口邊界為90 km/h的速度邊界，出口為壓力邊界，風(fēng)扇和輪胎均以MRF方式設(shè)置為旋轉(zhuǎn)壁面邊界，路面設(shè)定為移動(dòng)壁面.除模擬流場(chǎng)外，建立流場(chǎng)與熱交換器間的熱傳遞模型.采用一維工具耦合流經(jīng)換熱器內(nèi)部的冷氣介質(zhì)和流經(jīng)外部的冷氣空氣間換熱的計(jì)算過程.該計(jì)算方法把換熱器內(nèi)部的流動(dòng)當(dāng)作一維流動(dòng)處理，對(duì)內(nèi)部流場(chǎng)分布進(jìn)行必要簡(jiǎn)化，只模擬熱交換器沿氣流方向的熱傳播過程.邊界參數(shù)見表1.

表 1邊界參數(shù)

Tab.1Boundary parameters環(huán)境溫度/℃43車速/(km/h)90右側(cè)風(fēng)扇轉(zhuǎn)速/(rad/min)2 550左側(cè)風(fēng)扇轉(zhuǎn)速/(rad/min)2 503散熱器冷卻液流量/(kg/s)1.33散熱器上水室溫度/℃108 中冷器冷氣介質(zhì)流量/(kg/s)0.106 中冷器入口溫度/℃168 冷凝器散熱量/kW12.9

熱交換器均用多孔介質(zhì)模擬，通過試驗(yàn)獲取的速度壓降關(guān)系獲得熱交換器的空氣特性參數(shù)，并通過達(dá)西定律對(duì)試驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行校正.采用耦合一維工具模擬熱交換器內(nèi)側(cè)熱量與外側(cè)空氣間的換熱過程，在計(jì)算過程中所使用的傳熱系數(shù)通過試驗(yàn)數(shù)據(jù)轉(zhuǎn)換得到.由于測(cè)量誤差,導(dǎo)致傳熱系數(shù)在測(cè)值點(diǎn)上可能存在5%的誤差，需要通過數(shù)據(jù)處理消除.一般通過2種插值方法對(duì)實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行擬合計(jì)算，散熱器實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)擬合采用雙線性內(nèi)插法［10］效果較好，見圖2.

圖 2傳熱系數(shù)曲線

Fig.2Heat transfer coefficient curves3結(jié)果分析和優(yōu)化

3.1分析和實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證

在分析發(fā)動(dòng)機(jī)艙散熱時(shí)，將發(fā)動(dòng)機(jī)處于最惡劣工作環(huán)境的額定功率點(diǎn)工況作為輸入工況.在64核CPU服務(wù)器上提交計(jì)算，模型運(yùn)行30 000時(shí)間步后開始一維工具耦合，然后每隔5 000時(shí)間步進(jìn)行一次耦合，全部計(jì)算時(shí)間約5 d.

進(jìn)入散熱器的冷卻介質(zhì)溫度是最重要的計(jì)算參數(shù)，按照目標(biāo)值設(shè)定為輸入?yún)?shù).在得到實(shí)驗(yàn)參數(shù)時(shí)將實(shí)測(cè)值代入一維工具中進(jìn)行耦合計(jì)算，得到的散熱器冷卻介質(zhì)出口溫度與實(shí)測(cè)值僅相差0.1 ℃，見表2.

表 2分析結(jié)果與實(shí)驗(yàn)結(jié)果對(duì)比

Tab.2Comparison of analysis results and experiment results℃性能參數(shù)分析值實(shí)驗(yàn)值散熱器上水室溫度109.6109.6散熱器下水室溫度102.0101.9

計(jì)算值與實(shí)驗(yàn)值吻合非常好.機(jī)艙內(nèi)幾何模型解析度越高，對(duì)機(jī)艙內(nèi)流場(chǎng)和通過換熱器的空氣質(zhì)量流率的預(yù)測(cè)就越準(zhǔn)確，因而對(duì)冷氣介質(zhì)出口溫度的預(yù)測(cè)也越準(zhǔn)確.由于采用精細(xì)模型所消耗的計(jì)算時(shí)間太長(zhǎng)，不利于及時(shí)得到分析結(jié)果并對(duì)優(yōu)化方案進(jìn)行評(píng)估.因此，在完成基礎(chǔ)車與實(shí)驗(yàn)車的對(duì)標(biāo)后，需要對(duì)基準(zhǔn)分析車型的精細(xì)度進(jìn)行一定程度的縮減,在保證計(jì)算精度在可接受范圍內(nèi)的基礎(chǔ)上縮短計(jì)算周期.通過縮減可以將計(jì)算時(shí)間控制在2 d左右，工作效率大大提升.

