基于冷卻系統數值模型的發動機艙流動阻力特性研究

袁志群 谷正氣 方 遒 袁俠義

1.廈門理工學院,廈門,361024 2.湖南工業大學,株洲,412008 3.湖南大學汽車車身先進設計制造國家重點實驗室,長沙,410082

0 引言

對高速行駛的汽車,降低氣動阻力是空氣動力學設計的準則,也是改善燃油經濟性最有效的途徑之一[1]。發動機艙內流阻力是整車氣動阻力的主要組成部分,占汽車總氣動阻力的10%～18%[1-2];而發動機艙的流場特性對散熱性能十分重要,它直接關系到汽車的壽命以及性能[3-5]。因此對發動機艙內部流場的氣動參數進行分析尤為重要。

在傳統的汽車設計過程中,發動機艙流場常依靠設計者的經驗或采用工程評估的方法進行控制,產品基本定型后再進行風洞實驗驗證,但目前的實驗手段很難清楚地捕捉到發動機艙內部的流動特性,也很難預測發動機艙內流阻力的變化規律[6],以致于數據不能及時更新、設計周期延長、成本增加。隨著計算機發展及計算技術的進步,數值計算得到迅猛發展[7-8],成為空氣動力學研究的輔助手段,它避免了風洞實驗的許多瓶頸問題,可與風洞實驗結果相互對比,對風洞實驗結論進行補充校正,數值計算得到的發動機艙布置參數與汽車空氣動力學特性規律關系,可對改善汽車氣動特性在理論上進行指導。

1 數值計算模型

汽車車速一般遠低于聲速,馬赫數較小,汽車空氣動力學屬于低速空氣動力學范疇,因此汽車周圍流場可看作是三維不可壓縮黏性等溫流場[1],由于其外形復雜容易引起分離,所以應按湍流處理。研究表明Realizable k-ε湍流模型在氣動參數計算方面比較理想[9],本文即選用該湍流模型進行分析。

1.1 基本方程

湍流計算的基本控制方程為三維不可壓縮雷諾時均Navier-Stokes方程,簡稱RANS方程,其控制方程如下：

(1)連續方程

(2)運動方程

其中,μeff為湍流有效黏性系數,定義如下：

式中,ui、uj為平均速度分量;xi、xj為坐標分量;p為流體微元體上的壓力;μ為動力黏度;μt為湍動黏度;ρ為流體密度;k為湍流動能;ε為湍流動能耗散率;Cμ為常數。

1.2 湍流模型

Realizable k-ε湍流模型是相對較新的兩方程湍流模型,具有最新的湍流控制方程和針對耗散率的傳遞方程,適用于雷諾應力下確定的數學約束以及湍流流態。關于k和ε的輸運方程如下：

湍流動能k方程

湍動耗散率ε方程

式(4)、式(5)中,σk、σε、C1、C2是常數,v 是流體的速度,C1由式(7)計算,S是變形張量。Gk是由于平均速度梯度引起的湍動能k的產生項,由下式計算：

以上各式中其他參數定義如下：

該湍流模型可用于各種不同類型的流動計算,包括剪切流動、邊界層流動以及帶有分離的流動,比較適合汽車流場的數值仿真計算。

1.3 計算方案

為了準確模擬汽車行駛時發動機艙內部空氣的流動情況,采用發動機艙外部流場與內部流場耦合求解方法[10],如圖1所示。在發動機艙進風口以及出風口位置,軟件根據發動機艙內外流動信息自動計算該處流場參數。

圖1 發動機艙流場計算方案

發動機艙內部結構十分復雜,存在許多油、水、電管道和電纜,目前國內外計算流體動力學(CFD)水平還無法進行完全真實形狀的數值計算。因此,在保證反映發動機艙內真實流動特性的前提下,對某前置前驅汽車發動機艙內部進行了適當簡化,主要考慮冷卻系統(包括中冷器、冷凝器和散熱器)、風扇、發動機、變速箱、離合器、副車架以及發動機艙內附件,對流動影響較小的線束進行適當簡化;計算模型同時考慮了對整車流場影響較大的雨刮器、后視鏡、門把手以及車身底部等細節。整車模型如圖2所示。

