汽车发动机舱散热性能的研究与优化

王东 韩钰

（同济大学）

汽车发动机舱散热性能的研究与优化

王东 韩钰

（同济大学）

为提高发动机舱冷却模块的散热性能，对某乘用车发动机舱内气体流动情况进行三维CFD仿真研究。研究发现怠速工况下流过冷却模块热空气的动能不足以克服冷却模块前后压差而形成热空气回流，其为导致发动机舱温度过高的主要原因之一，进而提出3种加设挡风板的优化方案。研究表明，3种优化方案格栅进气利用率可达135.8%、135.9%及100%，散热器实际散热量分别提高12.1%、12.8%和26.6%，回流进气比例分别降低39.9%、40.5%和100%。

1 前言

发动机舱内气体流动和热环境十分复杂[1]，冷却空气流动受到阻碍会导致舱内高温部件散热不足，引起舱内温度过高，直接影响汽车的动力性和燃油经济性[2、3]，且发动机舱散热效率下降，会导致发动机可靠性下降、零件磨损加剧及热量不平衡等问题。因此，对汽车发动机舱内空气流动和散热性能的研究十分重要。

国内、外在汽车发动机舱散热性能方面已经进行了一些研究，Pascl Guerrero和Philippe Jouanny等人[4]总结了影响冷凝器和散热器散热性能的主要因素，提出从发动机舱内部对流动产生影响的部件等方面进行改进；Peter Ambors和Ulf Essers[5]的研究发现，汽车在低速时发动机舱内存在3种回流，即从车外部回流到车头前方的外部回流、车内部绕过前端部件回流到冷却模块前方的内部回流以及冷凝器和散热器内部来回流动的内部回流；Shankar Natarajan、AdityaMulemane等人[6]的研究表明，发动机舱内热空气回流会严重影响冷却模块的散热性能，由此引入再循环系数作为衡量热回流的参数，并提出两种计算热循环系数的方法——用户自定义标量法和热平衡法；Ashok Patidar[7]、张坤等人[8]的研究均发现，冷却气体回流是导致发动机舱过热的根本原因，防止热空气回流可提高冷却性能，并提出在散热器某一特定位置加阻风板以防止冷却气体回流，但他们只研究了散热器附近某一位置的局部回流，没有考虑如何对整个冷却模块周围的回流进行优化，且对回流问题及优化

方案没有深入的量化分析。

为提高冷却模块的散热性能，本文对某乘用车发动机舱内的气体流动进行三维CFD仿真，分析舱内空气流动与热环境状况，对存在的热回流问题进行量化研究，并提出优化方案。

2 计算模型与计算方法

2.1 计算模型

汽车发动机舱内部件排布紧密，结构较复杂，为了能够得到比较准确的仿真结果，仿真所用模型为比例为1∶1的全尺寸三维汽车模型，且模型尽量保留发动机舱内的所有关键部件，车身、底盘等部件也尽量保持真实的结构特征。同时为简化计算，适当省去电子线束、空调管路等对流动影响较小的细小部件。仿真模型如图1所示。

2.2 网格与边界条件

由于空气在汽车发动机舱内的流动受到外流场的影响，因此仿真采用适用于外流场的计算域，计算域尺寸为10倍车长×5倍车宽×3倍车高。模型在Hy⁃permesh中划分面网格后导入T-Grid中，计算域内全部生成四面体非结构化体网格，网格数量为480万个，网格质量skewness在0.96以下。三维计算域模型如图2所示。

采用CFD软件Fluent进行数值仿真，离散方程组的压力和速度耦合采用SIMPLE算法，湍流模型选择可实现的k-ε湍流模型。计算域入口采用速度入口；计算域出口采用压力出口，出口压力为标准大气压；空气为理想气体；风扇采用多参考坐标系（MRF）模型[9]；冷凝器设为多孔介质；散热器也设为多孔介质，采用传热单元数法（NTU方法）进行计算；环境温度为40°C。

由于主要关注前端冷却模块对发动机舱散热性能的影响，因此为简化计算，仿真时只考虑冷凝器和散热器的散热作用，发动机舱内其它部件和底盘部件均作无热边界条件的固定壁面处理，且假设3种典型工况下散热器的散热量相同。以上简化不影响计算结果的可靠性和可信度。

