風(fēng)扇矩陣對(duì)冷卻模塊空氣側(cè)流場(chǎng)的影響

王宏朝+單希壯+楊志剛

摘要： 基于傳統(tǒng)乘用車(chē)的單風(fēng)扇系統(tǒng)，提出5種風(fēng)扇矩陣形式，利用數(shù)值模擬技術(shù)分析不同矩陣形式對(duì)冷卻模塊空氣側(cè)流場(chǎng)的影響，結(jié)果表明：隨著風(fēng)扇數(shù)目的增加，冷卻模塊表面的速度均勻度皆表現(xiàn)出先減小后增大的變化趨勢(shì)；N=4的風(fēng)扇矩陣的速度分布均勻性最差，對(duì)應(yīng)通過(guò)散熱器的空氣流量亦最小； N=15的風(fēng)扇矩陣能夠顯著提升通過(guò)散熱器的空氣流量，相比原單風(fēng)扇系統(tǒng)，空氣流量提升15.6%。因此，在不降低散熱器空氣側(cè)換熱能力的前提下，采用該風(fēng)扇矩陣形式能夠使冷卻系統(tǒng)的能耗降低，提高整車(chē)燃油經(jīng)濟(jì)性。采用風(fēng)扇矩陣形式能夠減少冷凝器前端的熱回流區(qū)域，從而降低冷凝器迎風(fēng)面的平均溫度。

關(guān)鍵詞： 數(shù)值模擬； 風(fēng)扇矩陣； 冷卻模塊； 空氣側(cè)流場(chǎng)； 能耗

中圖分類(lèi)號(hào)： U464.1384 文獻(xiàn)標(biāo)志碼： B

Effect of fan configuration on air-side flowfield of cooling module

WANG Hongchao， SHAN Xizhuang， YANG Zhigang

（Shanghai Automotive Wind Tunnel Center， Tongji University， Shanghai 201804， China）

Abstract： Based on the single fan configuration of a traditional passenger car， five kinds of different fan configuration are presented， and the analysis on the effection of different fan configuration on the air-side flow field are carried out using numerical simulation technique. The results show that： with the increased number of fans， the velocity uniformity on the surface of cooling module firstly decrease and then increase， especially， the velocity uniformity of fan configuration of N=4 is the worst， and the air mass flow through the radiator is also minimal； however， when N=15， the air mass flow through the radiator is significantly increased by 15.6% compared to the original single fan system. On the premise that the heat transfer capability of the radiator is not decreased， the power consumption of cooling system can be reduced， the fuel economy can be improved. Furthermore， the fan configuration can effectively suppress the hot-recirculation on the front of condenser， so the average temperature on windward surface of condenser can be reduced.

Key words： numerical simulation； fan configuration； cooling module； air-side flow field； power consumption

0 引 言

日趨嚴(yán)格的排放法規(guī)以及不斷攀升的油價(jià)，使得乘用車(chē)發(fā)動(dòng)機(jī)艙熱管理逐漸成為各整車(chē)廠以及研究機(jī)構(gòu)關(guān)注的重點(diǎn)。[1]與此同時(shí)，車(chē)身造型趨勢(shì)的變化、高性能發(fā)動(dòng)機(jī)的普及，以及新技術(shù)（增壓中冷、廢氣再循環(huán)等）的應(yīng)用也為發(fā)動(dòng)機(jī)艙熱管理提出新的需求。在燃燒過(guò)程中，發(fā)動(dòng)機(jī)所產(chǎn)生的熱量有將近30%以廢熱的形式通過(guò)冷卻系統(tǒng)散發(fā)到外界大氣中，而在車(chē)輛運(yùn)行過(guò)程中，風(fēng)扇是冷卻系統(tǒng)中能耗最大的部件[2]，因此，對(duì)風(fēng)扇進(jìn)行優(yōu)化是實(shí)現(xiàn)車(chē)輛節(jié)能減排的重要措施之一。

