汽車主動進氣格柵開啟角度的匹配優化

劉傳波，劉 康，占 魁，滿興家

（1.武漢理工大學機電工程學院，湖北 武漢430070；2.上汽通用五菱汽車有限公司，廣西 柳州545007）

1 引言

主動進氣格柵（Active Grille Shutter，AGS）是近年來一項新興的節油技術，主要通過控制電機合理調節進氣格柵的開啟角度在滿足冷卻系統的散熱需求的同時降低整車風阻，從而提升整車燃油經濟性。有研究表明，在汽車冷啟動階段通過關閉AGS可以縮短發動機的40%暖機時間［1］，同時減少了發動機的低溫磨損，降低油耗。高速工況下，適當減小AGS開度可以降低整車風阻，提高動力性，降低油耗。

文獻［2］通過STAR-CCM+研究某車型在不同格柵開度下的汽車風阻、發動機艙壓力場和速度流場，得到汽車在啟動、低速、高速和高功率工況下格柵開度的控制方案；文獻［3］基于中心組合設計的標定方案建立冷卻需求預測模型，并以此模型提出了10開度的AGS控制方案，經實車驗證該方案在極限工況下冷卻流量優化約49%，典型工況下節油效果約0.1L；文獻［4］構建整車燃油經濟性的數學模型，在滿足散熱需求基礎上以降低氣動阻力為優化目標提出了AGS的連續控制方案，結果表明在高速工況下，整車燃油經濟性提升1.3%-1.5%；文獻［5］基于AMESim平臺建立車輛熱管理模型，以評價不同AGS開度的控制方案對提升整車燃油經濟性的影響，結果表明5開度的AGS控制方案能夠有效地提升整車燃油經濟性。以上研究表明：對于AGS的研究，大多建立AGS相關模型，通過對比AGS不同開度在模型中的表現，進而確定AGS最佳開度，而沒有根據發動機全工況下的實際散熱需求對進氣格柵角度進行匹配。本研究采用CFD數值仿真的方法，重點研究散熱器在不同車速和格柵角度下的實際進風量，同時基于發動機熱平衡實驗得到冷卻系統在不同車速下的散熱需求，以滿足發動機的散熱需求與降低整車風阻為原則，確定基于車速和冷卻液溫度的格柵角度匹配方案，并通過汽車冷啟動下怠速油耗試驗和道路等速油耗實驗對格柵開度方案進行了驗證。

2 數值計算模型

采用ANSYS Fluent對整車內外流場仿真分析，根據已有的通用方式建立風洞仿真模型并設置網格加密區域提高計算精度［6］，整車模型與計算域如圖1。對車身部分結構進行適當簡化以提高仿真效率，散熱器和冷凝器采用多孔介質模型，對冷卻風扇采用MRF區域模型，同時固定轉速為2568rpm。CFD仿真為穩態仿真，為使仿真規律適用于NEDC工況下進氣模塊匹配，選取NEDC勻 速 段（15km/h、30km/h、50km/h、70km/h、100km/h及120km/h）作為仿真工況。進氣格柵的調整角度從全閉到全開依次為0°、10°、20°、30°、40°、50°、60°、70°、80°和90°。本研究車型采用水平葉片的百葉窗設計，格柵葉片與豎直平面的夾角定義為格柵開啟角度，上下格柵葉片同步旋轉，格柵結構及開口角度定義，如圖2所示。

圖1 整車模型與計算域Fig.1 Vehicle Model and Calculation Domain

圖2 AGS結構及開口角度定義Fig.2 AGS Structure and Opening Angle Definition

3 仿真結果分析

3.1 整車風阻的結果分析

格柵角度的變化使發動機前艙進氣通道發生改變，進而影響了整車內外流場分布和風阻特性。整車研發過程中常用風阻系數來評價整車風阻，風阻系數是汽車的固有屬性，其大小只取決于汽車的外形，與車速無關［7］。空氣阻力的數學模型如下：

式中：Fw—空氣阻力，N；Cd—風阻系數；A—汽車的迎風面積，m2；ρ—空氣密度，m3/kg，；V—行駛速度，m/s。

為研究格柵角度對整車風阻的影響，選取100km/h的工況并針對不同格柵角度進行多次仿真，根據公式（1）計算不同格柵角度下的風阻系數，格柵角度對風阻系數的影響曲線，如圖3所示。

圖3 格柵角度對整車風阻系數的影響曲線Fig.3 Influence Curve of Grid Angle on Vehicle Drag Coefficient

分析圖3可知：（1）格柵角度為0°時，整車風阻系數最小為0.344，格柵角度為90°時，風阻系數最大為0.359，格柵角度從全開到全閉過程風阻系數降低了4.19%；（2）隨著格柵角度的增大，風阻系數的增長率逐漸減小，其數值在格柵角度為70°時趨于穩定。

整車風阻與車速的平方成正比，車速越大，減小風阻系數對于降低整車風阻的效果越明顯。因此在汽車實際行駛過程中，在保證發動機散熱需求的基礎上，適當地調小格柵角度更利于降低整車風阻，從而降低油耗。

