馮 哲

（東風(fēng)柳州汽車有限公司，廣西 柳州 545005）

0 引言

汽車行駛時(shí)外部空氣經(jīng)進(jìn)氣格柵進(jìn)入動(dòng)力艙，與冷卻系統(tǒng)進(jìn)行熱交換帶走發(fā)動(dòng)機(jī)等部件的熱量，起到了散熱作用，但同時(shí)也引起了艙內(nèi)壓力變化，增大了汽車內(nèi)循環(huán)阻力，不利于汽車減阻。況且一般車輛前端進(jìn)氣格柵的開口面積等結(jié)構(gòu)參數(shù)是基于高溫、高負(fù)荷的行駛工況下設(shè)計(jì)，在其余工況下存在冷卻流量過量的現(xiàn)象，導(dǎo)致冷卻性能過剩，同時(shí)動(dòng)力艙內(nèi)氣流過多使得整車阻力過高，降低了汽車的燃油經(jīng)濟(jì)性[1]。因此，探究如何在滿足汽車散熱性能的基礎(chǔ)下通過控制格柵開口等系數(shù)來進(jìn)一步降低整車風(fēng)阻很有必要。

王東等[2]通過CFD分析對比研究了某轎車進(jìn)氣格柵全部開啟、部分開啟和全部關(guān)閉3種工況下流經(jīng)冷卻系統(tǒng)的質(zhì)量流量和空氣阻力因數(shù)。李惠等[3]則進(jìn)一步研究了格柵開口位置、大小及形狀等結(jié)構(gòu)細(xì)節(jié)對機(jī)艙進(jìn)氣氣流的影響。宋建波等[4]結(jié)合一維跟三維聯(lián)合仿真方法研究了某SUV幾種不同格柵開口比例下機(jī)艙進(jìn)風(fēng)量對發(fā)動(dòng)機(jī)水溫的影響。劉傳波等[5-7]仿真分析了某MVP車型動(dòng)力艙流場，針對氣體逃逸導(dǎo)致機(jī)艙局部散熱不均的問題，研究了增加主動(dòng)進(jìn)氣格柵（active grille system，AGS）后格柵的開度優(yōu)化，并建立了格柵開度與冷卻風(fēng)扇轉(zhuǎn)速之間的匹配性關(guān)系，不僅滿足了動(dòng)力艙冷卻系統(tǒng)的散熱需求，還降低了整車風(fēng)阻。王文璽等[8]建立發(fā)動(dòng)機(jī)熱管理模型分析了發(fā)動(dòng)機(jī)散熱和冷卻兩者平衡所需的進(jìn)風(fēng)量，并引入中心組合設(shè)計(jì)（central composite design，CCD）采用二次多項(xiàng)式回歸方程建立了車速-格柵開度-風(fēng)扇狀態(tài)的進(jìn)風(fēng)量預(yù)測模型，根據(jù)預(yù)測模型設(shè)計(jì)了AGS多角度控制算法實(shí)時(shí)控制機(jī)艙進(jìn)氣量，滿足了汽車在不同工況行駛時(shí)的整車?yán)鋮s需求。

以上學(xué)者對汽車進(jìn)氣格柵或主動(dòng)進(jìn)氣格柵的研究主要聚焦在進(jìn)氣量對機(jī)艙散熱的影響上，未對整車風(fēng)阻影響的研究。而進(jìn)氣格柵的變化不僅影響機(jī)艙內(nèi)阻力，也會(huì)影響汽車前后壓差阻力，對整車阻力影響極大。因此，要對進(jìn)氣格柵全面研究，必須在保證車輛動(dòng)力艙散熱的進(jìn)氣風(fēng)量前提條件下，探究進(jìn)氣格柵開口面積及封堵位置對整車風(fēng)阻系數(shù)的影響。