STAUNTON等[3]基于對(duì)先進(jìn)熱管理系統(tǒng)的研究表明，通過(guò)采用一組小尺寸的風(fēng)扇組合來(lái)代替原有的單風(fēng)扇系統(tǒng)，能夠使冷卻系統(tǒng)功耗明顯降低。EMP公司為美國(guó)陸軍特種運(yùn)輸車(chē)輛研發(fā)的智能熱管理系統(tǒng)采用基于多風(fēng)扇矩陣的分布式冷卻系統(tǒng)，該系統(tǒng)能夠保證車(chē)輛在低速行駛時(shí)仍具有充足的散熱能力，同時(shí)能夠降低冷卻系統(tǒng)的整體能耗。[4]近年來(lái)，克萊姆森大學(xué)基于其所設(shè)計(jì)的6風(fēng)扇矩陣，運(yùn)用先進(jìn)的非線性算法控制風(fēng)扇的運(yùn)轉(zhuǎn)數(shù)目及轉(zhuǎn)速，實(shí)現(xiàn)在不同的熱負(fù)荷工況下風(fēng)扇能耗最高可降低67%。[5-6]

本文基于某乘用車(chē)的傳統(tǒng)單風(fēng)扇冷卻系統(tǒng)，提出不同的風(fēng)扇矩陣形式，并分析各風(fēng)扇矩陣形式對(duì)冷卻模塊空氣側(cè)流場(chǎng)的影響。

1 仿真設(shè)定

1.1 數(shù)值模型

采用某三廂乘用車(chē)1∶1整車(chē)數(shù)值模型，保留大部分的實(shí)車(chē)細(xì)節(jié)，忽略發(fā)動(dòng)機(jī)艙中對(duì)流場(chǎng)影響較小的組件，如輸電線、螺栓等。該車(chē)的冷卻模塊、發(fā)動(dòng)機(jī)艙以及車(chē)身底部視圖見(jiàn)圖1。數(shù)值計(jì)算的湍流模型選擇可實(shí)現(xiàn)的k-ε模型，該模型能夠較準(zhǔn)確地捕捉流動(dòng)分離及預(yù)測(cè)車(chē)身外部氣動(dòng)阻力。計(jì)算域參照同濟(jì)大學(xué)環(huán)境風(fēng)洞進(jìn)行創(chuàng)建，見(jiàn)圖2。該風(fēng)洞為3/4開(kāi)口式風(fēng)洞，包括收縮段、噴口、試驗(yàn)段、駐室、收集口以及擴(kuò)散段，噴口面積為7 m2，車(chē)輛前端距離噴口1.7 m（參照實(shí)車(chē)試驗(yàn)布置），為避免出口邊界出現(xiàn)回流進(jìn)而影響計(jì)算穩(wěn)定性，對(duì)擴(kuò)散段進(jìn)行延長(zhǎng)，取15 m。模型的面網(wǎng)格劃分采用三角形網(wǎng)格，體網(wǎng)格劃分采用以六面體為核心的剪裁體網(wǎng)格，該網(wǎng)格類(lèi)型在處理復(fù)雜的幾何模型時(shí)具有較高的效率和魯棒性[7]，近壁面使用Two-Layer All y+ Wall Treatment以減少對(duì)邊界層網(wǎng)格質(zhì)量的敏感性。具體各區(qū)域的網(wǎng)格尺寸設(shè)置見(jiàn)表1。對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)艙、車(chē)身底部等關(guān)鍵區(qū)域進(jìn)行局部網(wǎng)格加密，最終劃分的體網(wǎng)格數(shù)目約為2 500萬(wàn)個(gè)。所有算例皆采用穩(wěn)態(tài)計(jì)算，迭代5 000步后殘差降至10-4數(shù)量級(jí)，認(rèn)為計(jì)算收斂。endprint

