王 丹，徐俊芳，張藝倫，許 翔，2，王 遠(yuǎn)

（1.中國汽車技術(shù)研究中心，天津 300300；2.中汽研（常州）汽車工程研究院有限公司，江蘇 常州 213164）

0 引言

車輛前端模塊的設(shè)計影響汽車的空氣動力學(xué)、冷卻性能、空調(diào)性能等。對于傳統(tǒng)汽車來說，由于發(fā)動機水溫較高，冷凝器一般布置在散熱器前面。對于純電動汽車而言，極限工況下冷卻系統(tǒng)冷卻液溫度為50 ～65 ℃，冷凝器的位置不再局限于散熱器之前，目前大多數(shù)電動車前端的布置主要有冷凝器在前或低溫散熱器在前2 種模式，不同模式各有利弊。

目前，國內(nèi)外學(xué)者關(guān)于傳統(tǒng)汽車前端模塊對熱管理性能的影響研究較多。陳帆[1]采用了1D&3D 相結(jié)合的方法研究了傳統(tǒng)汽車前端冷卻器的裝置模式對進(jìn)氣溫度的影響。KenT.Lan 等從油冷卻器的布置位置、底護(hù)板的設(shè)計等方面研究了前端模塊的設(shè)計對空調(diào)性能的影響。Felix Regin A 等利用CFD 方法優(yōu)化了前端裝置氣體流動路徑進(jìn)氣開口面積[3]。對于電動汽車前端模塊的布置研究較少。

針對一款微型純電動汽車的前端模塊的設(shè)計，通過1D 和3D 相結(jié)合的方法分析前端模塊的布置對空調(diào)系統(tǒng)性能的影響。運用CFD 計算換熱器前的氣流分布，采用1D 對空調(diào)系統(tǒng)的性能進(jìn)行模擬預(yù)測。為電動車前端裝置模式的布置提供參考。

1 熱管理系統(tǒng)模型建立

前端模塊的布置對空調(diào)制冷的影響，主要因為冷凝器的進(jìn)風(fēng)溫度和進(jìn)風(fēng)風(fēng)量發(fā)生了改變。選取幾個典型的工況點，研究在穩(wěn)態(tài)下冷凝器進(jìn)風(fēng)邊界條件對空調(diào)系統(tǒng)的影響。運用1D 仿真軟件建立純電動車熱管理系統(tǒng)模型，包括電池冷卻回路、空調(diào)制冷回路、電機冷卻系統(tǒng)等，如圖1 所示。電池冷卻回路采用簡化處理，將電池系統(tǒng)在相應(yīng)工況的發(fā)熱量作為輸入。空調(diào)制冷回路先對各個換熱器進(jìn)行建模及標(biāo)定，再按照系統(tǒng)的工作原理搭建完整的仿真模型。電機散熱器對空調(diào)系統(tǒng)的影響用帶阻力的熱源元件代替，按照電機的效率計算得到相應(yīng)工況的發(fā)熱量。

圖1 熱管理系統(tǒng)模型

熱管理系統(tǒng)的空氣側(cè)回路，按照前端裝置模式的整車位置關(guān)系建立空氣回路，主要包括格柵、電機散熱器、冷凝器、風(fēng)扇以及蒸發(fā)器的空氣回路，如圖2 所示?？諝鈧?cè) 值由整車CFD 仿真模型分析獲得，艙內(nèi)阻BIR 通過設(shè)定冷凝器目標(biāo)進(jìn)風(fēng)量標(biāo)定得到。

圖2 空氣側(cè)模型

2 整車CFD 模型

基礎(chǔ)版前端裝置模式的設(shè)計方案如圖3 所示，由于格柵開口的位置，電機散熱器布置在冷凝器前靠下部的位置。在Star-CCM+中建立完整的整車CFD 模型，如圖4，用于計算前端裝置模式的流場數(shù)據(jù)。

圖3 基礎(chǔ)版前端裝置模式模型

圖4 CFD 計算模型

流場計算采用整車模型，面網(wǎng)格平均尺寸為8 mm，為保證計算精度，針對前端裝置模式區(qū)域進(jìn)行加密處理，針對格柵保留較多設(shè)計細(xì)節(jié)，面網(wǎng)格尺寸設(shè)定為4 mm。

流體域采用長方體，整車流體域的長寬高分別為42 m × 10 m × 10 m。流體域體網(wǎng)格基本尺寸設(shè)定為128 mm，最大尺寸設(shè)定為256 mm。體網(wǎng)格需設(shè)置2層加密，在各個計算域采用Trimmer 網(wǎng)格，網(wǎng)格邊界為2 層3 mm，增長率為1.3。計算域進(jìn)出口邊界不設(shè)置邊界層。面網(wǎng)格總數(shù)201 萬個，體網(wǎng)格總數(shù)4000 萬個。