1 建模分析

1.1 基本理論

1.1.1 湍流模型

因重型商用車行駛車速遠(yuǎn)低于聲速，故仿真流場可等效為密度不變的不可壓縮性流場[9]。高速行駛的汽車與氣流撞擊時(shí)極易產(chǎn)生氣流分離現(xiàn)象，因此仿真模型選用湍流模型。考慮到計(jì)算精度、穩(wěn)定性及效率等。湍流模型選用雷諾時(shí)均法（Reynolds-Averaged Navier-Stokes，RANS）中的Realizablek-ε湍流模型，該模型方程如下。

湍動(dòng)能k方程：

湍動(dòng)能耗散率ε方程：

式中：σk、σε分別為對應(yīng)的普朗特常數(shù)；ρ為流體密度；μt為湍流黏性系數(shù)，；Gk為平均梯度引起的產(chǎn)生項(xiàng)；C1ε、C2ε為經(jīng)驗(yàn)常數(shù)，C1ε=1.44，C2ε=1.92。

1.1.2 氣動(dòng)阻力理論

汽車行駛所需克服的全部阻力如下：

式中：Ff為滾動(dòng)阻力，N；Fω為空氣阻力，N；Fi為坡度阻力，N；Fj為加速阻力，N。由于本文是基于平穩(wěn)道路下以一定速度進(jìn)行單因素氣動(dòng)阻力分析，因此滾動(dòng)阻力、坡度阻力及加速阻力可忽略不計(jì)。空氣阻力數(shù)學(xué)模型如下：

式中：Cd為風(fēng)阻系數(shù)；A為汽車正面迎風(fēng)投影面積，m2；ρ為空氣密度，取值為1.18415；v2x為正面行駛速度，由于無側(cè)向風(fēng)，取值為25 m/s。

汽車氣動(dòng)阻力的影響因素較多，而風(fēng)阻系數(shù)是汽車本身的固有屬性，其大小主要取決于汽車外形[10]，為了準(zhǔn)確判斷阻力大小，以風(fēng)阻系數(shù)作為評判整車風(fēng)阻性能的標(biāo)準(zhǔn)。

1.2 仿真模型

按照某款商用車實(shí)際尺寸1∶1建立三維仿真模型，并簡化模型，去除對仿真結(jié)果影響不大的螺紋、細(xì)小管路等小部件，填補(bǔ)一些孔洞，保留進(jìn)氣格柵孔洞及動(dòng)力艙內(nèi)部件的大小形狀等結(jié)構(gòu)特征。最終簡化好的原車模型如圖1所示。

圖1 原車模型

1.3 劃分網(wǎng)格

為降低模擬風(fēng)洞中的阻塞效應(yīng)、洞壁效應(yīng)和雷諾效應(yīng)對仿真計(jì)算精度的影響[11]。建立外流場總長為模型長度的11倍，其中進(jìn)口距車前3倍，出口距車尾7倍，總寬為4倍模型寬度，左右寬度各2倍；總高為5倍車高，計(jì)算域如圖2所示。

整體采用六面體網(wǎng)格劃分，為了流體在邊界處順利過渡，設(shè)置4層邊界層。為提高計(jì)算效率及精度，從進(jìn)氣格柵處開始往外進(jìn)行局部細(xì)化，最終模型的體網(wǎng)格總量約為3780萬個(gè)，網(wǎng)格劃分如圖3所示。

圖2 計(jì)算域模型

圖3 網(wǎng)格劃分

1.4 邊界條件設(shè)置

將計(jì)算域入口設(shè)置為速度入口，速度值為25 m/s；出口設(shè)置為壓力出口，壓力值為0 Pa，左右兩面及頂面均設(shè)置為壁面。為避免地面效應(yīng)對動(dòng)力艙流場的影響，設(shè)置地面為滑移壁面，相對速度與速度入口一致。

為更加準(zhǔn)確模擬冷卻風(fēng)通過熱交換模塊造成的壓力損失[12]，對冷卻系統(tǒng)中的冷凝器、中冷器和散熱器設(shè)置成多孔介質(zhì)模型，并輸入相應(yīng)的黏性、慣性阻力系數(shù)。