1.2 邊界條件設(shè)定

入口邊界設(shè)為質(zhì)量流量入口，出口邊界設(shè)為分散流出口，壁面邊界條件取固定壁面。散熱器、冷凝器使用多孔介質(zhì)模型，其黏性阻力因數(shù)和慣性阻力因數(shù)通過(guò)臺(tái)架測(cè)試數(shù)據(jù)擬合得到，換熱模擬采用單流體換熱器模型，其換熱量由實(shí)車(chē)試驗(yàn)結(jié)果給定。

風(fēng)扇模擬采用多重參考系模型，對(duì)包圍風(fēng)扇葉片的流體區(qū)域設(shè)定旋轉(zhuǎn)坐標(biāo)系模擬風(fēng)扇轉(zhuǎn)動(dòng)，風(fēng)扇轉(zhuǎn)速由試驗(yàn)中實(shí)際測(cè)得的轉(zhuǎn)速給定。由于發(fā)動(dòng)機(jī)艙內(nèi)部各部件存在復(fù)雜的熱交換，因此忽略輻射換熱的影響，對(duì)于放熱部件，將其設(shè)定為均勻的溫度壁面邊界。

1.3 數(shù)值模型驗(yàn)證

通過(guò)對(duì)比車(chē)輛前端總壓驗(yàn)證仿真模型。在車(chē)頭前端200 mm處安裝總壓排，該總壓排共布置28個(gè)1 mm的總壓管，驗(yàn)證試驗(yàn)在同濟(jì)大學(xué)地面交通工具風(fēng)洞中心的環(huán)境風(fēng)洞中進(jìn)行，見(jiàn)圖3。

在近地面處（H<0.2 m），試驗(yàn)測(cè)得的地面邊界層比數(shù)值模擬得到的地面邊界層厚，而在核心射流區(qū)，仿真所得的總壓分布與試驗(yàn)結(jié)果比較一致，兩者的平均誤差為1.14%左右。該誤差主要是在試驗(yàn)過(guò)程中傳感器等所產(chǎn)生的測(cè)量誤差以及在建模過(guò)程中由于模型簡(jiǎn)化所引入的模型誤差。因此，可認(rèn)為該數(shù)值模型具有較高的模擬精度。

1.4 工況設(shè)定

選取怠速工況作為研究對(duì)象。在怠速時(shí)，車(chē)輛前端缺少?zèng)_壓空氣作用，冷卻模塊僅依靠風(fēng)扇驅(qū)動(dòng)的冷卻空氣進(jìn)行換熱。環(huán)境溫度設(shè)為28 ℃，在入口邊界給定一個(gè)微小的質(zhì)量流量（1 kg/s）以保證數(shù)值計(jì)算的穩(wěn)定性。[8]

2 風(fēng)扇矩陣及其轉(zhuǎn)速設(shè)計(jì)

為研究最優(yōu)的風(fēng)扇矩陣布置形式，在原有的冷卻模塊基礎(chǔ)上進(jìn)行改裝，共設(shè)計(jì)N=2，4，6，8，15等5種風(fēng)扇矩陣布置形式，見(jiàn)圖5。矩陣中的小風(fēng)扇與原單風(fēng)扇系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)相同，僅直徑不同。

冷卻模塊散熱量由通過(guò)其表面的空氣質(zhì)量流量決定，冷卻風(fēng)扇的設(shè)計(jì)目標(biāo)是在保證能耗盡可能少的前提下提供盡可能多的空氣流量，因此，首先基于功率相似定律設(shè)計(jì)各風(fēng)扇矩陣的轉(zhuǎn)速，進(jìn)而對(duì)比不同風(fēng)扇矩陣所能實(shí)現(xiàn)的空氣流量，從中選擇最優(yōu)的布置型式。

由于風(fēng)扇矩陣中各個(gè)風(fēng)扇屬于并聯(lián)布置，并聯(lián)運(yùn)行的總流量等于并聯(lián)各風(fēng)扇流量之和，總揚(yáng)程與并聯(lián)各風(fēng)扇的揚(yáng)程相等，通過(guò)風(fēng)扇矩陣的空氣質(zhì)量Q和揚(yáng)程H分別為

