電動汽車前端冷卻模塊傾斜角度的研究

劉家瑞 歷 珂 尤韋娜 于吉樂

(1 上海愛斯達克汽車空調(diào)系統(tǒng)有限公司 上海 200093;2 泛亞汽車技術(shù)中心有限公司 上海 200093)

經(jīng)濟發(fā)展的現(xiàn)階段,低碳經(jīng)濟成為我國發(fā)展的主要方向,新能源汽車由此應(yīng)運而生[1]。新能源汽車的電池取代了傳統(tǒng)燃油車的發(fā)動機成為核心部件,新能源汽車的前艙也發(fā)生了相應(yīng)變化:追求更優(yōu)的空氣動力學使前艙的造型更加流線[2],進氣格柵也愈發(fā)緊湊[3],王琪等[4-5]研究表明調(diào)整進氣格柵形狀和尺寸對于提升前艙的進氣效率和散熱能力十分關(guān)鍵;逐漸在格柵與冷卻模塊之間增加罩殼用來導(dǎo)風。羅雪香[6]的研究表明,對冷卻模塊增加導(dǎo)流風罩,可增大進氣量,降低前艙溫度,提高整個冷卻模塊的效率;對于冷卻模塊,用于電池冷卻的低溫散熱器替代了用于發(fā)動機冷卻的高溫水箱,并逐漸形成了低溫散熱器加冷卻風扇的組合形式。

前艙布局如圖1所示,前艙的變化使冷卻模塊的空間(x和z向)受到限制,對冷卻模塊的安裝提出了新的要求。郭震等[7]研究了散熱器安裝傾角和安裝位置的關(guān)系,認為傾斜角度30°以內(nèi)時,適當調(diào)節(jié)安裝角度和安裝位置可以改善散熱器的風量。M. H. Kim等[8]研究了換熱器不同傾斜角度的性能,表明傾斜角度對換熱性能的影響較小,而對阻力影響較大。Tang Linghong等[9]研究了翅片管式散熱器不同傾角下的性能,表明傾斜角度為45°時性能最佳,90°時阻力最小。I. J. Kennedy等[10]的研究表明散熱器傾斜角度60°比0°的性能提高1.5%,且隨傾斜角度的變化,散熱器表面的低流速中心發(fā)生偏移。H. Lisa等[11]研究了進風和散熱器呈90°和30°的氣動性能,結(jié)果表明散熱器流速不變,改變傾斜角度與氣動阻力基本無關(guān)。

圖1 汽車前艙布局

目前,新能源汽車正處于發(fā)展的上升期,針對格柵和冷卻模塊相對位置的研究相對較少,采用傾斜安裝冷卻模塊的車型更是十分罕見。本文根據(jù)新的形勢和新的要求,分別研究了冷卻模塊不同傾斜角度(與垂直方向夾角)的性能,并通過實驗驗證了模擬仿真的可靠性。進一步研究了固定格柵位置后,冷卻模塊變傾斜角度的性能變化,并提出了優(yōu)化的罩殼設(shè)計,為新能源汽車冷卻模塊的布置和導(dǎo)流罩殼的設(shè)計提供了參考。

1 冷卻模塊傾斜角度的數(shù)值模擬與實驗

1.1 數(shù)值模擬模型

1.1.1 幾何模型與網(wǎng)格劃分

純電動汽車的冷卻模塊由低溫散熱器和風扇組成,低溫散熱器位于風扇前部,風扇不受進風角度的干擾,故忽略冷卻風扇,僅保留低溫散熱器進行分析。低溫散熱器幾何模型如圖2所示,以某低溫散熱器為研究對象,采用Space Claim軟件建立了傾斜角度分別為0°、15°、30°、45°、60°的幾何模型,由于實際低溫散熱器64根翅片會導(dǎo)致網(wǎng)格劃分數(shù)量過多,計算要求過高,因此模型僅截取了10根翅片區(qū)域,模型的幾何參數(shù)如表1所示。采用ANSYS Meshing進行網(wǎng)格劃分,對于低溫散熱器采用多面體網(wǎng)格,對于其他區(qū)域則采用結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格。網(wǎng)格無關(guān)系性驗證結(jié)果表明,網(wǎng)格尺寸達到0.5 mm時,平均努塞爾數(shù)幾乎不再變化,因此,網(wǎng)格尺寸0.5 mm滿足模擬精度的要求。

