电动汽车机舱散热问题CFD仿真分析优化及试验验证

摘 要：某电动汽车样车在空调降温试验中，驾驶员和副驾驶的头部平均温度没有达到降温预定值，制冷能力不足。为提高空调制冷能力，本文采用CFD仿真分析的方法，研究了前机舱的流场，分析了格栅和空调冷凝器的通风量。通过配置冷凝器导流罩和调整格栅开口，增加了格栅新风的进气量，减少了高温气体的回流冷凝器，从而增加了冷凝器的散热能力。在最终的试验中，头部平均温度整改后比整改前降低了5℃，降温效果明显改善，达到并超过了预定值。这种通过机舱流场优化提高散热能力的方法和工程经验，对其它电动汽车机舱散热能力的开发具有借鉴意义。

电动汽车近年来快速兴起，并且有逐步代替传统燃油车的趋势。研究电动汽车机舱的散热特点具有重要意义。由于电动汽车没有内燃机，它的机舱内就没有了温度达到600℃而带来强辐射的排气管路，也没有需要大量散热的内燃机水套。电动汽车前机舱相对于燃油车仅需较小的前格栅开口来引进新风进行散热。现阶段电动汽车用来冷却电机水套与电池的散热器和风扇大多是沿用燃油车的，往往散热能力有相当盈余。电动汽车机舱内的空调冷凝器的散热问题变得凸显出来。

目前分析电动汽车机舱散热问题有两种方式：环境舱试验和CFD仿真。环境舱试验包括整车热平衡试验和整车降温试验。由于现阶段机舱内散热器能力的盈余，电动汽车热平衡试验发现的问题往往是电机、IGBT和电池的零部件内局部过热。机舱内冷凝器是否有足够的散热能力就会在电动汽车降温试验中体现出来。试验方法的优点是可信度高，能够为研发提供直接的整改依据；缺点是成本高、周期长，不能够在设计初期及时发现问题。CFD仿真的优点是成本低、周期短，能够在研发早期发现关键问题，缩短整车开发周期。然而要想完全模拟电动汽车降温试验，需要三维机舱热流场、整车一维能量流、空调箱和乘客舱的三维热流场共同的瞬态耦合计算，目前国内几乎难以完整开展。通过模拟机舱内稳态的流场来获得关键信息是当前可行的技术路线。目前大部分国内车企采用仿真与试验相结合的方式来解决机舱散热问题。

本文针对某电动汽车降温试验时发现，以车速40km/h行驶10分钟后，驾驶员和副驾驶头部平均温度从60℃降到了33℃，没有降到目标值30℃。为提升空调系统在车辆行驶时的换热能力，本文采用CFD 仿真方法分析了机舱的恒温流场，从仿真结果判断出试验中回流冷凝器的高温气体偏多，降低了制冷能力，之后通过增加冷凝器导流罩和调整格栅开口，增加了新风的流入，提高

冷凝器的换热能力。最终在验证试验中，以车速40km/h行驶10分钟后，头部平均温度从60℃降到了28℃，显著地提升空调对乘员舱的降温能力。

1 CFD 计算模型

1.1 仿真计算基本理论
1.1.1 控制方程
本文采用三维常密度的不可压缩恒温湍流来模拟机舱流场，它遵循Navier-Stokes方程组的质量守恒和动量守恒规律：

1.1.2 湍流计算方法

求解N-S方程的湍流问题时，可以采用雷诺时均（ReynoldsTime Average），大涡模拟（LargeEddysimulation），格子波尔兹曼方法（LatticeBoltzmann Method）以及直接数值模拟（Direct
Numerical Simulation）等方法。

雷诺时均根据确定粘度的方法，分为零方程模型，一方程模型和两方程模型，两方程模型还分为k-e模型和k-o模型。本文采用两方程模型中Realizable的k-e湍流模式模拟机舱流场。

1.2 网格处理

建立包括前机舱内所有部件的整车模型。整车面网格量约为700万，采用三角形网格单元划分，最小网格尺寸控制在1mm。整个长方体计算流场域的尺寸为：12倍的车身长、8倍的车身宽，5倍的车身高。体网格量为3000万，采用trim网格。前机舱中前格栅、冷却模块和风扇进行加密，加密区网格1mm，以达到局部网格细化来提高计算精度的目的。

1.3 边界条件

整车空调降温的试验条件为车速风速40km/h，环境空气温度38℃，光照1000W/m2，内循环，吹面模式，最大风量，最大制冷。试验正式开始前需热浸置车辆，使得前排头部平均温度达到60℃。

对应地，仿真分析中冷凝器和散热器采用多孔介质模型；风扇用MRF模型；车轮旋转；冷却风扇为双风扇，主驾侧转速2850rpm，副驾侧转速2350rpm；模拟工况为车速40km/h和0km/h，计算域进口为速度边界条件，出口为压力边界条件。计算0km/h工况使为了方便评估车辆40km/h
时通过冷凝器且来自前格栅的新风量。