3 计算结果分析

仿真主要在3种典型工况下进行，如表1所列。

表1 计算工况

在车速为3.6 km/h（怠速）的工况Ⅰ中，风扇对空气的流动起很大作用。空气在风扇的抽吸作用下通过进气格栅流入发动机舱内，气流经过冷凝器和散热器加热后再通过风扇。图3为工况Ⅰ时的速度矢量图。可以看出，被加热后的气流流过风扇后，遇到发动机等部件的阻碍，部分气体绕过冷却模块回到冷凝器前方，再次流入冷却模块；部分气体向上流动，在发动机上方形成漩涡，导致热空气在此处滞留。

图4为工况Ⅰ时的流线图。可以看出，从冷却模块后方回流进入冷凝器的空气温度较高，最高可达348 K。回流的高温气体使流入冷却模块的空气整体温度升高，冷却模块的散热性能下降。

图5为工况Ⅰ发动机舱内温度和压力分布云图。可以看出，空气流过冷却模块后，温度升高，冷却模块后方温度高于前方，且由于空气通过风扇后压力增大，冷

却模块后方形成一个高压区，最高压力达101 391 Pa，后方压力高于冷却模块前方压力，压差为26 Pa。

图6为工况Ⅰy=0截面Vx的分布图。冷却模块后方空气Vx值为3.5 m/s。由于克服压差作用的是空气动能在x方向的分量，而此工况下Vx较小，单位质量气体在x方向上的动能仅为6.84 J。空气动能不足以克服压差，因此在空气流到风扇后方时，由于冷却模块前后存在温度差和压力差，空气会从风扇后方温度和压力较高的区域绕过冷却模块而流向冷凝器前方温度和压力较低的区域。

可见，在发动机舱内其它部件的阻碍作用、温差以及压差的共同作用下，流过冷却模块的部分热空气向冷凝器前方流动，形成热空气回流。此外，进气格栅内侧压力会低于外侧压力，压差对外界空气流入格栅有推动作用。怠速时由于存在回流，冷却模块前方空气温度较高，压力也有所升高，导致格栅内外侧压差减小，对格栅进气的推动作用减弱，使格栅进气量减少。

热空气回流会导致流入冷却模块的冷空气流量减少，被加热的高温气体再次进入散热器，导致散热量减少，散热器散热能力不能满足要求，严重影响发动机舱的散热性能。在本文计算条件下，发动机舱内温度均高于343 K，最高温度出现在冷凝器和散热器上方，可达370 K。在散热器后方，发动机与冷却模块之间以及发动机上方都存在高温区域。

当模型处于工况Ⅱ和工况Ⅲ时，由于车速较高，基本不存在热空气回流再次进入冷却模块的情况。这是由于车速较高时冷却模块前后压差较低，车速工况降低，工况Ⅱ冷却模块前后压差为10 Pa（图7），而此时空气的流速较高，冷却模块后方空气Vx为4.5 m/s，单位质量气体在x方向上的动能为10.1 J。

图8为工况Ⅲy＝0截面速度、温度及压力图。可知，冷却模块前后压差为7 Pa，单位质量气体在x方向上的动能为12.5 J。工况Ⅱ和工况Ⅲ下空气的动能足以克服压差，因此不易形成回流。由图7和图8还可以看出，工况Ⅱ和工况Ⅲ部分被冷凝器和散热器加热后的气体向后流动，遇到发动机等部件阻碍后在其周围形成漩涡，导致热空气滞留。发动机舱内温度较怠速时低，最高温度出现在冷凝器和散热器上方，达到363 K以上。散热器后方及发动机上方存在高温区域。

3种工况下均有部分从格栅进入的气体绕过冷却模块直接流向后方，使流入冷凝器和散热器的冷空气量减少，散热器实际散热量降低；但未流经前端冷却模块的空气温度较低，速度较高，这部分空气直接流向发动机舱后方，可对发动机舱内其它高温部件起到较好的冷却作用。三元催化器与发动机之间气体流速缓慢，此处热量不能及时被冷空气带走，导致此区域温度较高。此外，也有少量气体从车底部流入冷却模块，而汽车底部流经的冷空气流量大、流速高，这些冷空气大部分直接从车底流走，没有对高温部件起到冷却作用。

4 优化方案

通过整车模型的仿真结果可知，在怠速时热空气回流，阻碍进入格栅的冷空气流入冷却模块，对冷却模块的冷却性能产生较大影响，容易导致散热器散热不足，使发动机舱内温度过高。