表1 幾何模型參數(shù)

圖2 低溫散熱器幾何模型

1.1.2 數(shù)學模型

采用ANSYS Fluent進行求解,對于單相不可壓縮流體,滿足連續(xù)性方程、動量方程和能量方程,采用k-ω湍流模型,采用速度入口和壓力出口條件,外部邊界設(shè)置為無滑移速度邊界,翅片和扁管的表面設(shè)置為恒溫壁面,其他均設(shè)置為絕熱壁面。此外,采用分離式求解器隱式求解,壓力與速度耦合采用SMPLE方法,離散化為二階迎風模式[12]。

1.2 模擬分析

1.2.1 模擬結(jié)果分析

采用低溫散熱器迎面風速分別為1、2、3、4、6 m/s,進口溫度為30 ℃,壁面溫度為50 ℃的工況條件進行模擬,模擬結(jié)果如表2所示,表中性能換算為實際尺寸下的性能。分析可知,隨著傾斜角度的增大,換熱量和風阻均逐漸增大,其中,換熱量的增幅較小,與傾斜角度0°相比,傾斜角度60°的換熱量僅增加0.9%～1.3%,而阻力增加6.6%～10%。

圖3所示為2 m/s迎面風速下翅片流道的速度矢量圖,觀察可知,隨著傾斜角度的增大,進風速度方向與翅片長度方向的夾角增大,進風會首先沖擊扁管壁面而后發(fā)生換向,由圖4所示風側(cè)湍流強度的變化可知,湍流強度逐漸增大,湍流強度的增大使翅片流道內(nèi)的擾動更強烈,加強了對流換熱能力,但同時導(dǎo)致風阻增大。

圖4 不帶導(dǎo)流罩殼的低溫散熱器風側(cè)湍流強度

1.2.2 綜合性能評價

強化傳熱系數(shù)是一種應(yīng)用較為廣泛的性能綜合評價標準[13],能夠較為準確地反映強化傳熱的綜合性能,如式(1)所示,強化傳熱系數(shù)η>1表明換熱得到強化,綜合性能提升,η<1表明綜合性能下降。

η=(Nu/Nuo)/(f/fo)1/3

(1)

式中:Nu為努塞爾數(shù);f為摩擦系數(shù);下標o代表用來對比的初始方案。通過換熱量和風阻可計算Nu和f,求得η。

圖5所示為計算所得不帶導(dǎo)流罩殼的低溫散熱器強化傳熱系數(shù),傾斜角度為0°的η=1,具有傾斜角度時,所有η均大于1,隨著傾斜角度的增大,η逐漸變小,隨著流速的增加,η也逐漸變小,說明傾斜角度會導(dǎo)致綜合性能變差,且流速越大,綜合性能下降越多。

圖5 不帶導(dǎo)流罩殼的低溫散熱器強化傳熱系數(shù)

1.3 實驗驗證

1.3.1 實驗設(shè)備

圖6所示為性能測試設(shè)備,主要包括風洞、環(huán)境室、數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)和冷卻液循環(huán)控制系統(tǒng)等,熱平衡誤差可控制在±3%以內(nèi)。實驗中用到的主要傳感器均經(jīng)過標定,要求如表3所示,利用相關(guān)理論[14-15]進行誤差分析和不確定度分析,結(jié)果表明系統(tǒng)的測試數(shù)據(jù)是可靠的。實驗時控制迎面風速分別為1、2、3、4、6 m/s,進風溫度為30 ℃,冷卻液流量分別為5、8、12、15、20 L/min,進液溫度為65 ℃。

表3 傳感器精度

圖6 實驗設(shè)備

1.3.2 實驗結(jié)果

實驗結(jié)果如表4所示,隨著傾斜角度的增大,換熱量和風阻均呈增大趨勢。其中,換熱量的增幅較小,基本在-1%～1%,最大為3%,而阻力增幅較大,傾斜角度60°比0°的風阻增大8%～15%。

