馮 哲

（東風柳州汽車有限公司，廣西 柳州 545005）

0 引言

汽車行駛時外部空氣經(jīng)進氣格柵進入動力艙，與冷卻系統(tǒng)進行熱交換帶走發(fā)動機等部件的熱量，起到了散熱作用，但同時也引起了艙內(nèi)壓力變化，增大了汽車內(nèi)循環(huán)阻力，不利于汽車減阻。況且一般車輛前端進氣格柵的開口面積等結(jié)構(gòu)參數(shù)是基于高溫、高負荷的行駛工況下設(shè)計，在其余工況下存在冷卻流量過量的現(xiàn)象，導致冷卻性能過剩，同時動力艙內(nèi)氣流過多使得整車阻力過高，降低了汽車的燃油經(jīng)濟性[1]。因此，探究如何在滿足汽車散熱性能的基礎(chǔ)下通過控制格柵開口等系數(shù)來進一步降低整車風阻很有必要。

王東等[2]通過CFD分析對比研究了某轎車進氣格柵全部開啟、部分開啟和全部關(guān)閉3種工況下流經(jīng)冷卻系統(tǒng)的質(zhì)量流量和空氣阻力因數(shù)。李惠等[3]則進一步研究了格柵開口位置、大小及形狀等結(jié)構(gòu)細節(jié)對機艙進氣氣流的影響。宋建波等[4]結(jié)合一維跟三維聯(lián)合仿真方法研究了某SUV幾種不同格柵開口比例下機艙進風量對發(fā)動機水溫的影響。劉傳波等[5-7]仿真分析了某MVP車型動力艙流場，針對氣體逃逸導致機艙局部散熱不均的問題，研究了增加主動進氣格柵（active grille system，AGS）后格柵的開度優(yōu)化，并建立了格柵開度與冷卻風扇轉(zhuǎn)速之間的匹配性關(guān)系，不僅滿足了動力艙冷卻系統(tǒng)的散熱需求，還降低了整車風阻。王文璽等[8]建立發(fā)動機熱管理模型分析了發(fā)動機散熱和冷卻兩者平衡所需的進風量，并引入中心組合設(shè)計（central composite design，CCD）采用二次多項式回歸方程建立了車速-格柵開度-風扇狀態(tài)的進風量預(yù)測模型，根據(jù)預(yù)測模型設(shè)計了AGS多角度控制算法實時控制機艙進氣量，滿足了汽車在不同工況行駛時的整車冷卻需求。

以上學者對汽車進氣格柵或主動進氣格柵的研究主要聚焦在進氣量對機艙散熱的影響上，未對整車風阻影響的研究。而進氣格柵的變化不僅影響機艙內(nèi)阻力，也會影響汽車前后壓差阻力，對整車阻力影響極大。因此，要對進氣格柵全面研究，必須在保證車輛動力艙散熱的進氣風量前提條件下，探究進氣格柵開口面積及封堵位置對整車風阻系數(shù)的影響。

1 建模分析

1.1 基本理論

1.1.1 湍流模型

因重型商用車行駛車速遠低于聲速，故仿真流場可等效為密度不變的不可壓縮性流場[9]。高速行駛的汽車與氣流撞擊時極易產(chǎn)生氣流分離現(xiàn)象，因此仿真模型選用湍流模型?？紤]到計算精度、穩(wěn)定性及效率等。湍流模型選用雷諾時均法（Reynolds-Averaged Navier-Stokes，RANS）中的Realizablek-ε湍流模型，該模型方程如下。

湍動能k方程：

湍動能耗散率ε方程：

式中：σk、σε分別為對應(yīng)的普朗特常數(shù)；ρ為流體密度；μt為湍流黏性系數(shù)，；Gk為平均梯度引起的產(chǎn)生項；C1ε、C2ε為經(jīng)驗常數(shù)，C1ε=1.44，C2ε=1.92。

1.1.2 氣動阻力理論

汽車行駛所需克服的全部阻力如下：

式中：Ff為滾動阻力，N；Fω為空氣阻力，N；Fi為坡度阻力，N；Fj為加速阻力，N。由于本文是基于平穩(wěn)道路下以一定速度進行單因素氣動阻力分析，因此滾動阻力、坡度阻力及加速阻力可忽略不計?？諝庾枇?shù)學模型如下：

