基于三维/一维强耦合模型的整车热平衡与热系统参数对性能影响的研究

张英朝, 简杰松, 张锦涛,等. 基于三维/一维强耦合模型的整车热平衡与热系统参数对性能影响的研究[J]. 汽车工程, 2022, 44(6):10.

摘要

汽车热管理系统参数变化会对其各项性能产生影响，因此须运用新的研究手段来同时对热管理系统不同维度的多项性能指标进行研究。本文利用AMESim和STAR-CCM+构建了一维/三维强耦合的汽车热管理仿真模型。此模型可同时对不同热平衡工况下的三维和一维温度场和流场结果等多项性能进行研究。相对应的一维分析结果表明，爬坡工况下冷却系统散热能力最差，怠速工况下空调制冷能力最差。为研究热管理系统参数的改变对其性能影响，分析了风扇和水泵的转速对爬坡工况下冷却系统散热的影响以及风扇和压缩机的转速对怠速工况下空调系统制冷的影响。

前言

汽车热管理技术被认为是21世纪汽车发展的关键技术之一，是实现汽车节能减排的重要手段［1］。就目前而言，汽车热管理方面的研究已经不再局限于单维度和单性能要求，而是需要针对多维度、多性能要求进行共同研究，系统间的参数变化会对各项性能产生影响，因此须运用新的研究手段来同时对多个维度的多项性能指标进行相应的研究。

一维仿真主要用以在汽车开发早期阶段对发动机冷却系统、空调循环系统和中冷油冷等系统进行建模［2-4］，所建立的模型用以换热器等相关部件的选型设计、系统参数匹配和特定工况分析［5-7］，也用于基于所建立的热管理系统的控制策略的制定［8-10］。三维仿真主要是描述三维空间内的结构特征所引起的性能变化，主要包括部件结构的性能仿真和机舱内部热流场的优化仿真［11-12］。而一维/三维联合仿真作为目前热管理研究的主流方法，结合了两者各自的优势，既能反映三维空间上部件耦合的影响，又能体现系统级别的相关性能［13］。目前的一维/三维联合方式多数采用的是弱耦合方式（数据传递是单向的或是手动式的双向传递）［14-15］，并不能很好地解决两者边界条件输入不明确的问题，且大部分发动机舱热管理研究只关注空气侧的强化散热及其结果好坏，对系统内部参数变化规律及其影响研究较少。据此，本文的主要研究方法和内容如下：

（1）首先运用AMESim 和STAR-CCM+ 搭建整车一维/三维强耦合（两者可实现数据之间的实时交互传递）仿真模型，以便同时对多个维度的多项性能指标进行相应的研究。

（2）根据国标GB/T12534 和GB/T12542—2009确定了3种热平衡仿真工况以及冷却系统和空调系统的评价指标。对3种热平衡工况进行仿真分析，得出空调系统和冷却系统性能的最差工况。

（3）研究风扇、水泵和压缩机转速等参数的变化对热管理系统内部的其他参数和相应评价指标的影响规律。

1 联合仿真模型建立

AMESim 和STAR-CCM+属于同一公司的两款软件，两者可以进行强耦合。本文中采用Libcosim库联合的方式，通过定义相应的数据变量进行一维和三维之间的联合仿真。在强耦合中，两款软件同时进行仿真计算。数据交换的时间间隔为2 s。图1展示了联合仿真时的数据交互过程。使用三维双流体换热器模型对散热器进行仿真计算，散热器的空气侧和冷却液侧都由三维仿真计算；一维模型中所获得的冷却液流量、入口温度和出口压力作为边界条件输入至三维模型中，三维仿真中获得的冷却液出口温度作为反馈量输入至一维冷却模型中再重新计算相应的冷却液流量、入口温度和出口压力，通过如此往复，完成一维和三维数据的双向传递。对于冷凝器而言，由于内部涉及制冷剂的多相，本文中采用三维单流体换热器模型以模拟冷凝器的换热特征，对冷凝器空气侧部分进行三维仿真，而制冷剂侧则采用一维计算，一维系统提供相应的冷凝器换热量作为三维的输入，三维仿真结果则提供冷凝器空气侧的入口空气温度和空气流量。此外，将三维仿真得到的空气阻力数据传递到一维冷却系统中的发动机热源模型中，以考虑不同工况下精确的空气阻力贡献对发动机散热量的影响。具体的数据传递如表1所示。由AMESim搭建的一维冷却系统回路和空调系统回路分别如图2和图3所示，冷却系统回路包括水泵、发动机水套、节温器、补偿水桶、散热器和暖风芯体等部件；空调系统回路主要由压缩机、冷凝器、膨胀阀和蒸发器等组成。采用STAR-CCM+来生成体网格，最终生成的体网格总数约为1 624万，图4和图5分别展示了Y=0截面整车计算域和发动机舱内的体网格划分。