表4 不帶導(dǎo)流罩殼的低溫散熱器測試性能

圖7所示為計算所得不帶導(dǎo)流罩殼的低溫換熱器強化傳熱系數(shù),傾斜角度為0°的η=1,具有傾斜角度時,η在0.97～1范圍,說明具有傾斜角度時,綜合性能變差,但降幅較小。

圖7 不帶導(dǎo)流罩殼的低溫換熱器強化傳熱系數(shù)

1.4 數(shù)值模擬與實驗對比

換熱性能上,由于模擬仿真采用的是恒溫壁面,與實際測試條件不同,故不能從數(shù)值上直接對比。通過對比各傾斜角度與0°的換熱量比值可知,傾斜角度引起換熱性能變化的趨勢基本與仿真結(jié)果一致,偏差在-2%～2%范圍內(nèi)。

風阻上,仿真值與測試值的偏差為-6%～5%。對比各傾斜角度與0°的阻力比值可知,從傾斜角度引起阻力變化的趨勢上看,測試比模擬仿真的比值高0～5%,特別是隨風速的增大,比值的偏差更為明顯?？紤]到風阻測試裝置所測得的阻力包含了工裝箱體的阻力,而隨著傾斜角度的增大,箱體的流通截面積減小,工裝阻力增大,總阻力也增大,且傾斜角度越大,與0°的阻力比值也越大,仿真與測試值的差異也有所增大,減掉工裝阻力后,仿真與測試值的差異變小,結(jié)果基本保持一致。綜合性能上,仿真與實驗的強化傳熱系數(shù)十分接近,均在0.97～1.0范圍內(nèi),說明仿真結(jié)果與測試結(jié)果也保持了一致性。

考慮到測試的系統(tǒng)誤差,可認為仿真結(jié)果與測試結(jié)果保持了一致性,模擬仿真是可靠的。

2 帶導(dǎo)流罩殼的冷卻模塊傾斜角度的數(shù)值模擬分析

2.1 數(shù)值模擬模型

以某電動汽車的前端進氣格柵和冷卻模塊的相對位置和尺寸為基礎(chǔ),采用Space Claim軟件建立傾斜角度分別為0°、15°、30°、45°、60°帶有導(dǎo)流罩殼的低溫散熱器幾何模型。由于翅片的復(fù)雜性會導(dǎo)致網(wǎng)格數(shù)量過多,有必要進行簡化,而罩殼的阻力會受罩殼實際流動空間的影響,必須按照實際尺寸建模,兩者顯然是相悖的,因此采用了兩種模型:全尺寸建模(模型A),將低溫散熱器模型簡化為多孔介質(zhì)模型[16],用來研究傾斜角度對罩殼阻力和風阻的影響;部分建模(模型B),截取了部分流動長度,用來研究傾斜角度對低溫散熱器的換熱和風阻的影響,模型如圖8所示,幾何參數(shù)如表5所示。

表5 帶有導(dǎo)流罩殼的模型幾何參數(shù)

圖8 帶有導(dǎo)流罩殼的幾何模型

網(wǎng)格劃分和邊界條件與上述設(shè)置保持一致。其中,根據(jù)上述模擬仿真結(jié)果擬合得到低溫散熱器風阻的多孔介質(zhì)參數(shù):黏性阻力系數(shù)C1為29 300 000,慣性阻力系數(shù)C2為238.42。

2.2 數(shù)值模擬與分析

采用進氣格柵迎面風速分別為9、16、25和36 m/s,進風溫度為30 ℃,壁面溫度為60 ℃的工況條件。

2.2.1 罩殼阻力分析

罩殼的擴口設(shè)計使動壓轉(zhuǎn)化成靜壓而產(chǎn)生壓升,而罩殼產(chǎn)生的沿程阻力和局部阻力則造成壓力損失,阻力之和為總阻力,因此罩殼的阻力可能為壓升(數(shù)值為負)或壓降(數(shù)值為正)。模型A的罩殼阻力如表6所示,數(shù)值均為負值,說明罩殼壓升高于壓降,隨風速增大,壓升逐漸增大,增幅也越大,隨傾斜角度的增大,壓升也逐漸增大,增幅也越大,傾斜角度60°的壓升可達0°的2.7倍。

