基于流場調控的商用車動力艙多目標優(yōu)化

唐榮江 左迎香 李申芳 陸增俊 許恩永 畢道坤

1.桂林電子科技大學機電工程學院，桂林，5410042.東風柳州汽車有限公司商用車技術中心，柳州，545005

0 引言

重型商用車國六燃氣機排放標準和客戶對寬敞駕乘空間的需求增加了冷卻系統(tǒng)設計的難度。動力艙冷卻系統(tǒng)的散熱器、風扇、護風罩對氣流的流通阻力有重要影響，高氣流阻力會降低冷卻系統(tǒng)的散熱效率，進而引起嚴重的駕乘熱舒適問題[1-2]。動力艙底部就是地面，不合理的冷卻流場還會引起揚塵污染等環(huán)境問題[3-4]。因此，研究動力艙內(nèi)的冷卻流場特性以減少揚塵及提高熱舒適性十分必要。

文獻[5-6]通過建立耦合數(shù)值仿真模型分析了機艙內(nèi)熱流場的分布特性。文獻[7]設計了矩陣型式的冷卻風扇，提出差速控制策略以優(yōu)化車輛冷卻前端換熱。文獻[8]研究了汽車下護板對動力艙冷卻流場的影響。此外，針對動力艙的散熱量激增問題，通常采用強化冷卻系統(tǒng)的方式來帶走多余的熱量[9-11]，這不僅增加較多的零部件和設計成本，同時還無法滿足日趨復雜的機艙設計需求，不利于提高產(chǎn)品競爭力，現(xiàn)有國內(nèi)外商用車動力艙流場的研究目標單一，商用車動力艙流場特性分析的周期較長，采用傳統(tǒng)的多因素多水平分析方法找出影響最大的因素及其敏感性會使計算成本急劇增加，這是很難接受的。

本文對商用車動力艙的流場特性及優(yōu)化進行研究，提出了基于CFD數(shù)值仿真+疊加優(yōu)化的動力艙流場調控及多目標優(yōu)化方法，根據(jù)主要影響因素、設計余量及優(yōu)化方向，對各個因素進行疊加優(yōu)化設計，通過對動力艙流場的調控設計來改善動力艙的散熱、揚塵特性，并提高駕駛室的熱舒性。

1 原車存在問題分析

圖1所示是發(fā)動機匹配試驗結果。環(huán)境溫度29.5 ℃，發(fā)動機出水溫度102.6 ℃，冷卻K值達73.1 ℃，遠高于發(fā)動機匹配要求的61 ℃，動力艙內(nèi)流場散熱效率不高。

圖1 發(fā)動機匹配試驗Fig.1 Engine matching test

圖2所示為原車定置揚塵測試場景，可知動力艙內(nèi)冷卻氣流吹向地面使得揚塵現(xiàn)象嚴重。

圖2 原車定置揚塵試驗Fig.2 Dust test of the original vehicle in a fixed position

在空調吹面模式下，駕駛室地板溫度測試如圖3所示。由測試結果可知駕駛室地板平均溫度達到42.9 ℃，在駕駛艙內(nèi)能明顯感覺到熱空氣上浮，換擋區(qū)域局部高達53.5 ℃，駕乘熱舒適性差。

(a) 主駕區(qū)域 (b) 換擋區(qū)域 (c) 副駕區(qū)域圖3 駕駛室地板溫度測試Fig.3 Temperature test of cab floor

2 動力艙流場數(shù)值仿真

2.1 物理模型

采用與原車比例為1∶1的幾何模型對動力艙流場進行仿真分析，模型中去除對結果影響不大的后視鏡、遮陽罩及導流罩等駕駛室外飾件，整體基本保持了外部形狀與布置的完整性。模型中的y=0截面定義在風扇軸心上。動力艙冷卻氣流從前格柵進入動力艙，流經(jīng)散熱器、護風罩、風扇，最終流向發(fā)動機。整車的幾何模型和氣流流向如圖4所示。

(a) 簡化后三維模型

外流場長度為模型長度的10倍(進口3倍，出口7倍)，左右寬度各為模型寬度的4倍，高度為模型高度的4倍；整體采用六面體網(wǎng)格劃分，邊界層3層，并分4層進行局部加密細化，模型的體網(wǎng)格總量為3980萬個，計算域模型如圖5所示。