3.2結(jié)果分析

由圖3(a)可知，氣流加速通過中網(wǎng)進(jìn)入冷凝器及散熱器，由于受前面橫梁的影響，氣流向上、下分離，并形成偏角；從上隔柵進(jìn)入發(fā)動(dòng)機(jī)艙的氣流由于受到上隔柵形狀以及導(dǎo)流板角度的影響，進(jìn)入艙內(nèi)的速度較低，在前保險(xiǎn)杠后、上隔柵與中隔柵之間的區(qū)域形成較大的渦流，對(duì)進(jìn)入冷卻系統(tǒng)的空氣流量影響較大.同時(shí)，散熱器支架與周圍零部件間由于密封不嚴(yán)而存在一定程度的流體泄露，也會(huì)影響進(jìn)入冷卻系統(tǒng)的空氣流量.由于中冷器置于前保險(xiǎn)杠下端，氣流經(jīng)過前保險(xiǎn)杠下端后不易進(jìn)入中冷器，因此在中冷器前面加導(dǎo)流裝置，將流經(jīng)前保險(xiǎn)杠的高速氣流引導(dǎo)到中冷器.（a）基準(zhǔn)車

（b）優(yōu)化方案

圖 3截面速度分布對(duì)比,m/s

Fig.3Comparison of crosssection velocity distribution, m/s

3.3優(yōu)化方案

針對(duì)以上問題，在可接受的設(shè)計(jì)范圍內(nèi)，提出格柵造型優(yōu)化、格柵開口優(yōu)化和艙內(nèi)密封優(yōu)化等方案以及各種組合方案，選取其中效果最好的一種方案，見圖3(b)：上格柵開口面積增大20%，調(diào)整格柵的形狀和角度到比較合理的范圍，對(duì)牌照與上格柵之間前保險(xiǎn)杠的倒角進(jìn)行圓滑處理.從圖3(b)中可以明顯看出，進(jìn)入上格柵的空氣速度明顯增大，進(jìn)入冷卻系統(tǒng)的氣流速度也得到提升，氣流方向更合理，因此確保冷卻系統(tǒng)前氣流的通暢性是今后考慮布置所必須關(guān)注的.優(yōu)化前后參數(shù)對(duì)比見表3，可知，優(yōu)化后上格柵的進(jìn)氣量得到顯著的提升，平均速度得到較大幅度的提高，進(jìn)入散熱器的氣流速度更平均；受到上格柵氣流結(jié)構(gòu)的影響，通過下格柵的進(jìn)氣量有所下降、平均速度有所降低，但是通過散熱器的散熱效率有所提升，散熱器的散熱量提升2.5 kW.

表 3優(yōu)化前后參數(shù)對(duì)比

Tab.3Parameter comparison before and after optimization性能參數(shù)基準(zhǔn)車優(yōu)化方案散熱器散熱量/kW36.0 38.5 上隔柵進(jìn)氣流量/(kg/s)0.12 0.46 平均速度/(m/s)3.39 5.1下隔柵進(jìn)氣流量/(kg/s)1.22 1.1 平均速度/(m/s)10.9 9.7

4結(jié)論

利用格子波爾茲曼方法完成發(fā)動(dòng)機(jī)艙散熱一維/三維耦合分析，并與實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行對(duì)比驗(yàn)證，在此基礎(chǔ)上提出改進(jìn)優(yōu)化方案，改善機(jī)艙內(nèi)部的流場(chǎng)特性，提高冷卻系統(tǒng)的散熱能力.

（1）利用CFD軟件建立整車和機(jī)艙的詳細(xì)模型，進(jìn)行汽車發(fā)動(dòng)機(jī)艙冷卻系統(tǒng)性能分析模擬，得到發(fā)動(dòng)機(jī)艙內(nèi)速度場(chǎng)和溫度場(chǎng)分布，為機(jī)艙布置及車身造型提供參考.

（2）分析結(jié)果與實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)對(duì)標(biāo)分析的一致性，為通過虛擬方法判斷冷卻系統(tǒng)性能提供準(zhǔn)確、有效的指導(dǎo).

（3）進(jìn)氣通道的通順性和冷卻系統(tǒng)進(jìn)風(fēng)的均勻性直接影響其散熱能力和效率.參考文獻(xiàn)：

［1］ALAJBEGOVIC A, SENGUPTA R, JANSEN W. Cooling airflow simulation for passenger cars using detailed underhood geometry［C］//Proc SAE 2006 Commercial Vehicle Eng Congress & Exhibition, SAE Tech Paper 2006013478. Detroit, 2006.

［2］BHATNAGAR B, SCHLESINGER D, ALAJBEGOVIC A, et al. Simulation of class 8 truck cooling system: comparison to experiment under different engine operation conditions［C］//Proc Powertrain & Fluid Systems Conf & Exhibition, SAE Tech Paper 2007014111. Detroit, 2007.

［3］LU L, ZHANG L, LIU S, et al. Optimization of aerodynamics and engine cooling performance of a JMC midsize truck using simulation［C］//Proc SAE 2010 Commercial Vehicle Eng Congress & Exhibition, SAE Tech Paper 2010012032. Detroit, 2010.

［4］袁俠義, 谷正氣, 楊易, 等. 汽車發(fā)動(dòng)機(jī)艙散熱的數(shù)值仿真分析［J］. 汽車工程，2009, 31(9): 843847.

YUAN Xiayi, GU Zhengqi, YANG Yi, et al. Numerical simulation on vehicle underhood cooling［J］. Automotive Eng, 2009, 31(9): 843847.

［5］王福軍. 計(jì)算流體動(dòng)力學(xué)分析［M］. 北京: 清華大學(xué)出版社, 2004: 50140.

［6］張曉軍, 劉祖源, 萬明芳. Lattice Boltzmann方法及其應(yīng)用［J］.