汽车发动机舱热管理三维仿真分析与优化

2021年4月16日
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摘要

利用CFD(Computational Fluid Dynamics)数值模拟方法对某车型汽车发动机舱流场进行仿真分析,发现该车发动机舱冷却模块和进气格栅组成的“前舱”回流现象明显,热源局部高温。针对以上问题,提出了布置密封导流通道、冷却模块倾斜5°、冷却风扇中置及采用双冷却风扇4 种优化方案,经过比较分析发现,在进气格栅与冷却模块之间增加密封导流通道,空气流量提高明显,经过散热器的空气流量平均提高了10%以上,经过中冷器的空气流量平均提高了50%以上,有效改善了原车发动机舱的散热性能。

引言

目前,人们对汽车各方面性能要求越来越高,各种新兴技术如涡轮增压、缸内分层燃烧、可变气门升程、可变进气歧管技术等相继应用于汽车上,增加了汽车发动机舱的负担;再加上现代汽车逐步倾向低车身、小车型等流线型设计,发动机舱零部件众多、空间狭小、散热困难。散热状况恶化,将严重影响汽车发动机的动力性和经济性,因此,如何让冷却空气在经过发动机舱时充分、有组织、高效地将热量带出,是发动机舱热管理的主要工作。然而,发动机舱物理现象复杂、几何形状复杂、性能参数众多,对其散热特性进行评估具有一定难度。
传统开发过程中,通常先采用经验或工程估算的方法评估散热性能,进行产品设计。产品定型后,进行相关散热特性测试,根据测试结果,反复修改设计方案直到达到设计要求[2],不仅增加了产品设计周期,而且浪费了大量的人力物力。
随着计算流体力学的发展,运用CFD 仿真和实验相结合的方式处理发动机舱热管理问题,成本低、周期短,越来越受到各大汽车厂商的青睐。在发动机舱热管理问题的分析和优化预测过程中,应用三维仿真软件能够达到流场的具象化和避免优化方案的多次试验浪费[3]。比如,具体观察发动机舱内流动死角和高温回流,对多种优化方案的预测评估等,三维流体计算都提供了便捷的条件。本文主要利用三维仿真与计算软件Star CCM+和Fluent,实现对原车发动机舱问题分析和对优化方案的预测,经过试验验证该仿真分析具有实际的指导意义。

1 数值模型建立

由于汽车发动机舱内气体流速较低,密度变化较小,故可视为不可压缩湍流流动,其计算过程需要满足的流体力学基本方程如下:
根据流体连续性假设和质量守恒定律,可推出质量守恒方程(又叫连续性方程)
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式中:ρ——流体密度;ui——流体速度矢量在x,y,z 方向上的分量。
将牛顿第二定律应用于流体流动模型,推出动量守恒方程(又称运动方程或Navier-Stokes 方程)[4]
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式中:ρ——流体密度;u——微元体的速度矢量;ui——速度矢量在xi 方向上的速度分量;t——时间;p——流体作用于微元上的压力;τij——微元体上粘性应力τ 的分量;Si——微元体在xi 方向上的动量源项;μ——流体粘度。
根据能量守恒定律,可推出能量守恒方程:
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式中:cp——比热容;T——温度;k——流体导热系数;ST——粘性耗散项。
发动机舱内结构复杂,气体运动时发生分离,形成湍流,遵循湍流运输方程。本文选用Realizable k-ε 模型进行计算。它是标准k-ε 模型的另一种改进形式,与标准k-ε 模型和RNG 标准k-ε 模型相比,其湍流粘度中的经验常数Cμ的值并非定值,而是关于湍动能、湍动能耗散率和系统平均张力的函数。Realizable k-ε 模型对混合流动、同性剪切流动、风洞和边界流动等均特别有效。由于发动机舱内流体流动非常复杂,为准确模拟流体分离和湍流现象,采用Realizable k-ε 模型,其湍动能k 方程与湍流耗散率方程[5]分别如下:
汽车发动机舱热管理三维仿真分析与优化
式 中汽车发动机舱热管理三维仿真分析与优化Gk——由平均速度梯度引起的湍动能产生项;Gb——由浮力引起的湍动能产生项;YM——可压湍流脉动扩张对总耗散率的影响;C2,C1ε——常数;σkσε——湍动能k 和耗散率ε 的普朗特数;Sk,Sε——用户自定义源项。
对于式中的经验常数,C=1.44,C2=1.9,σk=1.0,σε=1.2,当主流方向与重力方向垂直时取C=0,当主流方向与重力方向平行时取C=1。