冷凝器和散熱器采用多孔介質(zhì)模擬，阻力通過臺架試驗獲得的特性，散熱器慣性阻力系數(shù)為179.76 kg/m4，黏性阻力系數(shù)為735.36 kg/（m3·s），冷凝器慣性阻力系數(shù)為147.12 kg/m4，黏性阻力系數(shù)為652.42 kg/kg/（m3·s）。換熱器的熱量均設(shè)置為“0”，風(fēng)扇采用MRF 模型，轉(zhuǎn)速設(shè)置為2400 r/min。

3 結(jié)果與討論

3.1 基礎(chǔ)設(shè)計的結(jié)果

分析了怠速工況、50 km/h、100 km/h 三種工況下的冷流場分布，得到冷凝器迎風(fēng)面的風(fēng)量，結(jié)果見表1。隨著車速的增加，冷凝器迎風(fēng)面風(fēng)量逐漸增加。

表1 不同工況下的冷凝器前端風(fēng)量結(jié)果-冷流場

圖5顯示了怠速工況的冷凝器迎風(fēng)面的速度分布，平均進(jìn)風(fēng)速度為1.7 m/s。

圖5 基礎(chǔ)設(shè)計怠速工況冷凝器迎風(fēng)面的速度分布

將CFD 計算的結(jié)果導(dǎo)入1D 模型中，計算得到不同工況下的空調(diào)性能見表2。怠速工況下，冷凝器進(jìn)風(fēng)量減少及少量的熱回流導(dǎo)致空調(diào)性能最差。

表2 各穩(wěn)態(tài)工況下的空調(diào)性能

3.2 更改設(shè)計的結(jié)果

對基礎(chǔ)模型進(jìn)行了分析后，針對前端裝置模式的不同設(shè)計進(jìn)行分析。將低溫散熱器布置在冷凝器后，如圖6 所示。為滿足冷卻系統(tǒng)的水溫要求以及安裝要求，將低溫散熱器尺寸加大到403 mm × 356 mm。

圖6 變更設(shè)計后的前端裝置模式布置

對于變更的前端裝置模式的設(shè)計進(jìn)行CFD 計算，怠速工況的冷凝器迎風(fēng)面速度分布如圖7 所示。冷凝器迎風(fēng)面平均速度為1.2 m/s，比基礎(chǔ)設(shè)計方案低。

圖7 變更設(shè)計怠速工況冷凝器迎風(fēng)面的速度分布

將其他工況的冷凝器進(jìn)風(fēng)量也進(jìn)行了對比，如圖8。因低溫散熱器加大，導(dǎo)致整個前端裝置模式阻力加大，故變更設(shè)計后冷凝器迎風(fēng)面進(jìn)風(fēng)量在各個工況下均有下降，怠速工況下下降較為明顯，約28%，此時主要由風(fēng)扇提供風(fēng)量；高速工況下對冷凝器影響最小，約下降2.7%。

圖8 冷凝器迎風(fēng)面進(jìn)風(fēng)量對比

將變更設(shè)計后的CFD 結(jié)果代入1D 模型中進(jìn)行空調(diào)性能分析，并與基礎(chǔ)方案進(jìn)行對比（表3）。怠速工況下，由于電機不工作，冷凝器迎風(fēng)面溫度在兩種布置方案下相同，變更設(shè)計后的冷凝器進(jìn)風(fēng)量減小，導(dǎo)致冷凝器換熱量減小，蒸發(fā)器出風(fēng)溫度增加約0.87 ℃。在高速工況下，變更設(shè)計后的冷凝器風(fēng)量降低較少，但由于冷凝器前置，冷凝器進(jìn)風(fēng)溫度降低了1.4 ℃，由結(jié)果來看，進(jìn)風(fēng)溫度的降低抵消了風(fēng)量減小帶來的負(fù)面影響，空調(diào)性能略有提升。中速工況下，進(jìn)風(fēng)溫度的降低與風(fēng)量減小帶來的正向影響與負(fù)向影響相互抵消，空調(diào)性能發(fā)揮基本一致。

4 結(jié)論

某微型電動車的前端裝置模式的不同對空調(diào)性能發(fā)揮產(chǎn)生不同的影響。通過CFD 分析了兩種布置的流場分布，采用1D 對空調(diào)系統(tǒng)的性能進(jìn)行了仿真分析，得到如下結(jié)論。

（1）前端裝置模式的不同直接影響冷凝器迎風(fēng)面的風(fēng)速分布以及進(jìn)風(fēng)溫度。

（2）冷凝器前置的方案在不同工況下對空調(diào)系統(tǒng)的影響是不同的。汽車怠速行駛時，冷凝器迎風(fēng)面風(fēng)量明顯下降，導(dǎo)致空調(diào)性能變差。中速行駛時，進(jìn)風(fēng)溫度的降低與風(fēng)量減小帶來的影響相互抵消，導(dǎo)致空調(diào)性能基本一致。高速行駛時，冷凝器進(jìn)風(fēng)溫度的降低抵消了風(fēng)量減小帶來的負(fù)面影響，空調(diào)制冷效果略有提升。

（3）冷凝器前置的方案為滿足冷卻系統(tǒng)的溫度要求，散熱器尺寸需加大，成本會有所提升。

純電動汽車的散熱器前置的模式，對空調(diào)性能發(fā)揮和成本降低更有利。