（2）式中：Qi為第i臺(tái)風(fēng)扇的流量；N為風(fēng)扇個(gè)數(shù)。由于風(fēng)扇矩陣中各個(gè)小風(fēng)扇的轉(zhuǎn)速和直徑皆相同，可對(duì)整個(gè)風(fēng)扇區(qū)域進(jìn)行分隔，減少各個(gè)小風(fēng)扇對(duì)應(yīng)區(qū)域之間的相互干涉以及二次流的產(chǎn)生[9]，因此

由功率相似理論可知，風(fēng)扇矩陣功率P與原單風(fēng)扇系統(tǒng)功率P0的關(guān)系[9]為

式中：D為風(fēng)扇葉輪直徑；n為轉(zhuǎn)速；γ為風(fēng)扇的機(jī)械效率，其與風(fēng)扇轉(zhuǎn)速的三次方成反比，針對(duì)本文中的轉(zhuǎn)速運(yùn)行區(qū)間，可認(rèn)為γ=γ0；D0，H0，Q0和n0分別為原單風(fēng)扇系統(tǒng)的直徑、揚(yáng)程、流量和轉(zhuǎn)速。文中D0=392 mm，怠速工況下風(fēng)扇轉(zhuǎn)速n0=1 760 r/min（環(huán)境風(fēng)洞試驗(yàn)測(cè)得），各矩陣中的風(fēng)扇尺寸由冷卻模塊的投影面積和風(fēng)扇個(gè)數(shù)決定。

因此，在保證功耗相等的前提下，由式（5）可基于原單風(fēng)扇系統(tǒng)的尺寸和轉(zhuǎn)速推出各風(fēng)扇矩陣的等效轉(zhuǎn)速，見(jiàn)表2。

3 結(jié)果與分析

3.1 不同風(fēng)扇矩陣對(duì)冷卻模塊空氣側(cè)的影響

3.1.1 散熱器迎風(fēng)面氣流速度分布

不同風(fēng)扇矩陣下散熱器迎風(fēng)面的氣流速度分布見(jiàn)圖6。由于怠速工況下冷卻氣流完全由風(fēng)扇驅(qū)動(dòng)，從圖中可以明顯區(qū)分出風(fēng)扇區(qū)域?qū)?yīng)的速度輪廓，在相同能耗下，不同風(fēng)扇矩陣下的氣流速度分布差異較大，其中N=4的風(fēng)扇矩陣葉輪區(qū)域的速度最大，峰值速度達(dá)到4.94 m/s。此外，即使對(duì)各風(fēng)扇區(qū)域進(jìn)行分隔處理，由圖中可以看出，各風(fēng)扇之間仍存在明顯的相互干涉，并伴隨著二次流的產(chǎn)生，由此會(huì)造成散熱器換熱性能的降低。[10]

3.1.2 冷卻模塊表面氣流速度均勻度

由于發(fā)動(dòng)機(jī)艙的結(jié)構(gòu)和布置復(fù)雜，冷卻空氣在到達(dá)換熱器表面時(shí)會(huì)變得極不均勻，進(jìn)而直接影響換熱器的進(jìn)氣效率和換熱性能。為分析不同風(fēng)扇矩陣對(duì)冷卻模塊表面氣流流動(dòng)均勻度的影響，提出速度均勻度Φ作為評(píng)價(jià)指標(biāo)，

