重型商用车冷却系统性能优化

唐荣江， 王青青， 肖 飞2， 陆增俊2， 刘威亚

(1.桂林电子科技大学 机电工程学院， 广西 桂林 541004； 2.东风柳州汽车有限公司 商用车技术中心， 广西 柳州 545005)

引言

商用车的使用环境相对恶劣且热负荷大，容易出现冷却液温度偏高的问题，冷却液温度过高不仅会加剧发动机的摩擦，而且会严重影响发动机的可靠性、动力性和经济性。随着人们对车辆的舒适性和动力性要求不断提高，发动机功率持续提高、发动机机体热负荷逐渐增大；另一方面，排放法规日益严苛，噪声限值日趋严格，冷却风扇转速受到严格控制；而且产品复杂度提高，机舱空间布置愈加紧凑，给冷却系统设计提出了更高要求[1]。

在车辆开发阶段，相比试验方法仿真手段具有周期短、节约成本等优势，因而得到了广泛应用[2]。文献[3]建立CFD模型模拟发动机舱内流场与温度场的分布，提出在冷凝器侧边增加阻流板以及冷凝器下端增加导流板的改进方案，仿真效果显示明显改善了发动机的散热环境，但没有进行实车验证。文献[4]用散热器和风扇的风洞测试数据，对中冷器、散热器和多个风扇组成的不同冷却模块方案进行匹配分析。文献[5]通过耦合发动机空调回路和冷却回路研究了发动机舱散热情况和传热过程。文献[6]根据换热器风洞试验，提出一种基于车辆动力舱前端模块与风扇匹配的冷却系统设计方法。叶晓等[7]利用Fluent软件对某商用客车动力舱三维仿真，并通过热平衡试验台架获得该动力舱外特性工况下的能量分布，研究了冷却模块和发动机舱平行布置且有隔板隔离的情况下对冷却气流最高温度区域分布的影响。

本研究运用数值模拟仿真方法，基于STAR-CCM+软件分析发动机舱流场与温度的分布，根据仿真结果确定形成机舱内高温热害的原因，并计算得到冷却系数K值。然后分别提出冷却系统重要部件散热器、风扇和导风罩的改进方案，并通过匹配分析找到最佳组合方案，最终达到改善冷却系统散热性能目标，结合试验验证仿真模型分析可靠有效。

1 建模分析

1.1 基本理论

为了模拟散热单元内部的空气流动和换热情况，采用标准k-ε湍流模型，湍动能k方程、湍动耗散率ε方程分别如式(1)和式(2)所示[8]:

Gk+Gb-ρε-YM+Sk

(1)

(2)

式中，Gk—— 平均速度梯度引起的湍动能k的产生项

Gb—— 浮力引起的湍动能k的产生项

YM—— 脉动扩张贡献

C1ε,C2ε,C3ε—— 经验常数

σε，σk—— 分别为k和ε的普朗特数

Sk,Sε——C3ε源项

将散热器芯部简化成多孔介质模型，在多孔介质中，流动的阻力被分解到给定的方向，并通过源项的方式，添加到动量方程中。源项的系数由下式给出[9]：

(3)

式中， Δp—— 压降

L—— 多孔介质厚度

α—— 空气穿透系数

μ—— 黏性系数

ν—— 迎风风速

C2—— 多孔介质内部损失系数

Pi—— 惯性阻尼系数

Pμ—— 黏性阻尼系数

模拟散热单元内部的空气流动和换热情况，能量守恒控制方程：

(4)

式中，cp—— 比热容

T—— 温度

k1—— 流体的传热系数

ST—— 流体的黏性耗散项

冷却常数K值是评价汽车散热系统的重要参数，K值越小，则发动机舱的散热性能越强。为防止汽车出现“开锅”现象，K值应小于60[10]。冷却常数表达式：

K=T出水-T环境

(5)

式中，T出水—— 发动机出水温度

T环境—— 环境温度

1.2 仿真模型

在CATIA中建立了三维仿真模型，将模型拆分并分别导入Spaceclaim中，在尽可能反映结构细节、保证精度的同时对原始模型进行合理的简化。忽略某些对发动机舱气体流动影响较小的部件，去除不必要的螺栓和直径较小的管束，填补一些孔洞。然后将简化的模型导入STAR-CCM+中。简化后的整车数模、机舱数模如图1所示。

1.3 边界条件

为降低模拟风洞中的阻塞效应、洞壁效应和雷诺效应对仿真计算精度的影响，计算域设定为：长为14倍车长，宽为5倍车宽，高为6倍车高[11]。计算域和网格模型如图2所示。

图1 简化后整车、机舱数模

图2 模型计算域及车身网格

计算域的入口边界设定为速度入口，计算域的出口边界设定为压力出口。计算模型的边界条件设置如表1所示。通过多次迭代运算使散热器出口条件和水套入口条件一致来模拟实际过程中的循环流动。

表1 计算模型边界条件设置

1.4 结果分析

对迭代收敛的计算结果后处理，提取散热器进风面风速、进风温度分布如图3所示。散热器进风面风速分布较为均匀，但风量略为偏低，散热器两侧的温度明显的高于其他地方，表明散热器两侧存在热风回流，热风回流不仅减少冷空气的进入量，还使进气温度上升，降低散热器的冷却效果，造成散热能力不足。

