密封对汽车冷却模块性能影响的数值分析

摘要： 为优化汽车前端设计，提高发动机舱散热性能，针对某乘用车发动机舱冷却性能提出冷却模块空气流量、格栅进气利用率和散热器实际散热量等3个评价参数，通过CFD软件对4种汽车前端进气冷却模块密封方案进行三维仿真计算，研究冷凝器、散热器与风扇罩之间的不同密封情况对3个评价参数的影响.研究结果表明，双密封方案是提高冷却模块性能的最佳方案.

关键词： 发动机舱； 冷却模块； 密封； 冷凝器； 散热器； 风扇罩； 评价参数

中图分类号： U464.138 文献标志码： B

Numerical simulation on effect of sealing on

vehicle cooling module performance

WANG Dong， DANG Yan， YI Jiyun

（School of Automotive Engineering， Tongji University， Shanghai 201804， China）

Abstract： To optimize the automobile front end design and improve the engine underhood heat dissipation performance， three evaluation parameters are proposed for the evaluation on an automobile underhood cooling performance， including air flow rate of cooling module， intake air utilization rate of grill and actual heat release of radiator. By CFD software， the 3D simulation are performed on four sealing schemes of front end cooling module to study the effect of different sealing among condenser， radiator and fan cover on the three evaluation parameters. The results indicate that the dual sealing scheme is the best for the improvement of cooling module performance.

Key words： underhood； cooling module； sealing； condenser； radiator； fan cover； evaluation parameter

收稿日期： 2013-06-16 修回日期： 2013-07-12

作者简介： 王东（1972—），男，黑龙江哈尔滨人，副教授，博士，研究方向为汽车空气动力学、车辆热管理、气动噪声与计算流体力学，

（E-mail）wangdong@tongji.edu.cn

0 引 言

随着人们对汽车性能要求的不断提高，发动机舱的热管理已成为汽车节能减排和提高车辆舒适性的重要研究方向之一.汽车前端冷却模块是发动机舱内气体流动和传热的重要部件，其性能直接影响到发动机舱以及整车冷却性能.汽车最常见的冷却模块包括冷凝器、散热器和风扇等部件.

NGY等[1]总结影响冷却模块热交换性能的主要因素，包括冷凝器、散热器的尺寸及二者的相对位置，风扇的大小及是否安装风扇导流罩等；蒋光福[2]应用CFD软件FLUENT和KULI，对商用车进行大量的数值模拟计算，认为封闭冷凝器、中冷器与散热器之间上部和侧面，使空气不能从冷凝器、中冷器和散热器之间的上表面和侧面进入到中冷器和散热器中的结构设计不合理，不利于发动机舱内整个冷却系统的散热；YANG等[3-5]对不同车辆工况下汽车前置热管理系统中冷凝器、散热器和风扇模块2种排列方式的发动机舱内流场及温度场进行比较分析.

虽然国内外已有一些关于冷却模块密封对发动机舱散热性能影响的研究，但这些研究不够系统，分析也不够全面，缺乏对具体影响物理量进行较完整的评价和分析.本文使用FLUENT对某乘用车冷却模块不同的密封方案在不同工况下进行仿真计算，并通过3个评价参数对仿真结果进行较系统的分析，为发动机舱冷却模块的优化设计提供参考.

1 计算模型和计算方法

1.1 计算模型

汽车发动机舱结构复杂，其流场实际上也与汽车外流场密切相关.为准确模拟汽车行驶时发动机舱内部空气的流动情况，采用发动机舱内部流场与汽车外部流场耦合的求解方法，采用1∶1的全尺寸三维整车模型进行数值计算.汽车车身、发动机舱和底盘各部件尽量保持真实的结构特征，简化对流动影响较小的细小部件，汽车模型示意见图1.

图 1 汽车模型示意

Fig.1 Schematic diagram of vehicle model

模型中的冷却模块为常见的冷凝器、散热器和风扇形式，冷却模块模型示意见图2.根据冷却模块中的冷凝器与散热器、散热器与风扇罩之间是否密封进行研究.冷却模块4种密封方案见表1.