表6 罩殼阻力

圖9所示為25 m/s進風風速下罩殼內(nèi)的速度矢量圖,觀察可知,傾斜角度為0°時,雖然罩殼是擴口設(shè)計,但進風在流入罩殼后,大部分仍沿進氣方向流動,與低溫散熱器幾乎呈90°,當觸碰到低溫散熱器后,部分進風逐漸向罩殼上部流動,而部分進風則在罩殼內(nèi)部形成強烈的旋渦。傾斜角度為0°時罩殼內(nèi)的自由流動空間較大,所形成的旋渦也更大,幾乎充滿了整個罩殼,造成了罩殼內(nèi)較大的阻力。而隨著傾斜角度的增大,進風流動方向與低溫散熱器的夾角變小,進風開有空間向低溫散熱器上部流動,且罩殼內(nèi)自由流動的空間逐漸減小,此時形成的旋渦也逐漸減小,說明由于旋渦存在造成的損失也在逐漸減小,壓升逐漸增大。

圖9 罩殼速度矢量圖

2.2.2 低溫散熱器性能分析

模型B的模擬結(jié)果如表7所示,分析可知,隨著傾斜角度的變化,換熱量和壓降均增大,但換熱量的變化較小,傾斜角度為60°的換熱量也只比0°高1.8%～2.5%,壓降增幅較小,傾斜角度為60°的壓降比0°高3.7%～5%。圖10所示為25 m/s進風風速下的風側(cè)湍流強度,隨著傾斜角的增大,湍流強度逐漸增大,翅片流道內(nèi)的擾動更強烈,加強了對流換熱,但同時造成了風阻的增大。

表7 帶導(dǎo)流罩殼的低溫散熱器性能

圖10 25 m/s進風風速下的風側(cè)湍流強度

對低溫散熱器進行綜合評價,得到如圖11所示的帶導(dǎo)流罩殼的低溫換熱器強化傳熱系數(shù)。傾斜角度為0°的η=1,具有傾斜角度時η>1,所有η在1～1.01范圍內(nèi),說明具有傾斜角度時,綜合性能會有所提升,且傾斜角度越大提升越大,但提升幅度不顯著。

圖11 帶導(dǎo)流罩殼的低溫換熱器強化傳熱系數(shù)

2.3 風量均勻性分析

2.3.1 風量均勻性分析

分析罩殼的矢量圖9可知,帶格柵后低溫散熱器的迎風面上的風速差異較大,風量分布的不均勻容易導(dǎo)致?lián)Q熱性能的下降和阻力的增加,因而有必要對低溫散熱器各翅片流道內(nèi)的風量進行分析。圖12所示為25 m/s進風風速下風量的分布情況,觀察可知,傾斜角度為0°的風速差異最大,而傾斜角度為60°的差異最小,靠近格柵異側(cè)的流速差異較大,而上部區(qū)域的流速相對平均。

圖12 翅片流道內(nèi)的風量分布

采用量化單相流動的風量分布均勻性的評價參數(shù)—相對標準方差[17-18]來進行風量均勻性評價,該值越接近于0,表明風量分布越好,表達式為:

(2)

圖13 相對標準差

2.3.2 風量均勻性對低溫散熱器性能的影響

帶格柵和不帶格柵(風量均勻分布)的換熱性能對比結(jié)果如圖14所示,換熱比為帶格柵低溫水箱換熱量與不帶格柵低溫水箱換熱量的比值,由圖14可知,換熱性能上,帶格柵比不帶格柵低0.7%～2.4%,在相同流速下,傾斜角度為0°的差異最大,隨傾斜角度的增大,差異變小,性能逐漸改善,傾斜角度為45°和60°時,性能基本一致;在相同傾角下,隨流速的增大,差異變大,性能變差。