式中：V為平均速度；Af為單元f的面積；Vf為單元f的速度。該指數(shù)越接近于1，表明氣流速度分布越均勻。不同風(fēng)扇矩陣形式下散熱器和冷凝器表面的速度均勻度見(jiàn)圖7。對(duì)于原單風(fēng)扇系統(tǒng)，其散熱器和冷凝器表面的速度均勻度差別不大。隨著風(fēng)扇數(shù)目的增加，其速度均勻度皆表現(xiàn)出先減小后增大的變化趨勢(shì)，N=4時(shí)冷凝器和散熱器的速度分布均勻度最差。當(dāng)N≥6時(shí)，冷凝器迎風(fēng)面的速度均勻度比原單風(fēng)扇系統(tǒng)有明顯提升，而當(dāng)N=6和N=8時(shí)，散熱器迎風(fēng)面的速度均勻度仍低于原單風(fēng)扇系統(tǒng)，當(dāng)N=15時(shí)，其速度均勻度優(yōu)于原單風(fēng)扇系統(tǒng)。

造成冷卻模塊表面速度均勻度差異的原因是各個(gè)小風(fēng)扇的運(yùn)行工況點(diǎn)不同。發(fā)動(dòng)機(jī)艙空間結(jié)構(gòu)的復(fù)雜性使得風(fēng)扇矩陣中各個(gè)小風(fēng)扇所受的環(huán)境阻力不同。N=15的風(fēng)扇矩陣所能實(shí)現(xiàn)的速度均勻度最高，表明其各個(gè)小風(fēng)扇之間的環(huán)境阻力差異較小，即各個(gè)小風(fēng)扇的運(yùn)行工況點(diǎn)越相近，風(fēng)扇矩陣的效率越高。

3.1.3 通過(guò)散熱器的空氣質(zhì)量流量

在車(chē)輛運(yùn)行過(guò)程中，發(fā)動(dòng)機(jī)產(chǎn)生的熱量由冷卻液帶至散熱器，并通過(guò)熱交換散發(fā)到外部空氣中，冷卻液在流經(jīng)散熱器后散發(fā)至空氣中的熱量為

式中：Cp為空氣比熱；m為流經(jīng)散熱器的空氣質(zhì)量流量；ΔT為冷卻空氣在散熱器前后表面的平均溫差。由式（7）可以看出，通過(guò)散熱器的空氣流量是決定散熱器換熱性能的重要特征參數(shù)，仿真得到的不同風(fēng)扇矩陣形式下通過(guò)散熱器的空氣流量以及基于相似定律推出的不同風(fēng)扇矩陣形式的空氣流量見(jiàn)圖8。由此可見(jiàn)，采用N=2和N=15的風(fēng)扇矩陣能夠提升通過(guò)散熱器的空氣流量，其中，N=15的風(fēng)扇矩陣優(yōu)化效果最為顯著，相比原單風(fēng)扇系統(tǒng)，空氣流量提升15.6%，而N=4和N=8的風(fēng)扇矩陣反而使通過(guò)散熱器的空氣流量下降。對(duì)比基于相似定律推出的空氣流量，兩者之間的變化趨勢(shì)基本一致，但仍存有明顯的差值，最大可達(dá)17.7%，如N=15的風(fēng)扇矩陣，由相似定律推出的空氣流量為0.385kg/s，而實(shí)際仿真得到的空氣流量為0.453 kg/s，由此可以說(shuō)明通過(guò)散熱器的空氣流量不僅僅由風(fēng)扇的基本性能決定，同時(shí)還受到冷卻模塊的布置形式、風(fēng)扇與散熱器的間距以及各風(fēng)扇之間的干涉作用等因素的影響。endprint

對(duì)比圖7和8還可看出，在不同風(fēng)扇矩陣形式下，通過(guò)散熱器的空氣流量與其表面的速度均勻度存在明顯的相關(guān)性，如：N=4的風(fēng)扇矩陣，其散熱器表面的速度均勻度最小，對(duì)應(yīng)通過(guò)散熱器的空氣流量亦最低；N=15的風(fēng)扇矩陣，其散熱器表面的速度均勻度最大，對(duì)應(yīng)通過(guò)散熱器的空氣流量亦最高。由此說(shuō)明，優(yōu)化冷卻模塊表面的速度均勻度可以有效提升通過(guò)冷卻模塊的空氣流量，從而增加其空氣側(cè)的換熱性能。