图 2 冷却模块模型示意

Fig.2 Schematic diagram of cooling module

表 1 冷却模块4种密封方案

Tab.1 Four sealing schemes of cooling module

表1中，C-R密封表示冷凝器与散热器之间的密封，R-F密封表示散热器与风扇罩之间的密封，2种密封方式均为四周密封.

1.2 网格与边界

仿真采用的计算域尺寸为47 m×10 m×6 m.计算域内采用混合网格，汽车周围的长方体小区域采用非结构化的四面体网格，外部区域采用结构化的六面体网格，三维计算域模型示意见图3，体网格数量为330万个.风扇区域网格单独生成，选用多参考坐标系模型[6]；冷凝器和散热器区域采用多孔介质和NTU模型，将汽车轮胎作静止状态处理.计算域入口速度按不同车速取值，风扇的转速分别设置为500，1 500和2 500 r/min.仿真采用可实现的k-ε湍流模型，离散方程组的压力和速度耦合采用SIMPLE算法.

图 3 三维计算域模型示意

Fig.3 Schematic diagram of 3D computation domain model

2 计算结果比较和分析

2.1 评价参数

2.1.1 冷却模块空气流量

汽车冷却系统散热量是设计冷却系统时的原始数据，受发动机舱内结构和汽车功率大小等许多复杂因素影响，很难精确计算.经典换热理论对汽车换热器的流动换热的描述[7]为Q=dmdtc（tout-tin） （1）式中：Q为换热量；dm/dt为通过换热器的空气质量流率；tout为散热器出口的平均空气温度；tin为散热器入口的平均空气温度；c为空气的比热容.

式（1）表明，在进出口温度不变的情况下，换热量与冷却空气流量成正比.在通常的前端进气数值研究中，前端进气量已成为非常重要的影响因素之一.文献[8-9]和众多试验表明，汽车散热器的换热量随着冷却空气流量（流速）的增大而增大.因此，在不考虑其他因素影响的情况下，将冷却空气流量作为参数来分析换热器换热性能，具有与换热量一致的特性，基于这一分析结果，本文采用冷却空气流量分析和研究换热器的换热性能可行.

2.1.2 格栅进气利用率

在以往对发动机舱流场的研究中，肖国权等[10]定义一个ETA值，即流经冷凝器的平均速度与车速之比，以分析车速和风扇转速对发动机舱冷却性能的影响.由于汽车在低速情况下，从格栅进入的冷却空气不足以提供冷却需求，可能存在一部分冷却空气从其他位置进入发动机舱，因此ETA值不能很好地反映相应状态下的流动状况.为此，本文提出一个格栅进气利用率参数R，并将其定义为通过散热器入口空气流量与由格栅进入的空气流量值之比，R=QradQgrille （2）式中：Qrad和Qgrille分别为通过散热器和格栅的空气流量.

格栅进气利用率R能评价通过散热器的冷却空气占由格栅进入的空气比例：若R>1，说明格栅进入的空气只占所有冷却空气的一部分，还有一部分空气从发动机舱底部进入冷却模块；若R<1，说明只有一部分从格栅进入的空气得到利用.R值过小，不利于降低汽车内部阻力.

2.1.3 散热器实际散热量

散热器在汽车上的实际工作环境与试验时的测试环境有所区别，在实际工况下，散热器的散热能力与试验中进风流量或流速所对应的散热量也会有所差别.因此，本文采用NTU方法对散热器进行模拟，计算出不同工况下散热器实际能达到的散热量，并以此评价在不同前端冷却模块形式下散热器和发动舱的冷却性能.

2.2 仿真结果对比和分析

2.2.1 密封对冷却模块空气流量的影响

通过CFD仿真，研究不同风扇转速和车速下4种密封方案的冷凝器和散热器的入口空气流量.4种方案冷却空气流量对比见图4.

（a）冷凝器入口空气流量

（b）散热器入口空气流量

图 4 4种方案冷却空气流量对比

Fig.4 Comparison of cooling air flow rate of four schemes

2.2.1.1 C-R密封影响

比较方案1和2.在风扇转速为2 500 r/min时，方案2冷凝器入口空气流量在各车速下均比方案1高；在风扇转速为500和1 500 r/min且车速较高时，方案2的冷凝器入口空气流量比方案1低.对于散热器，方案2在各个车速和风扇转速下的入口空气流量与方案1差别很小.