2 仿真模型建立

2.1 几何模型建立

由于本文重点对发动机舱进行热管理分析,于是对车头及发动机舱进行三维模型的构建,由于发动机舱内零部件众多,在进行仿真模拟时,进行了适当的修正和简化,主要简化了车辆标志、发动机表面等一些对主要流场影响不大的细节[6],尽量保留车辆原始特征和完整性。处理后的模型如图1 所示。
汽车发动机舱热管理三维仿真分析与优化
图1 发动机舱原始模型
Fig.1 Original model of engine compartment

2.2 网格划分

虽然理论上车辆行驶的空间是无限的,但实际计算却需要设定一个计算的范围。本文在对模型进行网格划分之前,确定封闭区域为车前2 倍车长,车后3 倍车长,宽度为3 倍车宽,高度为5 倍车高[7]。对发动机舱面及计算域划分网格,为了减少计算量节约计算时间,在重要区域细化网格。由于计算方案和工况太多,计算域采用了渐变网格,在保证计算精度的情况下节约计算时间。网格模型如图2—图4 所示。
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图2 发动机舱面网格
Fig.2 Engine deck grid
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图3 舱内零部件面网格
Fig.3 Interior parts grid
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图4 计算域网格
Fig.4 Computational domain grid

2.3 模型边界条件与参数设定

发动机舱三维仿真分析的边界条件,如表1 所示。各个换热器应用了多孔介质的阻力模型(阻力曲线来源于试验结果),湍流模型选择Realizable k-ε 模型,采用二阶迎风差分格式进行空间离散。模型边界速度分布图如图5 所示,回流现象较为明显。
表1 发动机舱边界条件设定
Tab.1 Engine compartment boundary conditions
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图5 模型边界速度分布图
Fig.5 Boundary velocity distribution of model

3 发动机舱流场仿真与分析

发动机舱气流通畅与否,直接影响舱内冷却效率的高低。对发动机舱来说,希望通过更多的冷却空气,降低舱内温度,但冷却空气吸入过多又会导致舱内气体阻力增大,所以,需要合理优化前舱气流场,提高散热效率[8]
设置车速为90 km/h,发动机舱计算结果如图6、图7 所示。可以看出,气流从进气格栅进入车内,经过冷凝器、散热器,通过风扇的抽吸及加速,气流被引向发动机舱内的变速器、发动机等,给整个发动机舱冷却降温,然后流向车后方[9]
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图6 流场速度矢量图(侧视图)
Fig.6 Velocity vector map of flow field (side view)
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图7 流场速度矢量图(俯视图)
Fig.7 Velocity vector map of flow field (top view)
由发动机舱流场速度矢量图发现以下问题:(1)前部大灯区域出现流动死区;(2)冷却模块漏风严重;(3)风扇后出现热空气回流现象。

4 优化方案和对比

4.1 布置密封导流通道

鉴于流场中漏风和回流现象,优化方案中提出为冷却模块设置密封及导流通道。在冷却模块上以及两侧设置导流板[10],阻止气流流走,将其导向散热器,以达到减小车辆风阻、提高经过冷却模块空气流量和避免漏风的目的。
通过对比原模型和优化模型中各个换热器的空气流量变化,验证优化方案的有效性。具体模型如图8 所示。
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图8 布置密封导流通道
Fig.8 Arrangement of sealed diversion channels
图9 、图10 给出了散热器和中冷器在不同发动机转速及不同风扇转速下的空气流量变化对比。可见,采用密封导流通道以后,经过散热器的空气流量平均提高了10%以上,经过中冷器的空气流量平均提高了50%以上。由于布置密封导流通道以后,改善了散热器上下及两侧的气流,将其导向车后方[11],如此大大改善了原车的发动机舱散热水平,并且发动机舱改动较小,经过试验验证,效果较为显著。
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图9 散热器流量对比
Fig.9 Flow rate comparison of radiator
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图10 中冷器流量对比
Fig.10 Flow rate comparison of intercooler