图3 散热器风速、温度云图

2 优化方案

通过上面对该车型的分析，在风扇的抽吸作用下，冷却空气经过散热器加热后，温度升高压力增大，散热器前后存在压差，若不能妥当引流易出现热风回流现象。由于冷却风量不足和热风回流导致散热能力不够，本研究从散热器、导风罩、风扇3个方面对冷却系统进行改进优化。为提高分析效率，计算只选择大扭矩点工况。

2.1 散热器优化

翅片是散热器的基本元件，传热过程主要通过翅片热传导及翅片与流体之间的对流换热来完成。原型翅片主要结构尺寸翅片间距、高度、厚度等如表2所示。

表2 原机配套散热器结构尺寸表

翅片间距对散热器性能产生最直接影响[12]。原车冷侧(空气侧)翅片间距为2.5 mm，保持散热器芯子外形尺寸不变，增大间距到3.0， 3.5， 4.0， 4.5 mm，散热量和风阻对比曲线如图4所示。

图4 不同翅片间距的散热量和风阻曲线

将不同翅片间距方案的风阻数据导入流体分析软件，分析对其性能的影响，然后提取各个方案的散热器进风面风速、进风温度如图5示。可见，随着翅片间距的增大，散热器进风风量增大，进风温度降低。

将CFD计算结果导入一维软件进行冷却性能参数计算，计算结果如表3所示。可见，翅片间距为3.5 mm时，热平衡温度最低，较原型降低了3.3 ℃，为各翅片方案中的最佳方案。

表3 翅片不同间距方案的计算结果

2.2 风扇优化

冷却风扇的性能是由它的结构因素和安装条件决定的，包括风扇直径、叶片数目、叶型、轮毂比、安装角及轴向间隙等。

其中扇叶是风扇的基本单元，扇叶数目和叶型对风扇的通风能力产生直接影响。在风扇直径不宜变动的情况下改变扇叶数目和叶型，根据工程经验提出改进方案，方案一将扇叶数目由原来的11变为10，并改变叶型弧度；方案二不改变扇叶数目只改变叶型。风扇模型如图6所示。

图5 不同翅片间距的散热器风速、进风温度云图

图6 风扇数模

将两款新叶型风扇替换原车风扇进行分析，结果如图7所示，冷却匹配计算结果如表4所示。对比之下风扇方案2的冷却效果最好，K值较原机降低了 3.4 ℃。

图7 各风扇方案的机舱流线图

表4 冷却匹配计算结果℃

方案原机风扇方案1风扇方案2K值60.759.957.3

2.3 导风罩优化

导风罩是发动机冷却模块的重要组成部分，直接影响冷却系统的整体性能，导风罩结构的差异对散热器性能的影响达到3%～4%，而导风罩结构参数中对模块性能影响最大的是导风罩深度[13]。原车方案导风罩为箱型方案，风扇安装位置使扇叶在宽度方向漏出导风罩2/3长度，改变导风罩参数制定优化分析方案如表5、图8所示。

表5 导风罩分析方案

图8 各导风罩方案图

各方案对应的散热器进风面风速、进风温度分析结果如图9所示，冷却匹配计算结果如表6所示。从数据结果可见，方案B2(环形导风罩，扇叶漏出1/2长度)冷却效果最佳，较原机散热能力提高了5 ℃。

图9 各导风罩方案散热器风速、进风温度结果

表6 各导风罩方案℃

方案原车方案A1方案A2K值60.759.159.5改善—1.61.2方案方案B1方案B2方案B3K值57.555.756.0改善3.25.04.7

2.4 组合方案分析

为验证各改善方案的组合效果，分别选取散热器、风扇、导风罩中改善效果最佳的2个方案进行组合分析，结果如表7所示。通过分析，确定最佳组合方案3，即散热器翅片间距3.5 mm、方案2风扇、环形导风罩且风扇扇叶漏出导风罩1/2作为最终组合方案。

表7 各组合方案的改进效果分析

按组合方案要求装车试验测试，最大扭矩工况采用3挡挡位，发动机转速为1300 r/min，迎面风速为20 km/h；环境温度为35 ℃。部分测点布置如图10所示，①是发动机出水温度及压力测点；②是中冷前温度及压力测点。从发动机逐渐加速开始，直到达到相应转速后保持10 min左右，认定为达到平衡状态。随后读取散热器进出水温度，中冷器进出气温以及油底壳机油温度的测量值并予以记录。

图10 部分测点布置示意图

测试结果数据如表8所示。改善后冷却常数K值52.9 ℃，较原型降低了8.3 ℃，达到了改善目的。且模型计算K值为52.3 ℃，误差为1.1%，符合工程要求，说明本研究分析方法有效可行。

表8 最优组合方案试验结果数据

3 结论

本研究运用数值模拟方法，建立了仿真模型对某车型发动机舱空气流场及温度场进行研究。发动机舱内，冷却空气流经散热器然后从冷却风扇穿过后，温度上升压力增大，致使散热器前后形成压差，当风扇风量不够、气流流速较小，且导风罩引流功能不强时，容易导致热风回流，造成循环加热降低冷却系统性能。

本研究分别对散热器、风扇和导流罩提出改进方案，以减少风阻、增大风量以及加强导流，通过对散热器、风扇和导流罩的匹配分析，找到最佳优化组合，优化后冷却常数K值下降了8.3 ℃，有效改善了该车发动机舱的散热环境、增强了冷却性能。