比较方案3和4.方案4在风扇转速为1 500和2 500 r/min时，冷凝器的入口空气流量比方案3大；当风扇转速为500 r/min且车速为72或108 km/h时，方案4的冷凝器入口空气流量比方案3小；方案3和4在各工况下，散热器入口空气流量差距较小，在高风扇转速（1 500和2 500 r/min）或低车速（3.6和36 km/h）情况下，方案4的散热器入口空气流量略小于方案3.

2.2.1.2 R-F密封影响

比较方案1和3.对于冷凝器，方案3在各车速和风扇转速下的入口空气流量都高于方案1，在风扇转速为500 r/min时略高于方案1；随着风扇转速提高，二者差距越来越大，最大差距约为0.2 kg/s.对于散热器，方案3在各车速和风扇转速下的入口空气流量也都高于方案1，随着风扇转速提高，二者差距也越来越大，最大流量差距能达到约0.3 kg/s.

比较方案2和4.在各车速和风扇转速下，方案4的冷凝器入口空气流量都高于方案2，且在风扇转速为500 r/min时略高于方案2；随着风扇转速提高，二者之间差距也越来越大，最大约为0.3 kg/s.由于存在C-R密封，散热器与冷凝器的入口空气流量变化规律相同.

由上述分析可知，在冷却模块的3个部件之间添加双密封和单一密封，对冷凝器和散热器的入口空气流量有不同程度的影响.与不加任何密封相比，添加单一密封和双密封均能提高冷却空气流量.如果主要考虑增大散热器入口的空气流量以提升散热器的冷却能力，在散热器与风扇之间增加密封效果，比在冷凝器与散热器之间增加密封效果好；如果考虑在增大散热器入口空气流量的同时增大冷凝器入口空气流量，双密封方案最佳.

2.2.2 密封对格栅进气利用率的影响

不同方案格栅进气利用率比较见图5，可知，在同一风扇转速和车速下，有R-F密封的方案3和4的格栅进气利用率，整体高于方案1和2，特别在低速工况下，这种趋势更加明显.有C-R密封的方案2和3，在高速情况下的格栅进气利用率分别高于方案1和4，在低速情况下方案2略低于方案1，方案4略低于方案3.表明，R-F密封对格栅进气利用率R影响较大，无论在高速还是低速工况下，都可增大格栅进气利用率，低速情况下效果更为明显；C-R密封在高速工况下可以增大格栅进气利用率，在低速工况下则会降低格栅进气利用率，但整体来说，C-R密封对格栅进气利用率影响不大.

图 5 不同方案格栅进气利用率比较

Fig.5 Comparison of intake air utilization rate of

grille under different schemes

综上所述，在冷却模块间增加密封，可以提高格栅进气利用率.其中，R-F密封对格栅进气的利用率R影响较大，C-R密封对格栅进气利用率R影响稍小.

2.2.3 密封对前端附近流场的影响

选取3种典型工况分析4种方案的流场，计算工况见表2.

表 2 计算工况

Tab.2 Calculation conditions

当汽车以工况I运行时，由图6可知，由于车速较低，风扇功率较大，在方案1中，因冷凝器与散热器之间没有密封，有一部分从格栅进入的空气未经过冷凝器，直接通过冷凝器与散热器之间的间隙被吸入散热器；因散热器与风扇之间缺乏密封，有一部分空气直接经散热器与风扇之间的空隙进入风扇区域.相比方案1，方案2中由于冷凝器与散热器之间的密封，减少绕过冷凝器直接进入散热器的空气流量，因此方案2冷凝器入口空气流量较方案1大，但散热器入口空气流量反而比方案1小.方案3中将散热器与风扇罩密封，减少从散热器与风扇罩之间间隙直接流经风扇的空气流量，因此方案3冷凝器与散热器入口空气流量较方案1都有增大，且冷凝器与散热器之间未密封，故散热器入口空气流量增大幅度大一些.方案4综合方案2和3中的2种密封效果，冷凝器与散热器入口空气流量均有较大幅度的增大.（a）方案1（b）方案2（c）方案3（d）方案4

图 6 工况I下前端对称面速度矢量，m/s

Fig.6 Velocity vectors on symmetry plane of front end under condition I， m/s

当汽车以工况Ⅱ运行时，由图7可知，4种密封方案下前端流场情况与以工况Ⅰ运行时的前端流场情况基本一致，仅具体流量大小有所区别.