圖2 汽車整車模型

2 數值計算方法

2.1 網格劃分

計算域為一個圍繞車身的長方體,汽車模型前部留3倍車長的長度,后部留7倍車長的長度,上部留5倍車高的長度,兩側均留5倍車寬的長度,數值風洞阻塞比為1.93%,可認為整個計算域與實際空氣流動區域具有一致性。

采用OCTREE方法在整個計算域生成非結構化空間網格,在車身內外表面拉伸出與其平行的三棱柱網格,以滿足壁面函數的需求,精確模擬汽車表面的附面層。計算域全局體網格尺寸為512mm,整車內外表面全局尺寸為32mm。根據計算經驗,在流動變化劇烈區域(如A柱、C柱、翼子板等)進行網格加密(面網格尺寸為16mm或8mm)。為更好地捕捉尾部的流場特性,在車尾至尾部1倍距離以內體網格加密為128mm。

2.2 邊界條件

邊界條件分為發動機艙外部計算域和內部計算域兩大類。外部計算域在有限區域內進行,在滿足阻塞效應前提下,給定速度入口、壓力出口、滑移壁面邊界;當汽車行駛時,地面沒有邊界層,本文采用移動地面消除由于數值仿真產生的地面邊界層。外部計算域邊界條件詳見文獻[7-8,11]。

發動機艙內部計算域應用多孔介質理論和多參考坐標系法建立冷卻系統和風扇的計算物理模型,然后根據冷卻系統壓降與迎面風速的關系曲線確定發動機艙內部邊界條件。

2.2.1 冷卻系統邊界條件

過去對發動機艙流場進行數值計算時,必須事先對冷卻系統在專用的實驗臺架上進行風洞實驗,得到流動阻力與速度的關系曲線,但該方法成本較高、設計周期長。

本文提出一種對冷卻系統直接進行數值計算的方法,該方法設計周期短,費用低,精度可達到工程設計的要求[12]。以百葉窗散熱器為例進行說明,結構示意圖見圖3,經過對其合理簡化,假定每個翅片間流道均勻,且扁管間距相等,結合周期性邊界條件建立百葉窗散熱器計算模型如圖4所示。

圖3 百葉窗汽車散熱器結構示意圖

根據不同速度下的雷諾數選擇不同的湍流模型,采用基于壓力耦合式算法進行計算,得出了不同空氣流速下散熱器空氣流動阻力(計算方法和計算結果詳見文獻[12])。根據計算結果得出空氣流動壓差Δp、速度v之間的關系如下：

圖4 百葉窗汽車散熱器計算模型

應用上述方法亦可計算出冷凝器、中冷器流動阻力與速度之間的關系曲線。

對發動機艙內外流場進行耦合計算時,將冷卻系統芯部看作多孔介質,當空氣流經該多孔介質區域時,完成速度、壓力的變化。多孔介質流動的控制方程是在式(2)中增加一個負的動量源項：

源項由黏性損失項和慣性損失項兩部分構成：

Sk為k坐標方向的外加體積力,處理如下：在多孔介質單元中,動量損失對壓力梯度有貢獻,壓降和流體速度成比例。福西哈默爾把多孔介質中的流動與管流發生的現象相比擬,用半理論性的推理,在達西公式中加入一個速度的二次項,即

其中,a、b為常數,該式等價于式(10),于是有

其中,α-1為黏性阻力系數,C2為慣性阻力系數,是進行發動機艙流場計算時的必需參數,根據冷卻系統厚度,結合式(8)、式(11)、式(12)即可求出。

2.2.2 風扇邊界條件

多參考坐標系模型的基本思想是把整車內外流場簡化為葉輪在某一位置的瞬時流場,將非定常問題用定常方法來計算[13]。風扇旋轉區域在計算時保持靜止,在慣性坐標系中以作用的哥氏力和離心力進行計算,而把風扇旋轉區域以外的部分在慣性坐標系中進行計算。在兩個子區域的交界面處交換慣性坐標系下的流動參數,保證了交界面的連續性,達到了用定常計算來研究非定常問題的目的。