圖5 計算域模型Fig.5 Computational domain model

2.2 控制方程

重型商用車的車速遠低于聲速，三維流場可等效為不可壓縮性流場[12]。車輛行駛中易引起周圍的氣流分離，因此仿真模型按湍流處理，其基本控制方程如下[13]：

連續(xù)性方程為

(1)

運動方程為

(2)

式中，ui、uj為速度分量；xi、xj為坐標分量；p為微單元上的壓力；ρ為密度；μeff為湍流有效黏性系數(shù)。

為求解上述方程，需要引入相應的湍流模型方程進行聯(lián)合求解計算。為了兼顧精確性和計算效率，本文湍流模型采用k-ε模型，該模型引入了關于湍流動能k和湍流動能耗散率ε的方程[14]。

湍流動能k方程為

(3)

湍流動能耗散率ε方程為

(4)

μt=ρCμk2/ε

式中,Pij為剪應力項；μt為湍流黏度；μ為流體動力黏度；Cμ=0.09，C1ε=1.44，C2ε=1.92；σk=0.82，σε=1.0。

仿真分兩步進行：先進行穩(wěn)態(tài)的冷卻計算，然后在此基礎進行瞬態(tài)的揚塵仿真。

2.3 動力學模型

進行揚塵多相流仿真前需要對顆粒物作如下假設：①所有揚塵顆粒是均質的球形；②顆粒相的體積比率小，不考慮顆粒物間的碰撞。揚塵多相流仿真可以采用離散相模型(discrete phase model，DPM)方法來描述和追蹤顆粒在商用車外流場中的運動，其中離散的顆粒物通常采用拉格朗日方法描述其運動軌跡。根據(jù)揚塵顆粒的外力平衡方程得到預測揚塵顆粒的運動軌跡的方程[15]：

(5)

(6)

2.4 穩(wěn)態(tài)邊界條件

在保證計算精度和效率的情況下，將風扇簡化為使用多重參考系(MRF)模型，散熱器簡化為多孔介質區(qū)域并添加熱源項。模型的穩(wěn)態(tài)邊界條件如表1所示。

表1 邊界條件參數(shù)

發(fā)動機及排氣系統(tǒng)為高溫輻射熱源，高溫熱源輻射模型選用表面輻射(S2S)，各高溫熱源表面溫度為實測試驗數(shù)據(jù)，環(huán)境溫度模擬極限使用溫度45 ℃，詳細參數(shù)如表2所示。

表2 高溫熱源邊界參數(shù)設置

2.5 瞬態(tài)邊界條件

瞬態(tài)計算以穩(wěn)態(tài)計算結果為初始值，為加快計算，瞬態(tài)計算開始前需關閉表面輻射(S2S)求解模型，揚塵離散項模型采用拉格朗日多相流進行運動軌跡預測，所有顆?？醋魇窍嗤芏鹊那蝮w。研究表明道路揚塵顆粒物直徑分布在6.48～220.46 μm之間[16]，因此顆粒物直徑設置在10～200 μm之間，采用點噴射器的形式，顆粒噴射初速度根據(jù)分析規(guī)范確定。噴口位置如圖6所示，揚塵瞬態(tài)仿真邊界條件如表3所示。

圖6 揚塵噴射點Fig.6 Dust emission point

表3 拉格朗日項參數(shù)設置

2.6 仿真結果及原因分析

從原車測試結果可知，商用車存在揚塵、動力艙散熱性差的問題。依據(jù)表1～表3定義模型的穩(wěn)態(tài)、瞬態(tài)、溫度場和揚塵邊界條件，后處理中提取揚塵顆粒數(shù)、流場和揚塵狀態(tài)圖。原車性能仿真與測試結果對比如表4所示，可以看出散熱器入口測試風速為5.7 m/s，仿真與試驗結果的誤差為3.5%；進風溫升測試結果為24.1 ℃，仿真與實測結果的誤差為5.4%；K值和中冷后溫升的仿真與測試結果誤差在3%以內(nèi)。各參數(shù)的分析誤差在可接受范圍內(nèi)，表明本文建立的分析模型和分析方法是有效的。

表4 原車仿真與實測結果對比

圖7為動力艙內(nèi)的氣流流線圖，可以看出，風扇吹出氣流向兩側擴散，動力艙中間只有極少氣流流過。由動力艙y=0截面的速度云圖(圖8)可以看出，空氣經(jīng)過風扇后沿著徑向擴散，風扇上部氣流回流至前端，導致進風溫升高達22.8 ℃。由于艙內(nèi)產(chǎn)生的熱量無法散出去，引發(fā)機艙及駕駛室地板溫度上升，致使駕駛室的熱舒適性惡化。風扇底部氣流直接吹地面引起揚塵現(xiàn)象。