热空气回流产生的原因是冷却模块前后存在压差和温差以及发动机舱内其它部件对空气流动的阻碍，为减少回流，提高发动机舱散热性能，可采取降低发动机高度、在下护板打孔等措施。综合考虑空间、成本等影响因素，提出在前端冷却模块周围加装挡风板的优化方案，所提出的3种挡风板设计方案如图9所示，其中方案1在冷凝器四周加挡风板，挡风板与车身前端进气格栅之间留有一定距离；方案2仅在冷凝器下方加装挡风板；方案3在冷凝器四周加挡风板，且挡风板与进气格栅区域相连接，使从格栅进入的气体可全部流入前端冷却模块。

5 优化结果分析

5.1 评价参数

散热器实际散热量：散热器性能曲线表示的是散热器在特定测试条件下的散热能力。散热器在整车中的实际工作环境与测试条件不同，实际散热量也会发生变化，为此以散热器在整车环境中不同工况下的实际散热量来评价发动机舱的散热性能。

格栅进气利用率[8]：汽车前端的结构变化会引起格栅进气量以及进入冷却模块的空气流量的变化，因此引入格栅进气利用率来评价发动机舱散热性能。格栅进气利用率定义为经过冷却模块的空气占由格栅进入的空气的比例。格栅进气利用率越接近100%，证明从格栅流入的冷却空气越能被充分利用。

回流进气比例：回流进气比例表示进入冷却模块的热空气回流量占冷却模块总进气量的百分比。由于所用模型冷凝器与散热器之间以及散热器与风扇之间均密封，因此冷却模块总进气量即为冷凝器进气量。回流进气比例越大，即流入冷却模块的气体中从后方回流的热空气越多，进入冷却模块的空气整体温度就越高，导致冷却模块散热不足。

5.2 优化结果分析

将改进方案在工况Ⅰ下进行仿真，得到速度矢量图和温度分布云图如图10和图11所示。

由图10a可知，方案1部分回流的热空气受到冷却模块周围挡风板的阻挡，不会再次流入冷凝器，流入冷却模块空气的平均温度降低，能够带走更多的热量（图11a），冷凝器和散热器的高温区域减小，发动机舱内整体温度明显降低，最高温度为360 K，散热器散热量较原方案增加12.1%。此方案挡风板与进气格栅之间存在一定间隙，因此从格栅进入的空气有一部分从冷却模块周围绕过，未经过冷凝器和散热器直接流向后方，这部分空气速度较高、温度较低，能够对发动机舱内其它高温部件有较好的冷却作用。

由图10b可知，方案2仅冷却模块下方装有挡风板，能够有效阻挡下方的热空气回流，且从下方格栅进入的空气全部流入冷凝器。与原方案相比，方案2散热器散热量增加12.8%，且由图11b可以看出，发动机舱内高温区域明显变小，且整体温度降低，最高温度为355 K；由于上方没有挡风板，因此上方仍存在部分回流，从上方格栅流入的部分冷空气绕过冷却模块直接流向发动机舱内部进而冷却舱内其它高温部件。

由图10c可知，方案3由于冷却模块四周的挡风板与进气格栅相连，可以完全阻挡回流的热空气，且从格栅进入的冷空气全部进入冷却模块，流入冷却模块的空气全部为外界流入的冷空气，空气温度基本等于环境温度，因此可较好的冷却冷凝器和散热器，且由图11c可以看出，冷凝器与散热器温度分布较均匀，且均低于358 K，较无挡风板时温度明显降低，散热器实际散热量增加26.6%。方案3进入格栅的空气全部流经冷凝器和散热器，温度升高，速度下降，被加热后的空气经过风扇继续向后流动，与发动机舱内其它高温部件的温差较小，对其冷却效果相对较差。

表2为原方案与优化方案的参数对比。可以看出，原方案格栅进气利用率高达218.3%，即进入冷却模块的气体中格栅进气只占45.9%，其余气体为少量从汽车底部流入的空气以及大量回流的热空气。大量回流的热空气再次流入冷却模块，导致冷却模块散热性能降低。

表2 参数对比表

加挡风板后，阻挡了回流的热空气，3种方案的回流空气比例分别降低39.9%、40.6%和100%。回流空气的减少使冷凝器前方空气温度降低、压力减小，从而使格栅两侧的压差增大，对进气的推动作用增强，使格栅进气量明显增大，格栅进气利用率接近100%。冷凝器入口的进风温度也明显降低。方案3可完全阻断热空气回流，因此其进风温度最低，基本等于环境温度，出风温度较原方案也有所降低，散热器的实际散热量明显提高。