在旋轉坐標系中,運動方程如下：

式中,vr為相對速度矢量;Ω為旋轉坐標系角速度;r為質點在旋轉坐標系中的位置矢量;τ為黏性應力張量;f為單位質量力;方程右邊2×Ω×vr項為哥氏加速度;Ω?Ω×r項為離心加速度。

應用多參考坐標系模型時,交界面處交換的數據主要為速度矢量,其兩側的速度被設定成連續的,旋轉坐標系與絕對坐標系下的速度關系為

其中,v為絕對坐標系速度矢量,vτ為旋轉坐標系的平均速度矢量,在本問題中vτ=0。利用簡單的幾何關系將旋轉坐標系里的相對速度轉化為慣性坐標系里的絕對速度,在交界面上將計算得到的速度值直接應用為另一子區域的速度邊界。

2.3 數值計算方法驗證

由于受現有實驗條件的限制,本文僅針對圖2外流場計算模型進行風洞驗證實驗。實驗以及計算模型忽略了門把手、雨刮器和車身底部細節。實驗模型根據CAD數模通過數控加工而成,保證了實驗模型與數值計算模型的一致性。研究發現,該車型的車當風速達到25m/s左右時,進入雷諾數自準區。因此在進行風洞實驗以及數值計算時 ,風速取 25m/s、30m/s、40m/s三個工況 ,然后取平均值得到表1數據。風洞實驗時采用地板抽吸裝置消除地面邊界層的影響;數值計算采用移動地面邊界消除地面邊界層的影響。

表1 氣動阻力系數結果比較

表1為氣動阻力系數的數值計算結果與風洞實驗結果,精度滿足工程實際需要,誤差在5%以內,驗證了本文數值計算方法的準確性。

3 結果分析與討論

采用上述數值計算方案以及計算方法對圖2汽車模型在不同車速(10m/s、20m/s、25m/s、30m/s、40m/s)、不同風扇轉速(0、2300r/min、2800r/min、3500r/min)下的發動機艙流場特性、內流阻力特性進行數值計算,分析影響內流阻力的關鍵因素。表2為經濟車速時,不同風扇轉速情況下的氣動阻力系數數值計算結果。

表2 經濟車速工況下計算結果

由表2數據可知,發動機艙內流阻力占整車氣動阻力的10%左右,它隨著風扇轉速的增大而增大,但增大幅度很小。通過對不同工況計算數據研究發現：在汽車低速運行工況下,風扇轉速對進風量影響很大;而在高速運行工況下,發動機艙進風量主要來自迎面風,風扇轉速對進風量影響不明顯,因此高速時發動機艙內流阻力變化小。

3.1 發動機艙流動特性分析

在汽車行駛過程中,冷卻氣流從汽車前端的上下進風口進入發動機艙內,如圖5所示。氣流進入發動機艙后,由于冷卻系統的不完全通風性,氣流在此受到阻擋,小部分氣流未流經冷卻系統而直接從發動機艙底部排出;而大部分氣流直接進入冷卻系統芯部,對其進行吹風冷卻。從冷卻系統排出的高溫氣流直接吹向發動機體,在其前面突然減速,氣流在其四周發生分離;冷卻氣流流經冷卻系統、發動機體等熱源部分,通過對流傳熱將熱量帶走,有小部分高溫氣流從發動機艙前底部排出,大部分高溫氣流從發動機艙后底部排出。

圖5 發動機艙三維流線

發動機艙氣流從底部排出后,造成車底、車尾流場更加紊亂。車尾形成了左右兩個大漩渦(圖6),它們與側面、頂面而來的氣流形成的馬蹄渦相互作用、相互影響,直至耗散消失,對車尾流場影響較大,增加了能量損耗。從底部排出的氣流,有一小部分從后輪腔排出,該處氣流污雜,氣流上揚對后側圍以及車尾有一定污染。