圖14 換熱性能對比

帶格柵和不帶格柵的風阻對比結(jié)果如圖15所示,風阻比為帶格柵風阻和不帶格柵風阻的比值,風阻上帶格柵比不帶格柵高3.7%～8.6%,相同流速下,傾斜角度為0°的差異最大,隨傾斜角度的增大,差異變小,風阻降低;相同傾角下,隨流速的增大,差異變大,風阻變大。且分布不均勻?qū)A斜角度為0°的影響最大,換熱性能下降最大且風阻增加最大,對傾斜角度為60°的影響最小。

圖15 風阻對比

3 優(yōu)化設(shè)計

風量分布不均勻性是造成換熱性能下降且風阻升高的主要原因,需要對導(dǎo)流罩殼進行優(yōu)化。

3.1 罩殼造型的設(shè)計

根據(jù)原始罩殼的速度云圖(圖16),將進風在罩殼中的主流動區(qū)域作為新罩殼的邊界,即低流速(深藍)和高流速(淺藍)所形成的曲面,作為罩殼的上邊界。目的在于,壓縮罩殼內(nèi)的流動空間以減少旋渦的產(chǎn)生,同時,曲面設(shè)計可以對進風進行導(dǎo)流,改善風量分配的均勻性。

圖16 罩殼優(yōu)化設(shè)計

3.2 數(shù)值模擬分析

3.2.1 罩殼阻力分析

優(yōu)化罩殼后的速度矢量圖如圖17所示,罩殼上部區(qū)域幾乎不存在旋渦,罩殼底部區(qū)域仍存在少量旋渦,但隨傾斜角度的增大,旋渦逐步減小并消失。

圖17 罩殼速度矢量圖

優(yōu)化后的罩殼阻力如表8所示,相同風速下,隨傾斜角度的增大,壓升逐漸增大。罩殼優(yōu)化前后的阻力對比如圖18所示,由圖可知,傾斜角度越小,壓升改善比例越大,傾斜角度為0°的壓升可達優(yōu)化前的2.2～2.6倍,說明新設(shè)計對罩殼阻力的改善效果顯著。

表8 優(yōu)化后的罩殼阻力

圖18 罩殼優(yōu)化前后的阻力對比

3.2.2 低溫散熱器性能分析

優(yōu)化罩殼的低溫散熱器性能如表9所示,與優(yōu)化前相比,換熱量有所提升,但提升幅度僅為0.3%～1.3%。而壓降則有所下降,降幅為1.7%～5.1%,且傾斜角度越小,壓降降幅越大,傾斜角度為0°的可下降4.1%～5.1%。

表9 優(yōu)化罩殼的低溫散熱器性能

計算可得優(yōu)化罩殼后的強化傳熱系數(shù)如圖19所示,η圍繞1波動,差異小于1.0%,說明優(yōu)化罩殼后,各傾斜角度下低溫散熱器的綜合性能幾乎相當,但總體上,傾斜角度越大,綜合性能越差。

3.2.3 風量均勻性分析

低溫散熱器的風量分布如圖20所示,由圖可知,雖然底部靠近格柵側(cè)的風量差異仍然較大,但對各流道間最大和最小風量的改善十分顯著,傾斜角度為0°的改善最大,最大風量降低29%,最小流量提高55%。

圖20 翅片流道內(nèi)的風量分布

相對標準差結(jié)果如圖21所示,分析可知,相同傾斜角下,隨流速的增大,相對標準差增大,相同流速下,隨傾斜角度的增大,相對標準差減小,說明傾斜角度為0°的風量均勻性最差,傾斜角度為 60°的最好。

圖21 相對標準差

與罩殼優(yōu)化前相比,傾斜角度為0°時,優(yōu)化后的相對標準差可降低50%,而隨著傾斜角度的增大,相對標準差降幅逐漸減小,說明罩殼優(yōu)化后可以有效提高風量的分布均勻性,并且更有利于改善傾斜角度較小的流量均勻性。與不帶格柵的相比,相同傾斜角度下,換熱性能低0.4%～1.1%,而風阻高2.0%～4.3%。這也說明格柵的存在對低溫散熱器性能的影響不可避免。