圖7 原車動力艙氣流流線圖Fig.7 Airflow diagram of the original power compartment

圖8 y=0截面速度云圖Fig.8 Cross-sectional velocity cloud map of y=0

圖9是揚塵顆粒擴散圖，可以看出，仿真顆粒物位于車輛右側及后側。對動力艙冷卻系統(tǒng)的進風阻力進行分析，圖10是原車冷卻系統(tǒng)阻力和風扇性能曲線圖，可以看出，冷卻系統(tǒng)阻力與風扇扭矩點的匹配值為835 Pa，高氣流阻力導致散熱器入口風速過小，即進風量過小。

圖9 揚塵顆粒擴散圖Fig.9 Diffusion of dust particles

圖10 原車冷卻系統(tǒng)阻力與風扇性能曲線Fig.10 Resistance and fan performance of the original cooling system

動力艙冷卻流場阻力過高以及氣流徑向擴散產(chǎn)生的不合理流場導致了冷卻系統(tǒng)散熱差、揚塵及駕乘熱舒適性差等問題。減小冷卻系統(tǒng)阻力有利于增大進風量，使冷卻風扇出風更集中，氣流回流位置向冷卻部件移動而抑制風扇出風的徑向擴散[17]。綜合分析，減小氣流阻力、增大進風量是解決各項性能問題的關鍵。

3 動力艙流場調控優(yōu)化設計

冷卻系統(tǒng)的散熱器、冷卻風扇、護風罩是影響動力艙冷卻系統(tǒng)氣流阻力的三大部件，對其進行匹配設計是提高散熱性能、降低揚塵和改善熱舒適性的關鍵[18]。采用CFD數(shù)值仿真+疊加優(yōu)化的方法對動力艙流場進行調控優(yōu)化，以改善動力艙的性能，方案如表5所示。

表5 動力艙流場調控方案

3.1 散熱器優(yōu)化

散熱器水箱芯和中冷芯是主要的進風阻力部件，首先對其進行優(yōu)化以增大進風量，改善動力艙的流場特性。結合現(xiàn)有產(chǎn)品，將散熱器的水箱芯厚度由原車的85 mm減小為52 mm。中冷溫升和中冷壓降是中冷芯的主要評價指標，考慮到原車中冷壓降余量較大，將中冷芯高度由原車的750 mm縮短至450 mm。散熱器優(yōu)化如圖11所示。

(a) 原車冷卻系統(tǒng) (b) 優(yōu)化散熱器后圖11 散熱器優(yōu)化前后結構對比Fig.11 Structural comparison before and after radiator optimization

表6所示是動力艙流場調控方案1的仿真結果，可以看出優(yōu)化散熱器后的動力艙進風量增大20%。優(yōu)化中冷芯和水箱后的進風溫升由22.8 ℃降低至15.3 ℃，熱風回流的溫度降低了7.5 ℃。進風溫升的改善彌補了中冷芯高度減小導致的散熱能力下降問題，因此散熱器性能總體降低不大。揚塵顆粒數(shù)同比降低65.6%，流場調控優(yōu)化效果明顯。冷卻K值降為69.3 ℃，但仍高于發(fā)動機匹配要求的61 ℃。后續(xù)的流場調控優(yōu)化方案中將對散熱性能指標做進一步優(yōu)化。

表6 方案1動力艙流場特性結果

圖12是優(yōu)化散熱器后的速度云圖，可以看出，風扇上部的熱風回流減弱，表明方案1的流場調控優(yōu)化是有效的。流場調控優(yōu)化后進風量增加，風扇底部氣流向后流動，避免了直接向下吹起揚塵顆粒，優(yōu)化散熱器后的揚塵擴散如圖13所示。與圖9原車揚塵擴散狀態(tài)相比，優(yōu)化散熱器后車輛右側及后側的揚塵顆粒明顯減少，仿真揚塵顆粒數(shù)從3.84×1010降至1.32×1010。方案1的動力艙流場調控措施改善了動力艙的流場特性。