2 工况选定与性能评价

选择怠速、爬坡和高速运行为仿真评价工况。各工况的行驶速度、挡位需求、坡度要求和环境温度等相关参数如表2所示。

3 仿真结果与分析

3. 1 热平衡工况结果与分析

3. 1. 1 三维流场温度场

（1）怠速工况

怠速工况的流场如图6所示。在怠速工况下，空气流速极低，主要靠冷却风扇来带动周围的空气流动。该气流不仅有从进气格栅进入的舱外空气，还包括滞止的舱内空气。发动机舱后方区域的整体气流流速较低，不利于舱内热量从后方排出。

怠速工况的温度场分布如图7 所示。可以看出，由于怠速时发动机舱内空气整体流速很低，而且风扇所带动的气流多数是舱内的滞止空气，以至于热量在舱内堆积，整体上发动机舱内的温度维持在一个比较高的水平上，冷却风扇后方整体区域的温度为75. 9 ℃。还可以看出，下格栅处由于开口较大，风扇所吸入的新风量足以满足其维持室温的条件下抵达冷凝器的表面，而在上格栅处，由于其开口较小，进入的冷却新风在周围高温气流的换热影响下到达冷凝器表面时其温度已经上升到了一个较高的水平。冷凝器和散热器具体的迎风表面温度分布如图8所示，冷凝器和散热器的平均进气温度分别为52. 5和62. 5 ℃。从冷凝器和散热器的表面进风温度分布可以看出，其进风温度存在较强的不均匀性，不利于换热器的散热。

（2）爬坡工况

爬坡工况的流场如图9所示。可以看出由于车辆行驶速度的上升，发动机舱前部由进气格栅自然引入的新风量增加。在图9中，由于冷凝器和散热器的阻力特性的影响，下格栅所引入的气流被分成了上下两部分气流，上下两股气流最终都发展成近乎平行于冷凝器表面的流动状态，使得其原本的进气没有充分地与后面的散热器进行热交换而直接从上、下方溢出，不利于冷凝器和散热器的散热。其中，上格栅的进气气流受到下格栅进气气流的上洗阻碍作用，导致其未能很好地参与到冷凝器和散热器的散热过程中，而是随着下格栅上洗气流一起从上方溢出。此外，受到前方来流流速增加和风扇作用的影响，发动机舱内后方出口区域的流速有所提升，有利于舱内热量从后方排出。

爬坡工况的温度场如图10所示。可以看出，由于车辆行驶速度的提高，舱内增加了由进气格栅引入的新风量，使得舱内热量不再堆积，舱内高温气流不再充满整个发动机舱，由舱外引入的冷却气流占据了冷凝器前方区域，舱内冷热流体出现大范围明显的分界。由于爬坡工况造成的发动机热负荷增加，且低速导致的进风量不足，散热器风扇处的核心区域温度较高，风扇后方区域温度达97. 81 ℃。此外，由于车速的上升，舱内由进气格栅引入的新风量增加，使得其可以在维持室温的条件下抵达冷凝器的表面，有利于冷凝器和后面散热器的散热。冷凝器和散热器的迎风表面温度分布如图11所示，可见冷凝器和散热器的平均进气温度分别为35. 66 和53. 23 ℃。另外，由于上述流场所描述的换热器前端气流分布，换热器的表面温度呈现出较为平均的状态，有利于换热器的散热。

（3）高速工况

高速工况的流场如图12所示。发动机舱由进气格栅引入的外界新风量增加，进气流速进一步提高，与此同时进气气流由于冷凝器流阻而产生的沿冷凝器迎风表面平行流动状态更加明显，更多气流直接从冷凝器表面的上、下方溢出，造成冷凝器芯体内部气流流量明显减少，不利于冷凝器和散热器的换热。由上格栅引入的外界新风气流受下格栅的上洗气流的作用更加明显，其与上洗气流一起越过冷凝器的上端直接流向后上方。发动机舱上方和中后方气流的流速进一步的提升，舱内的热量能够更快速地排出。