3.2 散熱器進風量的結果分析

在不同車速工況和格柵角度下進行仿真分析，散熱器入口的空氣質量流率見表1，各工況下格柵角度對散熱器進風量的影響曲線，如圖4所示。

表1 散熱器的進風量仿真結果（kg/s）Tab.1 Radiator Airflow Simulation Results（kg/s）

圖4 各工況下格柵角度對散熱器進風量的影響曲線Fig.4 Influence Curve of Grid Angle on Inlet Air Volume of Radiator under Various Working Conditions

由表1和圖4可知：（1）低速工況格柵角度在0～20°時，散熱器的進風量出現快速增加，大于20°時趨于穩定；（2）中速工況時，散熱器的進風量受格柵角度的影響趨勢基本同低速工況一致，不同在于格柵開度達到40°時散熱器進風量才慢慢趨于穩定；（3）高速工況格柵角度在0～50°時，散熱器的進風量隨格柵角度增大而快速增大，格柵角度為50°～70°時，散熱器進風量趨于穩定狀態，大于70°時，散熱器進風量隨著格柵角度增大而減小。當格柵角度為50°時，各工況下散熱器入口面進氣量都趨于最大值，因此極限工況時保持格柵角度為50°可同時達到散熱和降阻的目的。

4 格柵開度匹配

4.1 發動機熱平衡實驗

發動機熱平衡實驗目的是確定不同工況下燃油燃燒釋放總能量在發動機各部分的分配情況，熱平衡方程見公式（2）。

式中：Qf—燃油釋放的總熱量，KW；Pe—發動機轉化為有效功的熱量，KW；Qw—冷卻液帶走的熱量，KW；Qa—排氣帶走的熱量，KW；Qo—余項損失熱量，KW。

對發動機在不同的轉速和負荷率下進行熱平衡實驗，通過監測散熱系統中冷卻液的流量和發動機冷卻液進出水口溫度，按照公式（3）計算各個工況下發動機冷卻液帶走的熱量，部分實驗數據，如表2所示。

表2 發動機熱平衡實驗數據Tab.2 Engine Heat Balance Test Data

式中：VC—冷卻液流量，m3/s；ΔT—發動機冷卻液進出口溫度差，℃；ρw—冷卻液密度，取1022kg/m3；Cw—冷卻液定壓比熱容，取3.65KJ/kg·k。

相關文獻資料表明，發動機冷卻液帶走熱量主要與發動機的轉速和負荷率相關，并且具有一定的線性關系［8］。為驗證上述規律，利用MATLAB線性擬合工具箱對熱平衡實驗數據進行線性擬合，在置信度為95%的前提下得到如下公式：

式中：Qw—冷卻液帶走熱量，KW；n—發動機轉速，r/min；Φ—發動機負荷率。

經計算得知：（1）相對誤差均在5%以內，回歸擬合相對誤差平均值為3.12%；（2）對回歸方程進行方差分析，檢驗值F=1.6486＞0，回歸判定系數R=95%，R-Square（擬合優度）為0.9896，擬合效果顯著。即充分表明冷卻液帶走熱量與發動機的轉速和負荷率呈線性相關，可用上式（4）計算在不同工況下發動機的散熱量。

4.2 冷卻需求的確定

通常情況冷卻系統的匹配都是以額定功率工況和最大扭矩工況作為設計和校核，這就導致了汽車在大多數工況下散熱能力富余。車輛實際行駛過程中，冷卻系統需求的散熱量隨著工況而不斷變化的，這就要求進氣格柵能隨著工況的改變而主動改變開口角度。發動機熱平衡實驗的工況為發動機的轉速和負荷率，而CFD仿真工況為車速，為方便匹配格柵角度，必須統一兩者工況。通過確定不通車速下發動機轉速和負荷率，從而計算得到不同車速下發動機的散熱需求。

由汽車車速與發動機轉速的轉換公式（5）計算各車速下發動機的轉速見表3。負荷率代表發動機當前轉速下的扭矩和最大扭矩比值，汽車在特定車速下的負荷率會隨著當前路況、駕駛人的習慣和發動機的當前狀態等發生變化，很難確定固定車速下負荷率。為了便于計算不同車速下的散熱需求，設定發動機的負荷率為該車速下最大負荷率100%。依據上節公式（4）計算在固定車速下發動機的散熱量Qw，如表3所示。

式中：ig—該5MT車型在各個檔位的轉速比，3.545/2.050/1.310/1.031/0.864；io—主傳動比，io=4.058；V—車速，km/h；r—車輪半徑，r=0.31595m。