3.1.4 風(fēng)扇矩陣對(duì)前端熱回流的影響

車(chē)輛處于怠速時(shí)，由于冷卻模塊的換熱僅靠風(fēng)扇驅(qū)動(dòng)的空氣，此時(shí)往往會(huì)伴隨著熱回流現(xiàn)象的產(chǎn)生，造成冷凝器迎風(fēng)面的平均溫度上升，從而影響換熱性能。冷凝器迎風(fēng)面的溫度分布見(jiàn)圖9和10。

由此可以看出，怠速工況下，該車(chē)?yán)鋮s模塊存在顯著的熱回流現(xiàn)象。由于密封性不佳，從散熱器流出的高溫冷卻空氣經(jīng)過(guò)冷卻模塊兩側(cè)又回流至冷凝器表面，使得冷凝器迎風(fēng)面左右兩端的溫度上升。由圖9還可看出，相比原單風(fēng)扇系統(tǒng)：采用風(fēng)扇矩陣形式（N=4風(fēng)扇矩陣除外）能夠減小冷凝器前端的熱回流區(qū)域，從而降低冷凝器迎風(fēng)面的平均溫度；N=8的風(fēng)扇矩陣溫度降幅最大，由單風(fēng)扇系統(tǒng)下的44.58 ℃降至38.00 ℃，說(shuō)明冷凝器的換熱性能得到有效改善。

3.2 風(fēng)扇矩陣對(duì)冷卻系統(tǒng)能耗的改善

由3.1節(jié)的分析可以看出，對(duì)比原單風(fēng)扇系統(tǒng)，N=15的風(fēng)扇矩陣在相同能耗的前提下使通過(guò)散熱器的空氣流量提升15.6%，由此可以在不降低空氣側(cè)散熱能力的前提下，通過(guò)降低風(fēng)扇轉(zhuǎn)速來(lái)減少風(fēng)扇能耗。此外，對(duì)于N=6的風(fēng)扇矩陣，其散熱器表面的速度均勻度低于原單風(fēng)扇系統(tǒng)，而通過(guò)散熱器的空氣流量基本相同，所以可以在前端增加導(dǎo)流裝置來(lái)提高冷卻模塊表面的速度均勻度，進(jìn)而提升風(fēng)扇運(yùn)行效率。采用合適的風(fēng)扇矩陣形式，能夠降低冷卻系統(tǒng)的寄生損失，進(jìn)而提高整車(chē)的燃油經(jīng)濟(jì)性。

4 結(jié) 論

對(duì)傳統(tǒng)乘用車(chē)的單風(fēng)扇冷卻系統(tǒng)進(jìn)行改造，共設(shè)計(jì)5種風(fēng)扇矩陣形式，并利用數(shù)值模擬技術(shù)分析不同矩陣形式對(duì)冷卻模塊空氣側(cè)流場(chǎng)以及冷卻系統(tǒng)能耗的影響，結(jié)果如下。

（1）隨著風(fēng)扇數(shù)目的增加，冷卻模塊表面氣流的速度均勻度皆表現(xiàn)出先減小后增大的變化趨勢(shì)，其中N=4風(fēng)扇矩陣的氣流速度分布均勻性最差。

（2）采用N=2和N=15的風(fēng)扇矩陣能夠提升通過(guò)散熱器的空氣流量，其中N=15的風(fēng)扇矩陣優(yōu)化效果最為顯著，與原單風(fēng)扇系統(tǒng)相比，空氣流量提升15.6%。

（3）采用風(fēng)扇矩陣（N=4風(fēng)扇矩陣除外）能夠減少冷凝器前端的熱回流區(qū)域，從而降低冷凝器迎風(fēng)面的平均溫度。

（4）在不降低散熱器空氣側(cè)散熱能力的前提下，采用N=15的風(fēng)扇矩陣能夠降低冷卻系統(tǒng)能耗，提高整車(chē)燃油經(jīng)濟(jì)性。

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