圖6 發動機艙流場對尾渦影響

3.2 冷卻系統風量分析

冷卻系統前端進風量需求是汽車前期開發的重要內容之一,是后續設計工作的輸入條件。在發動機艙各部件布置一定的情況下,它主要受車速和風扇轉速的影響。圖7所示為不同車速、不同風扇轉速n情況下的冷卻系統流量變化情況。

圖7 風扇對冷卻系統流量影響規律

當汽車低速行駛時,進入汽車前格柵的來流速度小,冷卻系統流量較低,此時風扇提供較大壓升來驅動氣流進入冷卻系統,從而達到冷卻目的。該工況下風扇轉速對發動機艙內流阻力影響較大;但隨著車速提高,風扇壓升作用明顯減弱,此時主要靠高速迎面風進入前格柵進行冷卻,因此風扇轉速對發動機艙內流阻力影響較小。

為了更清楚地了解冷卻系統風量分布與車速、風扇轉速的變化關系,表 3列舉了車速為10m/s、40m/s時不同風扇轉速情況下的中冷器、冷凝器和散熱器風量分布情況。由表3可知,隨著車速以及風扇轉速的增大,冷卻系統各部件流量都有所提高。當車速較低時,風扇對冷卻系統流量影響較大,而車速高時影響較小。以散熱器為例,當風扇轉速由0增加到3500r/min、車速較低時,散熱器流量增加1.3114kg/s,而車速高時散熱器流量增加0.7506kg/s。

表3 冷卻系統各部件風量分布

根據整車技術規范所確定的發動機最高出水溫度、空調系統制冷量等參數,結合冷卻系統與空氣的熱交換關系,即可得出冷卻系統所需的進風量需求。將前端進風量需求與表3計算結果對比即可知道哪些工況不能滿足要求。

3.3 冷卻系統阻力特性分析

冷卻系統流動阻力是發動機艙內流阻力的主要組成部分,以下分別對散熱器、冷凝器、中冷器的流動阻力特性以及影響因素進行了分析。

如圖8所示,當車速一定時(v=40m/s),冷卻系統阻力隨風扇轉速的增大而增大。散熱器阻力對風扇轉速比較敏感,增加幅度最大,而中冷器阻力隨風扇轉速的增加變化不明顯。

圖8 冷卻系統阻力隨風扇轉速變化關系

如圖 9所示,當風扇轉速一定時(n=2800 r/min),冷卻系統阻力隨著車速的增加而增加。冷凝器對車速比較敏感,增加幅度較大。

圖9 冷卻系統阻力隨車速變化關系

綜合圖8、圖9可知,散熱器和冷凝器對氣動阻力貢獻較大,而中冷器對氣動阻力貢獻較小,主要取決于它們的自身結構和安裝位置：一方面中冷器有效通風面積較小;另一方面前保險杠造型阻礙了冷卻風進入中冷器?？偠灾?冷卻系統阻力隨流量的增大而增大,所以應合理控制發動機艙冷卻風量,在保證散熱性能前提下,合理控制冷卻系統風量,使冷卻系統阻力損失最小,可以有效降低發動機艙內流阻力。

4 結論

(1)發動機艙流場對汽車氣動特性影響較大,增加了車底、車尾的能量損耗。考慮發動機艙流場的影響后,整車氣動阻力增加10%左右。

(2)當車速一定時,內流阻力隨著風扇轉速的增大而增大。當車速較高時,內流阻力隨風扇轉速變化不明顯;而當車速較低時,變化比較明顯。

(3)當車速一定時,冷卻系統阻力隨著風扇轉速的增大而增大,散熱器阻力對風扇轉速比較敏感,中冷器阻力隨風扇轉速的提高變化不明顯;當風扇轉速一定時,冷卻系統阻力隨著車速的增大而增大,冷凝器阻力對車速比較敏感。

(4)冷卻系統阻力是發動機艙內流阻力的主要組成部分。在保證散熱性能的前提下,合理控制冷卻系統風量是減小發動機艙內流阻力的重要手段。

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