式中：Cd為風阻系數(shù)；A為汽車正面迎風投影面積，m2；ρ為空氣密度，取值為1.18415；v2x為正面行駛速度，由于無側(cè)向風，取值為25 m/s。

汽車氣動阻力的影響因素較多，而風阻系數(shù)是汽車本身的固有屬性，其大小主要取決于汽車外形[10]，為了準確判斷阻力大小，以風阻系數(shù)作為評判整車風阻性能的標準。

1.2 仿真模型

按照某款商用車實際尺寸1∶1建立三維仿真模型，并簡化模型，去除對仿真結(jié)果影響不大的螺紋、細小管路等小部件，填補一些孔洞，保留進氣格柵孔洞及動力艙內(nèi)部件的大小形狀等結(jié)構(gòu)特征。最終簡化好的原車模型如圖1所示。

圖1 原車模型

1.3 劃分網(wǎng)格

為降低模擬風洞中的阻塞效應(yīng)、洞壁效應(yīng)和雷諾效應(yīng)對仿真計算精度的影響[11]。建立外流場總長為模型長度的11倍，其中進口距車前3倍，出口距車尾7倍，總寬為4倍模型寬度，左右寬度各2倍；總高為5倍車高，計算域如圖2所示。

整體采用六面體網(wǎng)格劃分，為了流體在邊界處順利過渡，設(shè)置4層邊界層。為提高計算效率及精度，從進氣格柵處開始往外進行局部細化，最終模型的體網(wǎng)格總量約為3780萬個，網(wǎng)格劃分如圖3所示。

圖2 計算域模型

圖3 網(wǎng)格劃分

1.4 邊界條件設(shè)置

將計算域入口設(shè)置為速度入口，速度值為25 m/s；出口設(shè)置為壓力出口，壓力值為0 Pa，左右兩面及頂面均設(shè)置為壁面。為避免地面效應(yīng)對動力艙流場的影響，設(shè)置地面為滑移壁面，相對速度與速度入口一致。

為更加準確模擬冷卻風通過熱交換模塊造成的壓力損失[12]，對冷卻系統(tǒng)中的冷凝器、中冷器和散熱器設(shè)置成多孔介質(zhì)模型，并輸入相應(yīng)的黏性、慣性阻力系數(shù)。

1.5 原車格柵密封與未密封仿真分析

對原車模型進氣格柵全封閉及未封閉兩種情況進行仿真分析，待殘差曲線迭代收斂后提取整車風阻、風速等數(shù)值見表1。從中可得進氣格柵全封閉后相對于未封閉時正面迎風面積無變化，而風阻系數(shù)降低了17counts，中冷器進風風速下降了約2.85 m/s，說明進氣格柵開口面積的減小在降低動力艙的散熱能力的同時也降低了整車風阻系數(shù)，減少了汽車燃油消耗量。

表1 原車仿真數(shù)值

圖4分別為進氣格柵未密封與全密封狀態(tài)下的速度云圖。格柵未密封狀態(tài)下在冷卻風扇的抽吸作用下外部氣流經(jīng)進氣格柵進入動力艙內(nèi)，上部格柵進氣流一部分穿過冷卻部件，因風速較高，散熱性能較好。另一部分氣流則沿著駕駛室壁面往后導流，受到阻滯導致內(nèi)阻增大，整體風阻增高。

當把進氣格柵全密封但格柵之間的空隙不封閉時，氣流僅能通過空隙擠壓進入動力艙，即使空隙處氣流流速增大，但艙內(nèi)氣流量急劇下降，散熱能力減弱。但動力艙內(nèi)氣流量的減少不僅降低了內(nèi)循環(huán)阻力，同時艙內(nèi)壓力降低，形成低壓區(qū)，動力艙部件受到的阻力減小，整車阻力及風阻系數(shù)均減小。