高速工况的温度场如图13所示。可以看出，相比于爬坡工况，舱内整体温度和风扇后方区域核心温度下降明显，风扇后方区域的核心温度为65. 09 ℃。在发动机舱前端处，舱内冷热流体的分界更加明显，且由于由进气格栅引入的新风量增加，冷凝器前方区域已完全被新风所覆盖，换热器的空气侧进气温度得到进一步的改善，有利于冷凝器和散热器后续的散热。冷凝器和散热器的表面迎风温度如图14 所示，平均进气温度分别为35. 35 和43. 49 ℃，可以看出，冷凝器表面的进气温度分布较为平均，而散热器表面进气温度呈现出中下部位温度偏低，上下两端温度偏高的分布，分布状况与爬坡工况有所不同，其原因在于下格栅引入的高速气流直击换热器中下部位，该部位的新风量增加明显，导致该处的温度有所降低。

3. 1. 2 一维冷却系统

图15为不同行驶工况下许用环境温度和相应热负荷的对比。可以看出，爬坡工况下的许用环境温度最低，为43. 14 ℃，说明爬坡工况下汽车的冷却系统散热状况最差。对于3种工况下发动机的热负荷而言，怠速工况由于负载小，热负荷维持在一个较低的水平，爬坡和加速工况的热负荷相近，都维持在一个较高的水平，其中加速工况的热负荷更高。

3. 1. 3 空调系统结果分析

图16 为不同行驶工况下乘员舱内的环境温度、进气温度和蒸发器制冷量对比。可以看出，就乘员舱平均温度而言，怠速工况下的舱内环境温度最高，为32 ℃，系统在该工况下的制冷能力最差。

3. 2 整车热管理系统参数对性能的影响

本节针对怠速工况空调制冷能力最差、爬坡工况下汽车的冷却系统散热状况最差，应用汽车热管理模型的一维仿真结果研究了不同风扇转速、水泵转速、压缩机转速下系统特性的变化。

3. 2. 1 风扇转速

风扇转速的变化会同时影响到散热器和冷凝器的空气侧特性。

（1）对冷却系统性能的影响

根据对3种工况的冷却系统分析，确定以爬坡工况作为冷却系统分析的基本工况。风扇转速在1 500~2 500 r/min范围内变动，分析不同风扇转速下冷却系统性能的变化。仿真结果如图17 和图18所示。

从图17可以看出，随着风扇转速的上升，许用环境温度从43. 14 上升到48. 49 ℃，上升幅度为12. 4％，可见提高风扇转速可以有效地提升许用环境温度，从而改善整车冷却系统的性能，其原因在于风扇转速的提升降低了散热器的空气侧入口温度，提高了散热器的进气流量，从而增强了散热器空气侧的冷却能力。由图18可见，随着风扇转速的上升，散热器进气温度从53. 23降低到48. 6 ℃，下降幅度为8. 7％ ，散热器进气流量从0. 437 提高至0. 798 kg/s，上升幅度为82. 61％。

（2）对空调系统性能的影响

由于在3种工况条件下，怠速工况下空调系统的性能最差，所以选择怠速工况作为空调系统分析的基本工况，分析风扇转速在1 500~2 500 r/min范围变化时，空调性能特性的改变。

图19为空调系统性能指标随风扇转速而变化的曲线。由图可见，随着风扇转速的提高，乘员舱平均温度从32. 01下降至31. 84 ℃，温度只下降0. 17 ℃，下降幅度仅为0. 53％，说明通过提高风扇转速来改善乘员舱温度只能起到微弱的效果。制冷系数从2. 87增加到3. 09，增长幅度为7. 67％，说明风扇转速的提升在一定程度上可以改善空调系统的经济性。

3. 2. 2 水泵转速

本节以爬坡工况作为冷却系统的分析工况，分析不同水泵转速对冷却系统性能的影响。其中水泵转速受到发动机所带动的皮带传动比控制，传动比设置为1. 5~1. 7，对应的水泵转速为4 177~4 734 r/min。