根據發動機的散熱量Qw和整車熱平衡試驗測取散熱器前后的溫差Δtr（℃），按式（6）計算散熱器理論需求的進風量qw（kg/s）如下表3。

表3 各車速下散熱器的進氣需求量Tab.3 Air Intake Demand for Radiators at Various Speeds

式中：Ca—空氣的定壓比熱容，取1.05KJ/kg·k。

4.3 格柵角度匹配

進氣格柵角度匹配應綜合考慮發動機冷卻系統的散熱需求和降低整車風阻，在滿足冷卻系統散熱需求的前提下盡可能減小格柵角度以降低整車風阻。根據表3中計算得到的散熱器的需求進氣量和表1中仿真獲取的散熱器實際進氣量，對不同車速下的格柵角度進行匹配結果，如表4所示。

表4 各車速下最佳格柵角度Tab.4 Optimal Grill Angle at Each Speed

對于本文研究車型，當冷卻液溫度在80-90℃（發動機出水溫度在85℃-95℃之間），發動機具有最佳的工作性能和使用壽命。結合上表4，可得格柵角度基于車速和冷卻液溫度調整方案如下：（1）冷啟動階段，發動機冷卻液溫度低于80℃時，調整格柵角度為0°以實現快速升溫；（2）當冷卻液溫度在80℃-90℃時，格柵角度按照車速進行調整如上表4。由于研究工況非連續工況，處于兩個速度中間的工況，取上限速度格柵角度作為調整角以保證散熱需求；（3）極限工況時，冷卻液溫度大于90℃，調整格柵角度為50°同時保證散熱和降阻。

5 試驗驗證

為了保證本研究的科學性和嚴謹性，需要對數值計算模型和格柵開度匹配方案進行試驗驗證，試驗對象與仿真一致均為某前置前驅MPV車型，搭載1.5T渦輪增壓發動機。

5.1 原車型仿真數據驗證

在散熱器進口面布置風速傳感器以測量流經散熱器的實際風速，并將風速數據換算成散熱器入口面空氣質量流率。風速傳感器布置如下圖5，換算公式如下式（7）：

圖5 風速傳感器布置Fig.5 Wind Speed Sensor Arrangement

式中：ρ—空氣密度；S—散熱器迎風面積，S=0.3037m2；V—流經散熱器空氣流速，m/s。

根據GB/T12542-2009汽車熱平衡能力道路試驗法對原車進行整車熱平衡實驗，試驗與仿真數據對比，如表5所示。

表5 試驗結果與仿真結果對比（kg/s）Tab.5 Comparison of Test Results with Simulation Results（kg/s）

由表5可知，低速工況下仿真值相對試驗值稍偏大，而中高速工況下仿真值相對于試驗值稍偏小。試驗值與仿真值的誤差均在5%以內，充分驗證本仿真數據的可靠性。

5.2 優化方案驗證

冷啟動下改進原車型格柵角度為0°保持不變，通過Vehicle Spy獲取汽車OBD采集的發動機水溫，計算冷啟動下的溫升時長。外接AVL油耗儀采集怠速下的瞬時油耗，采集頻率為10HZ，采集時間為30min。設定溫升時長為發動機水溫從40℃到85℃的時間間隔，怠速油耗為發動機水溫和瞬時油耗穩定后一段時間內的均值。

圖6 Vehicle Spy數據采集界面Fig.6 Vehicle Spy Data Acquisition Interface

由表6可知，在冷啟動下格柵全閉更有利于實現發動機冷卻液快速升溫，同時格柵全閉狀態下怠速瞬時油耗相對于格柵全開下降低了0.076L/h。

表6 冷啟動溫升時長及怠速油耗Tab.6 Cold Start Temperature Rise Time and Idle Fuel Consumption

根據GB/T12545.1-2008汽車燃料消耗量試驗方法進行道路等速油耗的測量。每組工況測試三次，取均值比較，限于條件僅對匹配格柵角度為30°下幾個典型工況進行試驗驗證，等速油耗試驗結果如下。

由表7可知，基于上文格柵角度的匹配方案相對于原車型全開狀態在車速分別為30km/h、70km/h和120km/h等速下，油耗下降幅度分別為0.08L/100km，0.11L/100km和0.15L/100km，整車燃油經濟性隨車速增大明顯提高。

表7 等速油耗試驗結果（L/100km）Tab.7 Isothermal Fuel Consumption Test Results（L/100km）

6 結論

本文以某MPV車型為研究實例，結合CFD仿真和發動機熱平衡實驗，以降低整車油耗為目標完成了格柵角度的匹配優化。

（1）基于Fluent對某車型進氣格柵在不同開啟角度下進行仿真分析，結果表明適當減小進氣格柵開度可以降低整車的風阻系數，進而降低車輛的行駛阻力以提高整車燃油經濟性。

（2）研究發動機熱平衡實驗，回歸擬合得到發動機散熱量在全工況下的數學模型，進而計算冷卻系統在不同車速下的散熱需求，并結合CFD仿真中的實際進氣量匹配出格柵開啟角度的調整方案。

（3）對實車進氣格柵開啟角度進行優化調整，得到整車在怠速下瞬時油耗下降0.076L/h，30km/h、70km/h和120km/h等速下油耗下降幅度分別為0.08L/100km、0.11L/100km和0.15L/100km。