3种改进方案相比，发动机舱内最高温度均出现在散热器上部，且方案3温度最低，方案2最高；冷却模块与发动机之间以及发动机上方的温度，方案3高于方案1和方案2。可见，对提高冷却模块的冷却效果而言，3种方案均有明显改善，且方案3最优。

6 结束语

为了提高发动机舱的散热性能，本文通过在3种典型工况下对某乘用车发动机舱内流场进行三维CFD仿真模拟，分析了发动机舱内的气体流动和热环境情况，对发动机舱内存在的热回流问题进行量化分析和优化，得出在冷却模块周围加挡风板，可有效阻止热空气回流，提高冷却模块的散热性，改善发动机舱热环境的结论。

1 Yang JB，Joen BH，Oh SI.Design Sensitivity Analysis and Optimizationof the Hydroforming Process．Journal of Mate⁃rialsProcessing Technology，2001，113:666～672．

2 袁狭义，谷正气，杨易，等.汽车发动机舱散热的数值仿真分析.汽车工程.2009,31（9）:843～847.

3 FrancescoFortunato,FulvioDamiano,Luigi Di Matteoet.Un⁃derhood Cooling Simulation for Development of New Vehi⁃cles.SAE Paper 2005-01-2046.

4 NgySrunAp,Pascal Guerrero,Philippe Jouanny.Influence of Front End Vehicle,Fan and Shroud on Heat Performance of A/C Condenser and Cooling Radiator.SAE Transactions 2002-01-1206:1580～1588.

5 Peter Ambros,Ulf Essers.Simulation Program for Design of the Cooling Air Duct of Motor Cars for Optimizing the Cool⁃ing System.SAE Paper 940603.

6 Shankar Natarajan,Aditya Mulemane,Pradip Dube.Under⁃hood and Underbody Studies in a Full Vehicle Model Using Different Approaches to Model Fan and Predict Recircula⁃tion.SAE Paper 2008-01-1173.

7 Ashok Patidar,Umashanker Gupta,NitinMarathe.Optimiza⁃tion of Front End Cooling Module for Commercial Vehicle Using CFD Approach.SAE Paper 2013-26-0044.

8 张坤，王玉璋，杨小玉.应用CFD方法改善发动机舱散热性能.汽车工程，2011,33（4）:214～217.

9 何炜，马静，王东，等.多参考坐标系法和滑移网格法在汽

车前端进气数值模拟中的比较.计算机辅助工程，2007，16（3），96～100.

10 Ashok Patidar,Umashanker Gupta,NitinMarathe.Optimi⁃zation of Front End Cooling Module for Commercial Vehi⁃cle Using CFD Approach.SAE Paper 2013-26-0044.

11 易吉云.汽车前端冷却模块形式对发动机舱冷却性能影响研究：[学位论文].上海：同济大学，2013.

12 王东，樊登云，易吉云.汽车格栅对汽车前端进气影响的仿真分析.计算机辅助工程，2013，6（3），96～100.

13 蒋光福.汽车发动机舱散热特性研究.汽车科技,2006（5）:18～23.

（责任编辑 晨 曦）

修改稿收到日期为2015年8月14日。

Research and Optimization of Automobile Engine Compartment Heat Dissipation Performance

Wang Dong,Han Yu
（Tongji University）

To improve the heat dissipation performance of engine compartment cooling module,a 3D CFD simulation research on the air flow in a passenger car engine compartment is performed.It is found from the simulation that kinetic energy of hot air flowing through the cooling module in idling condition is not sufficient to overcome the front/rear differential pressure of the cooling module,thus hot air backflow is formed,which is one of the main causes of overheat in the engine compartment.Accordingly,three optimizations of adding air baffle are proposed to reduce hot air circumfluence in engine compartment.The results show that intake air utilization rate of those three optimizations are 135.8%、135.9%and 100%respectively,practical heat dissipation of the radiator are improved by 12.1%、12.8%and 26.6%respectively,whereas intake air backflow proportion are reduced by 39.9%、40.5%and 100%.

Engine compartment,Cooling module,Heat dissipation

发动机舱 冷却模块 散热性能

U464

A

1000-3703（2015）12-0034-06