图20为许用环境温度和散热器冷却液侧流量随水泵转速的变化曲线。由图可见，随着水泵转速的提高，散热器液侧入口流量增长，许用环境温度上升。水泵转速从4 177提高至4 734 r/min时，入口流量从1. 265提升至1. 445 kg/s，上升幅度为14. 23％，而许用环境温度从43. 14 上升至43. 46 ℃，只升高0. 32 ℃，上升幅度仅为0. 74％。说明在该工况下，仅依靠提高水泵转速来提高冷却液流量的方式并不能有效提升许用环境温度，即需要通过增强空气侧冷却能力来改善冷却系统性能。

3. 2. 3 压缩机转速

选择怠速工况作为分析工况，分析压缩机速比的改变使制冷剂流量变化对空调系统性能的影响。速比变化范围为1. 32~1. 72。

图21为空调系统性能指标随压缩机速比而变化的曲线。由图可见，乘员舱平均温度和制冷系数都随压缩机速比呈反比关系。随着压缩机速比的提升，舱内温度由32. 01下降至30. 51 ℃，温度降低了1. 5 ℃，下降幅度为4. 69％，与提高风扇转速相比，提高压缩机转速对降低乘员舱平均温度更有效。制冷系数则从2. 87降低至2. 57，下降幅度为10. 45％，说明提高压缩机转速使空调系统的经济性变差。

图22和图23分别为冷凝器进气温度和空调系统性能参数随压缩机速比而变化的曲线。由图可见，压缩机速比从1. 32提升至1. 72时，冷凝器空气侧入口温度从52. 5上升至55. 3 ℃，升幅为5. 33％。原因是随着压缩机转速上升，冷凝器排向空气的热量增加，发动机舱内空气整体流速很低，而且风扇所引入的舱外冷却新风量有限，风扇所带动的气流多数是舱内的滞止空气，以至于热量在舱内的堆积现象更加严重，导致冷凝器进口温度上升。在冷凝器进气温度上升的影响下，系统的蒸发压力下降而冷凝压力上升。蒸发压力的下降导致蒸发温度下降，使得蒸发器与周围空气之间的温差加大，导致制冷量上升。而冷凝压力的上升导致膨胀阀进出口的压差增大，节流降压损失提高，进而造成压缩机功耗上升。

4 结论

本文利用AMESim和STARCCM+建立强耦合的汽车热管理模型，此模型可以很好解决两者边界问题，并能同时对热管理系统不同维度的多项性能指标进行研究，得到如下结论。

（1）热平衡三维仿真结果表明：怠速工况下，发动机舱流速很低，整体上发动机舱内的温度维持在一个比较高的水平上；爬坡工况下，发动机舱内的气流整体流动状态有所改善，舱内高温气流不再充满整个发动机舱，舱内冷热流体出现大范围明显的分界。但由于爬坡工况发动机热负荷增加，导致散热器风扇处的核心区域温度上升；高速工况下，发动机舱内的气流流动状态得到很大改善，发动机舱内的热量堆积情况得到缓解，舱内整体温度和风扇后方核心区域温度明显下降。

（2）热平衡一维仿真结果表明：爬坡工况下，由于较高的发动机热负荷和较弱的空气侧冷却能力，故该工况下的冷却系统性能最差；而怠速工况下，空调系统制冷性能最差。系统制冷性能最差。

（3）改变风扇转速结果表明：爬坡工况下，提高风扇转速可有效地提升冷却系统许用环境温度，而怠速工况下提高风扇转速引起的乘员舱平均温度降幅程度较小，但风扇转速的提升在一定程度上可以改善空调系统的经济性。

（4）水泵转速一维仿真结果表明：爬坡工况下，提高水泵转速并不能有效地提高许用环境温度，需要通过增强散热器空气侧的冷却能力来提升冷却系统性能。

（5）压缩机转速一维仿真结果表明：怠速工况下，提高压缩机转速比提高风扇转速能更有效地降低乘员舱平均温度，但空调系统的经济性变差，同时还会造成冷凝器进气温度升高。

综上所述，文中所建立模型实现一维和三维软件数据的实时双向传递，可以同时对三维温度场与流场和一维结果等多项性能进行研究，更好地反映系统参数变化及其影响。故该模型能更全面地模拟汽车热管理系统的性能