3.3 冷卻模塊傾斜角度的綜合性能分析

冷卻模塊的風扇不變,影響模塊阻力變化只有罩殼和低溫散熱器。將罩殼視為冷卻模塊的組成部分來評價整個模塊的綜合性能,此時的阻力為罩殼和低溫散熱器的阻力之和,換熱性能為低溫散熱器的性能。冷卻模塊的阻力(壓升為負值)與性能的曲線如圖22所示,觀察可知,相同換熱量下,傾斜角度越大,壓升越大,阻力越小。

圖22 冷卻模塊性能曲線

采用強化傳熱系數(shù)法進行綜合性能評價,得到圖23所示冷卻模塊的強化傳熱系數(shù),傾斜角度為0°的η=1,相同風速下,隨傾斜角度的增大,系數(shù)逐漸增大,相同傾斜角度下,隨風速的增大,η幾乎不變。說明增大傾斜角度,可以顯著提升冷卻模塊的綜合性能,傾斜角度為60°綜合性能最好,同時也說明,改變風速幾乎不會影響冷卻模塊的綜合性能。

圖23 冷卻模塊的強化傳熱系數(shù)

在實際汽車前艙布置時,需要考慮前艙的空間并兼顧乘員艙的空間,因而前艙縱向(x向)也會受到限制。實際選取時,由于傾斜角度為45°的綜合性能與傾斜角度為60°的十分相近,并且兼顧到前艙x向空間布局,因此傾斜角度在45°～60°區(qū)間內(nèi)更具有可應(yīng)用性。

4 結(jié)論

本文建立了不同傾斜角度的卻模塊模型進行仿真和實驗,分別對比和分析了不帶格柵、帶有格柵和導(dǎo)流罩殼的冷卻模塊的性能,并優(yōu)化了罩殼,得到如下結(jié)論:

1)冷卻模塊的傾斜放置會對低溫散熱器的性能產(chǎn)生影響,隨傾斜角度的增大,換熱性能提高,而阻力變大,綜合性能變差。傾斜角度為60°的換熱性能比傾斜角度為0°時增加0.9%～1.3%,阻力增加6.6%～10%,綜合性能下降1.2%～1.8%。

2)固定格柵位置并采用罩殼導(dǎo)流,隨傾斜角度的增大,導(dǎo)流罩殼阻力減小,壓升變大,傾斜角度為60°可達到傾斜角度為0°的2.7倍,低溫散熱器換熱性能提高,綜合性能變好,傾斜角度為60°比傾斜角度為0°性能高1.8%～2.5%,阻力增大3.7%～5%,綜合性能提升0.7%～1.2%。

3)與不帶格柵相比,帶格柵低溫散熱器的換熱性能與阻力均變差,且傾斜角度為0°的換熱性能下降最大,達到2.4%,而阻力增幅最大,達到8.6%,風量分布不均勻是主要原因。

4)導(dǎo)流罩殼優(yōu)化后可有效降低阻力,且傾斜角度越小越明顯,傾斜角度為0°的可達優(yōu)化前的2.2～2.6倍。低溫散熱器的換熱性能提高0.3%～1.3%,且阻力下降1.7%～5.1%,此時綜合性能幾乎相當。但與不帶格柵的均勻分布相比,格柵對低溫散熱器性能的影響不可避免,相同傾斜角度下,優(yōu)化后換熱性能仍低0.4%～1.1%,風阻高2.0%～4.3%。

5)將優(yōu)化后罩殼和低溫散熱器進行綜合性能分析,得到傾斜角度越大,綜合性能越好的結(jié)論,傾斜角度為45°最大可提高4.8%,傾斜角度為60°最大可提高6.0%。綜合考慮前艙空間布置,認為傾斜角度在45°～60°區(qū)間更具可應(yīng)用性。

本文受上海市浦東新區(qū)科技發(fā)展基金專項(PKX2019-R15)資助。(The project was supported by the project of Shanghai Pudong New Area Science and Technology Development Fund (No. PKX2019-R15).)