1.5 原車格柵密封與未密封仿真分析

對原車模型進(jìn)氣格柵全封閉及未封閉兩種情況進(jìn)行仿真分析，待殘差曲線迭代收斂后提取整車風(fēng)阻、風(fēng)速等數(shù)值見表1。從中可得進(jìn)氣格柵全封閉后相對于未封閉時(shí)正面迎風(fēng)面積無變化，而風(fēng)阻系數(shù)降低了17counts，中冷器進(jìn)風(fēng)風(fēng)速下降了約2.85 m/s，說明進(jìn)氣格柵開口面積的減小在降低動(dòng)力艙的散熱能力的同時(shí)也降低了整車風(fēng)阻系數(shù)，減少了汽車燃油消耗量。

表1 原車仿真數(shù)值

圖4分別為進(jìn)氣格柵未密封與全密封狀態(tài)下的速度云圖。格柵未密封狀態(tài)下在冷卻風(fēng)扇的抽吸作用下外部氣流經(jīng)進(jìn)氣格柵進(jìn)入動(dòng)力艙內(nèi)，上部格柵進(jìn)氣流一部分穿過冷卻部件，因風(fēng)速較高，散熱性能較好。另一部分氣流則沿著駕駛室壁面往后導(dǎo)流，受到阻滯導(dǎo)致內(nèi)阻增大，整體風(fēng)阻增高。

當(dāng)把進(jìn)氣格柵全密封但格柵之間的空隙不封閉時(shí)，氣流僅能通過空隙擠壓進(jìn)入動(dòng)力艙，即使空隙處氣流流速增大，但艙內(nèi)氣流量急劇下降，散熱能力減弱。但動(dòng)力艙內(nèi)氣流量的減少不僅降低了內(nèi)循環(huán)阻力，同時(shí)艙內(nèi)壓力降低，形成低壓區(qū)，動(dòng)力艙部件受到的阻力減小，整車阻力及風(fēng)阻系數(shù)均減小。

以上的對比分析結(jié)果表明，進(jìn)氣格柵開口面積的大小和位置均對動(dòng)力艙內(nèi)的散熱和整車風(fēng)阻有很大的影響。過大的進(jìn)氣格柵開口面積雖然提高了散熱能力，但也提高了內(nèi)循環(huán)阻力；而過小的開口面積減小了整車阻力，但降低了散熱能力。因此，需要通過控制進(jìn)氣格柵開口面積及位置來確定兩者關(guān)系，從中找到平衡點(diǎn)，為設(shè)計(jì)進(jìn)氣格柵提供參考。

圖4 進(jìn)氣格柵未封閉與全封閉速度云圖

2 結(jié)果分析

為探究不同進(jìn)氣格柵開口面積大小及其不同分布位置對動(dòng)力艙散熱性能和整車風(fēng)阻的影響，基于一定的格柵開口面積，研究該開口面積在不同分布位置的散熱性能及風(fēng)阻特性。

2.1 密封格柵1/4面積的影響

考慮到該車型的進(jìn)氣格柵由四個(gè)同等開度的小格柵呈規(guī)律性上下分布，因此將進(jìn)氣格柵從上往下分為A、B、C、D四個(gè)區(qū)域，如圖5所示。分別密封四個(gè)區(qū)域并進(jìn)行相應(yīng)CFD仿真分析，探究密封1/4格柵下不同密封位置的機(jī)艙散熱性能及整車風(fēng)阻。

圖5 進(jìn)氣格柵分區(qū)

表2為密封不同位置1/4格柵的仿真結(jié)果，可以看出密封A、B、C區(qū)后均降低了進(jìn)風(fēng)風(fēng)速和風(fēng)阻系數(shù)，其中密封A區(qū)后相較未密封狀態(tài)進(jìn)風(fēng)風(fēng)速下降了2.02 m/s，風(fēng)阻系數(shù)減少了9 counts；密封B區(qū)后進(jìn)風(fēng)風(fēng)速下降了3.27 m/s，風(fēng)阻系數(shù)減少了11 counts；密封D區(qū)進(jìn)風(fēng)風(fēng)速降幅較少，整車風(fēng)阻系數(shù)無太大影響；而密封C區(qū)后大幅降低進(jìn)風(fēng)風(fēng)速，風(fēng)阻系數(shù)的降幅不明顯，因此C區(qū)對于動(dòng)力艙散熱及整車風(fēng)阻性能變化影響較大。