4.2 冷却模块倾斜5°

为了能够应用更大的散热器来提高散热能力,本文提出将冷却模块倾斜5°的优化方案,搭建模型如图11 所示。
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图11 冷却模块倾斜5°
Fig.11 Cooling module tilting 5°
经仿真计算,原模型和优化模型散热器和中冷器空气流量变化对比图如图12、图13 所示。
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图12 散热器流量对比
Fig.12 Flow rate comparison of radiator
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图13 中冷器流量对比
Fig.13 Flow rate comparison of intercooler
对比可知,采用冷却模块倾斜后,不管汽车低速、中速、高速,散热器空气流量均没有很好的提升效果,甚至在高速时下降明显;但中冷器在汽车中高速时空气流量有明显升高,平均提高了60%以上,倾斜冷却模块,虽然可以采用表面积更大的散热器,但相应空气阻力也会增加[12]。综合可知,该方案优化效果并没有预计的明显。

4.3 冷却风扇中置并延伸风扇罩

经分析,冷却风扇中置后,经过散热器的空气流量仅在车速为120 km/h、风扇转速为0 的情况下增加了10%左右,其余情况空气流量反而下降明显。
搭建模型如图14 所示。经计算,原模型和优化模型散热器和中冷器空气流量变化对比图如图15、图16 所示。
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图14 冷却风扇中置
Fig.14 Centralizing the cooling fan
(2)在冷却模块上设置密封导流通道,冷却模块空气流量提高明显。经过散热器的空气流量平均提高10%以上,经过中冷器的空气流量平均提高了50%以上,优化效果显著。
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图15 散热器流量对比
Fig.15 Flow rate comparison of radiator
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图16 中冷器流量对比
Fig.16 Flow rate comparison of intercooler
中冷器仅在低速时出现流量升高,中高速流量反而下降20%以上。可见该优化方案对发动机舱散热性能改进有限。

4.4 采用双冷却扇风扇

由于单冷却风扇方案并不理想,为了提高中冷器空气流量,本文进而提出双冷却风扇方案,使中冷器实现强制风冷,搭建模型如图17 所示。
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图17 采用双冷却扇风扇
Fig.17 Using double cooling fan
经仿真计算,风扇空气速度矢量图如图18所示。原模型和优化模型散热器和中冷器空气流量变化对比图如图19、图20 所示。
通过对比分析,采用双冷却风扇后,经过散热器的空气流量在中低速时均有所提高,为5%左右,高速时变化不明显;中冷器仅仅在低速时出现流量升高,但是中高速流量反而有所下降,为10%左右。该方案效果并不如预计的明显。并且考虑到该方案会提高成本,延长产品周期[13],须谨慎使用。
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图18 风扇空气速度矢量图
Fig.18 Air velocity vector diagram of the fan
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图19 散热器流量对比
Fig.19 Flow rate comparison of radiator
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图20 中冷器流量对比
Fig.20 Flow rate comparison of intercooler

5 结论

本文通过CFD 计算软件Star CCM+ 和Fluent,选用Realizable k-ε模型,对汽车发动机舱冷流场进行了计算和分析,发现了现存的流动死区、回流和漏风等问题。为了解决这些问题,提出了4 个优化方案,通过数值模拟,对优化方案进行了预测评估,得出以下几点结论:
(1)数值模拟方法可以对汽车发动机舱内的流动换热状况进行比较准确的描述,对完善发动机舱的结构合理性及优化舱内换热效果具有重要的指导意义。
为了提高中冷器空气流量,本文提出冷却风扇中置方案,使中冷器实现强制风冷。
(3)冷却模块倾斜5°,散热器内空气流量下降明显,中冷器内空气流量有所升高,优化效果不明显。
(4)将冷却风扇中置,散热器空气流量增加不大,为10%左右;中冷器仅在汽车低速行驶时空气流量增加明显,高速行驶时空气流量反而有所下降。
(5)采用双冷却风扇,散热器空气流量在汽车中低速行驶时均略有升高;但中冷器空气流量在汽车中高速行驶时反而下降明显,考虑方案成本及产品周期,采用需谨慎。

作者:王萍萍,张振东

上海理工大学 机械工程学院

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