圖12 優(yōu)化散熱器后速度云圖Fig.12 Velocity cloud map after radiator optimization

圖13 優(yōu)化散熱器后揚塵擴散圖Fig.13 Dust diffusion diagram after radiator optimization

3.2 冷卻風扇優(yōu)化

冷卻風扇是影響動力艙進風量的主要部件。根據(jù)原車冷卻系統(tǒng)阻力與風扇性能曲線結果(圖10)可以知道風扇扭矩點匹配值過高，風扇全速運轉下的送風效率仍不高。在方案1的基礎之上，方案2中疊加對冷卻風扇的優(yōu)化設計，進一步提高動力艙流場調控效果?？紤]布置的通用性，風扇直徑仍選擇為750 mm。設計了兩種冷卻風扇方案，如圖14所示。風扇1中增加風扇外導風環(huán)，其他條件與原車一致；風扇2中減少扇葉數(shù)，增加扇葉的投影寬度。

(a) 原車風扇 (b) 風扇1 (c) 風扇2圖14 不同風扇結構示意圖Fig.14 Schematic diagrams of different fan schemes

表7所示是不同冷卻風扇的仿真結果，可以看出風扇1中增加扇葉導風環(huán)對風扇出風量影響較小，風扇2葉片投影寬度更寬，送風能力更強。與方案1相比，風扇2的風量增加了19.7%，進風溫升降低7.2 ℃。此外，冷卻K值和中冷后溫升分別為59.4 ℃和20.4 ℃，均已滿足商用車的匹配要求。相比于原車的冷卻風扇，風扇2的風扇效率得到極大提高(優(yōu)化后的散熱器入口風速增大)，相同送風量下優(yōu)化后的風扇轉速更低，能耗更小。

表7 不同風扇仿真結果對比

圖15是風扇2的流場速度云圖。采用方案2對動力艙流場進行調控后，冷卻風扇的進風量增大，風扇上部和底部的氣流整體向后收攏并貼合發(fā)動機流動，風扇上部只有少量熱風回流。在風扇底部，更多氣流向后流動，優(yōu)化風扇后揚塵的擴散形態(tài)如圖16所示。流場經(jīng)方案2調控優(yōu)化后，揚塵擴散范圍進一步減小，顆粒數(shù)降至0.98×1010。揚塵現(xiàn)象得到進一步抑制。

圖15 風扇2 y=0截面速度云圖Fig.15 Velocity cloud map of section y=0 of fan scheme 2

圖16 風扇2揚塵擴散圖Fig.16 Dust diffusion diagram of fan scheme 2

采用方案2后，動力艙的進風量相比原車增加了43.6%，熱風回流基本消失，冷卻K值和中冷后溫升已滿足要求，揚塵顆粒相比原車降低了74.5%，經(jīng)過對散熱器和冷卻風扇的疊加優(yōu)化后，動力艙流場調控優(yōu)化效果已經(jīng)基本滿足要求。

3.3 護風罩優(yōu)化

護風罩是散熱器與冷卻風扇的過渡連接通道，對冷卻系統(tǒng)的進風效率有重要影響。方案3在方案2基礎之上疊加護風罩的優(yōu)化設計，進一步提高動力艙的流場調控優(yōu)化效果。圖17a是原車的護風罩結構示意圖，可以看到風扇后端面距離護風罩過渡段長達74 mm。圖17b是護風罩y=0截面壓力云圖，在護風罩底部的低壓區(qū)增大了冷卻系統(tǒng)的進風阻力[19]。

(a) 原車護風罩 (b) y=0截面壓力云圖圖17 原車護風罩結構與y=0壓力云圖Fig.17 The original vehicle air guide hood and pressure cloud map of section y=0

為了減小護風罩的進風阻力，使氣流更平穩(wěn)通過護風罩過渡段，將護風罩過渡段距離由74 mm縮短為8 mm，圓角增大至70 mm，如圖18所示。由圖18b的壓力云圖可以看出，優(yōu)化后通過風扇的氣流更平穩(wěn)，底部負壓區(qū)完全消失。

(a) 優(yōu)化后護風罩 (b) y=0截面壓力云圖圖18 優(yōu)化后護風罩結構與y=0壓力云圖Fig.18 The air guide hood and pressure cloud map of section y=0 after optimization

表8所示是方案3的仿真結果。優(yōu)化護風罩后整個動力艙無異常的壓力梯度，進風量較方案2增加了19.0%。調控優(yōu)化流場后，風扇上部的熱風回流現(xiàn)象已經(jīng)消失，風扇底部的氣流緊貼著發(fā)動機向后流動，如圖19所示。進風溫升降至3 ℃，主要由冷凝器加熱引起。冷卻K值降低至49.5 ℃，中冷后溫升降低至12.8℃，同時揚塵擴散得到進一步抑制。