表2 密封1/4不同位置格柵仿真結(jié)果

圖6分別為A、B、C、D區(qū)域的動(dòng)力艙風(fēng)速云圖，可以看出由于A區(qū)格柵口正對中冷器及散熱器的上部，密封A區(qū)后導(dǎo)致冷卻系統(tǒng)上部進(jìn)風(fēng)風(fēng)速減弱，散熱能力下降。同時(shí)，由于上部氣流沿著駕駛室壁面往后流動(dòng)，流經(jīng)的部件較多，致使內(nèi)循環(huán)阻力較大，因此，在保證動(dòng)力艙散熱能力的情況下為降低整車阻力可以適度密封A區(qū)進(jìn)氣格柵。C區(qū)格柵正處于冷卻系統(tǒng)中間區(qū)域，經(jīng)C區(qū)進(jìn)入動(dòng)力艙的氣流經(jīng)過前保險(xiǎn)桿通孔后直接流入冷卻系統(tǒng)，流經(jīng)部件較少，因此，密封C區(qū)進(jìn)氣格柵后散熱能力大幅下降，整車風(fēng)阻系數(shù)也并未降低。D區(qū)進(jìn)氣格柵處于冷卻系統(tǒng)下部，密封D區(qū)格柵后反而增強(qiáng)了C區(qū)進(jìn)氣風(fēng)速，散熱能力降幅較低，整車阻力無太大改變。

圖6 不同位置速度云圖

2.2 密封1/2格柵的影響

上文分析表明，密封C區(qū)格柵對前端進(jìn)氣影響較大，而對車輛減阻作用較小。在剔除C區(qū)格柵對A、B、C區(qū)格柵進(jìn)行兩兩組合形成密封格柵1/2后動(dòng)力艙散熱及整車風(fēng)阻的變化仿真結(jié)果見表3。

表3 密封1/2不同位置格柵仿真結(jié)果

由表3可以看出，密封1/2格柵后對比原車未密封狀態(tài)風(fēng)阻系數(shù)減小了約8 counts，而進(jìn)風(fēng)風(fēng)速均大幅降低。其中BD區(qū)降幅最大，降低了2.91 m/s，AB區(qū)其次，AD區(qū)降幅最小，降低了1.84 m/s，說明越靠近冷卻系統(tǒng)中間的格柵在該車型中對前端進(jìn)氣影響較大，設(shè)計(jì)進(jìn)氣格柵時(shí)應(yīng)有效增加中間格柵的開口面積，以增大進(jìn)氣量提高動(dòng)力艙冷卻效率。

從圖7速度云圖可以看出密封AB區(qū)后上部僅剩從A與B之間的空隙流進(jìn)的氣流，受到格柵安裝角度的影響，進(jìn)氣有一定的上揚(yáng)趨勢，更多的氣流從冷卻系統(tǒng)與駕駛室的間隙進(jìn)入后艙，未起到冷卻作用，僅依靠C區(qū)格柵的進(jìn)氣來散熱。密封AD區(qū)后，B區(qū)進(jìn)氣速度增強(qiáng)，進(jìn)氣量增大，即使與前面板頂部進(jìn)氣流相互作用形成回流渦旋導(dǎo)致一部分氣流往上揚(yáng)，但仍然有相當(dāng)大部分氣流直接進(jìn)入中冷器上部，起到一定的散熱作用。密封BD區(qū)后A區(qū)進(jìn)氣量增大，在頂部回流渦旋的作用下，進(jìn)氣氣流僅沖擊到散熱器上部，未進(jìn)入中冷器，導(dǎo)致中冷器進(jìn)風(fēng)風(fēng)速降低。