（a）方案1（b）方案2（c）方案3（d）方案4

图 7 工况II下前端对称面速度矢量，m/s

Fig.7 Velocity vectors on symmetry plane of front end under condition II， m/s

当汽车以工况Ⅲ运行时，由图8可知，由于车速较快，从格栅进入发动机舱的空气速度很大，在方案1中，因冷凝器与散热器之间没有密封，有一部分流经冷凝器的空气未进入散热器，直接从冷凝器与散热器之间的间隙逃逸，因此，方案2和4中对冷凝器与散热器之间的间隙进行密封，可增大散热器入口空气流量；同时由于添加密封，增大空气进入冷凝器和散热器区域的阻力，使得方案2和4中冷凝器入口空气流量均比方案1小.由于工况Ⅲ下风扇功率较小，对散热器与风扇罩之间进行密封，对冷凝器与散热器入口空气流量影响不大.分别对比方案1与3，方案2与4可知，在同等情况下，密封散热器及风扇罩与不密封相比，冷凝器和散热器入口空气流量只有小幅增大.

（a）方案1（b）方案2（c）方案3（d）方案4

图 8 工况III下前端对称面速度矢量，m/s

Fig.8 Velocity vectors on symmetry plane of front end under condition III， m/s

以上通过对3种工况下前端附近流场的分析所得到的结论，与前文中的流量仿真结果一致.

2.2.4 密封对散热器实际散热量的影响

根据密封的4种方案，在表2所列工况下对发动机舱流场和温度场分别进行仿真计算.在边界条件设定中，对冷凝器加载恒定热源7.5 kW；针对散热器，采用NTU方法，设定冷却液的流量为3.5 kg/s，散热器入口冷却液温度设定为90 ℃，环境温度设定为40 ℃，使用的散热器换热性能曲线见图9.通过仿真计算得到的散热器散热量、冷却液出水口温度、进风和出风温度等见表3.

图 9 散热器换热性能曲线

Fig.9 Heat transfer performance curves of radiator

表 3 散热器散热性能计算结果

Tab.3 Calculation results of heat dissipation

performance of radiator 表3中的散热量表示该汽车运行在上述3个工况下，散热器在入口冷却液流量为3.5 kg/s，温度为90 ℃时所能达到的最大散热量.对比相同工况下散热器的散热性能，方案1与2差别很小，方案3与4差别较小；但方案3和4中散热器散热性能明显优于方案1和2，这种趋势在工况Ⅰ和Ⅱ下尤为明显，可见R-F密封对散热器的实际散热性能影响很大，这与第2.2.1和2.2.2中的空气流量结论一致.

由于密封情况不同，冷凝器与散热器的冷却空气流量并不完全一致，因此散热器出风温度情况较为复杂.其中，散热器的散热量对出风温度影响更大，方案3和4的出风温度明显高于方案1和2.由表3可知，各方案在3种工况下的出风温度都不高于90 ℃，发动机舱的温度处于比较合适的范围内.

总之，有R-F密封的方案散热器换热性能好于无R-F密封的方案，其中，有C-R和R-F密封的方案在3种工况下散热器的整体散热性能最好，同时，也保证散热器出风温度不会过高.

3 结 论

（1）通过前端冷却模块空气流量、格栅进气利用率和散热器实际散热量等评价参数，可以快速、有效地分析冷却模块间的密封对冷却模块性能的影响.

（2）与不加任何密封相比，C-R密封和R-F密封均能提高冷却模块空气流量，且R-F密封的效果比C-R密封的效果更好.

（3）通过研究冷却模块空气流量和格栅进气利用率，在冷却模块中同时添加C-R密封和R-F密封的方案4，能在增大散热器入口空气流量的同时兼顾冷凝器性能，提高格栅进气利用率，是4个方案中的最佳方案.

（4）通过NTU方法可以计算出散热器安装在汽车上运行时实际能达到的最大散热量.分析不同密封方案，发现R-F密封对散热器散热性能影响较C-R密封大，且双密封的方案4为性能最佳方案.参考文献：

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（编辑 陈锋杰）

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