以上的對比分析結(jié)果表明，進氣格柵開口面積的大小和位置均對動力艙內(nèi)的散熱和整車風阻有很大的影響。過大的進氣格柵開口面積雖然提高了散熱能力，但也提高了內(nèi)循環(huán)阻力；而過小的開口面積減小了整車阻力，但降低了散熱能力。因此，需要通過控制進氣格柵開口面積及位置來確定兩者關(guān)系，從中找到平衡點，為設(shè)計進氣格柵提供參考。

圖4 進氣格柵未封閉與全封閉速度云圖

2 結(jié)果分析

為探究不同進氣格柵開口面積大小及其不同分布位置對動力艙散熱性能和整車風阻的影響，基于一定的格柵開口面積，研究該開口面積在不同分布位置的散熱性能及風阻特性。

2.1 密封格柵1/4面積的影響

考慮到該車型的進氣格柵由四個同等開度的小格柵呈規(guī)律性上下分布，因此將進氣格柵從上往下分為A、B、C、D四個區(qū)域，如圖5所示。分別密封四個區(qū)域并進行相應(yīng)CFD仿真分析，探究密封1/4格柵下不同密封位置的機艙散熱性能及整車風阻。

圖5 進氣格柵分區(qū)

表2為密封不同位置1/4格柵的仿真結(jié)果，可以看出密封A、B、C區(qū)后均降低了進風風速和風阻系數(shù)，其中密封A區(qū)后相較未密封狀態(tài)進風風速下降了2.02 m/s，風阻系數(shù)減少了9 counts；密封B區(qū)后進風風速下降了3.27 m/s，風阻系數(shù)減少了11 counts；密封D區(qū)進風風速降幅較少，整車風阻系數(shù)無太大影響；而密封C區(qū)后大幅降低進風風速，風阻系數(shù)的降幅不明顯，因此C區(qū)對于動力艙散熱及整車風阻性能變化影響較大。

表2 密封1/4不同位置格柵仿真結(jié)果

圖6分別為A、B、C、D區(qū)域的動力艙風速云圖，可以看出由于A區(qū)格柵口正對中冷器及散熱器的上部，密封A區(qū)后導致冷卻系統(tǒng)上部進風風速減弱，散熱能力下降。同時，由于上部氣流沿著駕駛室壁面往后流動，流經(jīng)的部件較多，致使內(nèi)循環(huán)阻力較大，因此，在保證動力艙散熱能力的情況下為降低整車阻力可以適度密封A區(qū)進氣格柵。C區(qū)格柵正處于冷卻系統(tǒng)中間區(qū)域，經(jīng)C區(qū)進入動力艙的氣流經(jīng)過前保險桿通孔后直接流入冷卻系統(tǒng)，流經(jīng)部件較少，因此，密封C區(qū)進氣格柵后散熱能力大幅下降，整車風阻系數(shù)也并未降低。D區(qū)進氣格柵處于冷卻系統(tǒng)下部，密封D區(qū)格柵后反而增強了C區(qū)進氣風速，散熱能力降幅較低，整車阻力無太大改變。

圖6 不同位置速度云圖

2.2 密封1/2格柵的影響

上文分析表明，密封C區(qū)格柵對前端進氣影響較大，而對車輛減阻作用較小。在剔除C區(qū)格柵對A、B、C區(qū)格柵進行兩兩組合形成密封格柵1/2后動力艙散熱及整車風阻的變化仿真結(jié)果見表3。

表3 密封1/2不同位置格柵仿真結(jié)果

由表3可以看出，密封1/2格柵后對比原車未密封狀態(tài)風阻系數(shù)減小了約8 counts，而進風風速均大幅降低。其中BD區(qū)降幅最大，降低了2.91 m/s，AB區(qū)其次，AD區(qū)降幅最小，降低了1.84 m/s，說明越靠近冷卻系統(tǒng)中間的格柵在該車型中對前端進氣影響較大，設(shè)計進氣格柵時應(yīng)有效增加中間格柵的開口面積，以增大進氣量提高動力艙冷卻效率。