表8 方案3流場調控仿真結果

圖19 優(yōu)化護風罩后速度云圖Fig.19 Velocity cloud map after air guide hood optimization

在方案1散熱器優(yōu)化后，散熱器入口風速增大至6.6 m/s，冷卻K值降低至69.3 ℃，揚塵顆粒數(shù)降低了65.6%；方案2中疊加冷卻風扇優(yōu)化后，散熱器入口風速提高至7.9 m/s，冷卻K值降低至59.4 ℃，揚塵顆粒數(shù)降低了74.5%；方案3中疊加護風罩優(yōu)化設計，散熱器入口風速提高至9.4 m/s，冷卻K值降低至49.5 ℃，揚塵顆粒數(shù)降至0.23×1010，相對原車仿真的揚塵顆粒數(shù)(3.84×1010)降低94.0%，圖20所示是原車揚塵和方案3中揚塵擴散對比，經(jīng)過對散熱器、冷卻風扇和護風罩的疊加優(yōu)化后，動力艙的散熱和揚塵性能有顯著改善。圖21是調控優(yōu)化后的動力艙氣流流線圖，可以看出動力艙內(nèi)已有冷卻氣流通過，冷卻系統(tǒng)的散熱效率更高，駕乘熱舒適問題在實車測試中驗證。

(a) 原車 (b) 方案3圖20 原車與方案3揚塵擴散對比圖Fig.20 Comparison of dust diffusion diagram between the original vehicle and the scheme 3

圖21 動力艙優(yōu)化前后氣流流線圖Fig.21 Power cabin airflow diagram before and after optimization

4 試驗驗證

對優(yōu)化方案進行實車測試，結果如表9所示。優(yōu)化后冷卻K值由73.1 ℃降低至51.0 ℃，中冷溫升由23.8 ℃降低至12.4 ℃。冷卻系統(tǒng)散熱性能改善效果明顯。

表9 優(yōu)化后仿真與實測對比圖

因重型商用車揚塵試驗無相關評價標準，因此在同等條件下進行揚塵主觀評價測試，圖22所示是優(yōu)化前后揚塵試驗結果對比情況。優(yōu)化后車輛尾部有輕微揚塵，主要是輪胎滾動引起。試驗結果表明對動力艙的流場優(yōu)化后，商用車揚塵現(xiàn)象得到極大改善。

(a) 優(yōu)化前揚塵

測試駕駛艙地板溫度，結果如圖23所示。環(huán)境溫度29.1 ℃，優(yōu)化后主駕區(qū)域底板溫度29.5 ℃。換擋區(qū)域溫度30.5 ℃，副駕區(qū)域溫度34.7 ℃，平均溫度31.6 ℃，相對環(huán)境溫升2.5 ℃，主觀感受已無熱空氣上浮現(xiàn)象，滿足駕乘熱舒適性需求。

(a) 主駕區(qū)域 (b) 換擋區(qū)域 (c) 副駕區(qū)域圖23 優(yōu)化后溫度測試Fig.23 Temperature test afteroptimization

5 結論

原車風扇出風量小，并且氣流經(jīng)過風扇后沿著徑向方向擴散，風扇上部存在熱風回流現(xiàn)象，導致進風溫度升高，風扇下部流場直接吹向地面，引發(fā)嚴重揚塵現(xiàn)象，艙內(nèi)產(chǎn)生的熱量無法散出去，致使駕駛室的熱舒適性能惡化。

采用疊加優(yōu)化法對動力艙冷卻流場進行調控優(yōu)化，具體為：減小散熱器水箱芯的厚度和中冷芯的高度；減少風扇的扇葉數(shù)并增加扇葉的投影寬度；減小護風罩的過渡段距離以及增大護風罩的圓角。優(yōu)化結果表明：冷卻系統(tǒng)阻力減小，進風量增加70.9%；進風溫升降低至3.0 ℃；冷卻K值降低至49.5 ℃，符合匹配要求；揚塵顆粒數(shù)相對原車降低94.0%。動力艙流場特性明顯提高。

對動力艙流場進行調控優(yōu)化后，實車測試與仿真結果的誤差在4%以內(nèi)。測試中已無明顯揚塵和地板熱空氣上浮現(xiàn)象，駕駛室的駕乘熱舒適性提高。