以上綜合分析發(fā)現(xiàn)，A、B區(qū)格柵具有相互作用效應(yīng)，密封其中一區(qū)域時(shí)會(huì)增大另外一區(qū)域進(jìn)風(fēng)量，在無頂部渦旋作用下可彌補(bǔ)密封另一區(qū)域所損失的風(fēng)量，因此，密封A、B其中一區(qū)可在降低整車阻力的同時(shí)提升了冷卻效率。從本車的動(dòng)力艙流場情況來看，密封A區(qū)渦旋對進(jìn)風(fēng)量作用較小，密封A區(qū)較為理想。

圖7 密封1/2格柵各方案速度云圖

2.3 密封格柵3/4的影響

從以上散熱降阻綜合分析中得密封AD區(qū)效果較好。因此，在密封AD區(qū)的基礎(chǔ)上，分別加密B、C區(qū)，研究密封3/4格柵后動(dòng)力艙及整車風(fēng)阻的影響。

為密封ABD和ACD區(qū)格柵的仿真結(jié)果見表4。由表4可以看出，密封3/4格柵后進(jìn)風(fēng)風(fēng)速和風(fēng)阻系數(shù)均又進(jìn)一步降低，ABD區(qū)進(jìn)風(fēng)風(fēng)速下降了2.71 m/s，風(fēng)阻系數(shù)降低了12counts，ACD區(qū)進(jìn)風(fēng)風(fēng)速下降了2.83 m/s，風(fēng)阻系數(shù)降低了14counts，兩者的散熱及減阻效果基本一致。

表4 密封3/4不同位置格柵仿真結(jié)果

密封ABD和ACD區(qū)格柵的仿真速度云圖（圖8）。從圖8可以看出，動(dòng)力艙散熱全靠C區(qū)、B區(qū)格柵以及格柵之間空隙的進(jìn)氣，進(jìn)氣風(fēng)速和進(jìn)氣量均減弱，散熱性能下降，但由于B、C區(qū)正對冷卻系統(tǒng)上部和中部，氣流直接進(jìn)入冷卻系統(tǒng)散熱，提高了冷卻效率，也減小了內(nèi)循環(huán)阻力。

圖8 密封3/4格柵各方案速度云圖

2.4 綜合分析

選取進(jìn)氣格柵密封1/4、1/2、3/4和全密封狀態(tài)下對動(dòng)力艙散熱及整車風(fēng)阻性能較好的方案進(jìn)行全局比較，比較結(jié)果如圖9所示。

圖9 全局結(jié)果比較

從圖9可以看出動(dòng)力艙進(jìn)風(fēng)風(fēng)速與相對原車未密封的風(fēng)阻系數(shù)降幅曲線走向基本相反，兩者基本呈反比關(guān)系，進(jìn)風(fēng)風(fēng)速高時(shí)風(fēng)阻系數(shù)降幅較小，進(jìn)風(fēng)風(fēng)速下降時(shí)風(fēng)阻系數(shù)幅度上升。通過全部位置散熱及減阻綜合分析，發(fā)現(xiàn)密封AD或AB區(qū)域?qū)ι峒皽p阻兩者關(guān)系最平衡，在此基礎(chǔ)上若以增強(qiáng)散熱性能為主可選擇密封D區(qū)，以降低風(fēng)阻為主可選擇密封ABD區(qū)。

3 結(jié)論

分別對進(jìn)氣格柵未密封、密封1/4、1/2、3/4和全密封狀態(tài)下不同密封位置進(jìn)行CFD仿真，通過各方案動(dòng)力艙流場分析主要得出以下結(jié)論：

（1）密封進(jìn)氣格柵對整車外流場無太大影響，僅改變動(dòng)力艙內(nèi)流場。隨著格柵密封面積的增大，動(dòng)力艙散熱性能下降，整車風(fēng)阻降低。

（2）上部格柵進(jìn)氣口對前端進(jìn)氣的貢獻(xiàn)較少，且過多的進(jìn)氣量反而增大了整車風(fēng)阻，中間格柵進(jìn)氣口對前端進(jìn)氣影響較大。

（3）密封AD或AB區(qū)域?qū)ζ胶馍峒皽p阻作用最大，在此基礎(chǔ)上只密封D區(qū)可進(jìn)一步增強(qiáng)散熱性能，而只密封ABD區(qū)可降低風(fēng)阻。