從圖7速度云圖可以看出密封AB區(qū)后上部僅剩從A與B之間的空隙流進的氣流，受到格柵安裝角度的影響，進氣有一定的上揚趨勢，更多的氣流從冷卻系統(tǒng)與駕駛室的間隙進入后艙，未起到冷卻作用，僅依靠C區(qū)格柵的進氣來散熱。密封AD區(qū)后，B區(qū)進氣速度增強，進氣量增大，即使與前面板頂部進氣流相互作用形成回流渦旋導致一部分氣流往上揚，但仍然有相當大部分氣流直接進入中冷器上部，起到一定的散熱作用。密封BD區(qū)后A區(qū)進氣量增大，在頂部回流渦旋的作用下，進氣氣流僅沖擊到散熱器上部，未進入中冷器，導致中冷器進風風速降低。

以上綜合分析發(fā)現(xiàn)，A、B區(qū)格柵具有相互作用效應(yīng)，密封其中一區(qū)域時會增大另外一區(qū)域進風量，在無頂部渦旋作用下可彌補密封另一區(qū)域所損失的風量，因此，密封A、B其中一區(qū)可在降低整車阻力的同時提升了冷卻效率。從本車的動力艙流場情況來看，密封A區(qū)渦旋對進風量作用較小，密封A區(qū)較為理想。

圖7 密封1/2格柵各方案速度云圖

2.3 密封格柵3/4的影響

從以上散熱降阻綜合分析中得密封AD區(qū)效果較好。因此，在密封AD區(qū)的基礎(chǔ)上，分別加密B、C區(qū)，研究密封3/4格柵后動力艙及整車風阻的影響。

為密封ABD和ACD區(qū)格柵的仿真結(jié)果見表4。由表4可以看出，密封3/4格柵后進風風速和風阻系數(shù)均又進一步降低，ABD區(qū)進風風速下降了2.71 m/s，風阻系數(shù)降低了12counts，ACD區(qū)進風風速下降了2.83 m/s，風阻系數(shù)降低了14counts，兩者的散熱及減阻效果基本一致。

表4 密封3/4不同位置格柵仿真結(jié)果

密封ABD和ACD區(qū)格柵的仿真速度云圖（圖8）。從圖8可以看出，動力艙散熱全靠C區(qū)、B區(qū)格柵以及格柵之間空隙的進氣，進氣風速和進氣量均減弱，散熱性能下降，但由于B、C區(qū)正對冷卻系統(tǒng)上部和中部，氣流直接進入冷卻系統(tǒng)散熱，提高了冷卻效率，也減小了內(nèi)循環(huán)阻力。

圖8 密封3/4格柵各方案速度云圖

2.4 綜合分析

選取進氣格柵密封1/4、1/2、3/4和全密封狀態(tài)下對動力艙散熱及整車風阻性能較好的方案進行全局比較，比較結(jié)果如圖9所示。

圖9 全局結(jié)果比較

從圖9可以看出動力艙進風風速與相對原車未密封的風阻系數(shù)降幅曲線走向基本相反，兩者基本呈反比關(guān)系，進風風速高時風阻系數(shù)降幅較小，進風風速下降時風阻系數(shù)幅度上升。通過全部位置散熱及減阻綜合分析，發(fā)現(xiàn)密封AD或AB區(qū)域?qū)ι峒皽p阻兩者關(guān)系最平衡，在此基礎(chǔ)上若以增強散熱性能為主可選擇密封D區(qū)，以降低風阻為主可選擇密封ABD區(qū)。

3 結(jié)論

分別對進氣格柵未密封、密封1/4、1/2、3/4和全密封狀態(tài)下不同密封位置進行CFD仿真，通過各方案動力艙流場分析主要得出以下結(jié)論：

（1）密封進氣格柵對整車外流場無太大影響，僅改變動力艙內(nèi)流場。隨著格柵密封面積的增大，動力艙散熱性能下降，整車風阻降低。

（2）上部格柵進氣口對前端進氣的貢獻較少，且過多的進氣量反而增大了整車風阻，中間格柵進氣口對前端進氣影響較大。

（3）密封AD或AB區(qū)域?qū)ζ胶馍峒皽p阻作用最大，在此基礎(chǔ)上只密封D區(qū)可進一步增強散熱性能，而只密封ABD區(qū)可降低風阻。