2 研究的情形

本文仿真分析了6种情形，分别是基础状态、增加格栅开口、理想导流罩、新造型前保、有上横板的工程导流罩、最终状态。试验方面对基础状态和最终状态进行了整车降温试验。

2.1 基础状态

基础状态的格栅开口分为两部分，上部一个大开口，下部三个小口。

2.2 增加格栅开口

将基础状态的格栅开口上部分向外多开一圈，同时增加下部分的3 个通风口的面积。

2.3 理想导流罩

在情形二的基础上在冷凝器前方增加了一个四面全包裹式的导流罩，导流罩从格栅引风，最后扩张至整个冷凝器表面。

2.4 新造型前保

在基础状态的情形上，更换了新前保造型，格栅开口为一个整体大开口，开口的面积明显比基础状态大。同时，优化调整了散热器下方的横梁结构形式，封堵了原来它们之间的缝隙。

2.5 有上横板的工程导流罩
在情形四的基础上，设计了工程化的导流罩，主要引导冷凝器两侧气流，导流罩的下部有强化聚风的作用，上部附加上横板，能够聚拢上部气流。

2.6 最终方案

在情形五的基础上，由于装配工艺的问题，取消了导流罩上部的横版，此状态为最终方案。

3 结果与讨论

3.1 基础状态

样车试验时车速40km/h行驶10分钟后，驾驶员和副驾驶头部平均温度从60℃降到了33℃，没有降到目标值30℃，头部平均温度从60℃降到了30℃所需时间为19分钟。仿真分析结果显示，车速40km/h时，格栅进0.351kg/s，冷凝器进风0.390kg/s，车速0km/h时，格栅进风0.120kg/s，冷凝器进风0.359kg/s。由于40km/h车速下，冷凝器的回流占比统计困难，因而通过用怠速时格栅进风占冷凝器的进风比例间接反映出来。怠速时新风过少，说明冷凝器高温回流较多，进而说明40km/h时，回流冷凝器的高温气体也偏多，影响了冷凝器的制冷能力。

3.2 增加格栅开口

此状态车速40km/h时，格栅进风0.549kg/s，冷凝器进风0.401kg/s，车速0km/h时，格栅进风0.176kg/s，冷凝器进风0.361kg/s。虽然40km/h时格栅进风量比冷凝器进风量高，但不能说明通过冷凝器的风全部来自格栅，仍有相当的回流量。两车速下冷凝器进风相对于基础状态变化不大，怠速时格栅进风变化明显，增加了约47%。

3.3 理想导流罩

此状态车速40km/h时，格栅进风0.475kg/s，冷凝器进风0.427kg/s, 车速0km/h时，格栅进风0.282kg/s，冷凝器进风0.334kg/s。车速40km/h时，格栅进风比情形二减小约14%，怠速时格栅进风比情形二增加约60%。说明能够流入冷凝器的新风得到进一步增加。

3.4 新造型前保

此状态车速40km/h时，格栅进风0.941kg/s，冷凝器进风0.388kg/s，车速0km/h时，格栅进风0.197kg/s，冷凝器进风0.359kg/s。车速40km/h时，格栅进风比基础状态增加约170%，怠速时格栅进风比基础状态增加约64%。说明能够流入冷凝器的新风明显增加。

3.5 有上横板的工程导流罩

此状态车速40km/h时，格栅进风0.839kg/s，冷凝器进风0.412kg/s，车速0km/h时，格栅进风0.226kg/s，冷凝器进风0.353kg/s。车速40km/h时，格栅进风比情形四降低约11%，冷凝器通风量增加6%，怠速时格栅进风比情形四增加约15%，冷凝器的通风量变化很小，流入冷凝器的新风进一步增加，冷凝器制冷能力比情形四时要高。

3.6 最终方案

此状态车速40km/h时，格栅进风0.842kg/s，冷凝器进风0.399kg/s, 车速0km/h时，格栅进风0.204kg/s，冷凝器进风0.357kg/s。相对于情形四，车速40km/h时，格栅进风降低约11%，冷凝器的通风量降低约3%，怠速时，格栅进风增加3%，冷凝器的通风量变化很小。说明流入冷凝器的新风相对于情形四得到增加，冷凝器制冷能力比情形四时要高。相对于基础状态，车速40km/h时，格栅进风增加约140%，冷凝器的通风量增加约2%，怠速时，格栅进风增加70%，冷凝器的通风量略微减小。

用最终方案的样车进行验证试验时，车速40km/h行驶10分钟后，驾驶员和副驾驶头部平均温度从60℃降到了28℃，达到了降温目标值30℃，头部平均温度从60℃降到30℃所需时间缩短到了小于10分钟，显著提升了空调制冷能力。

从本电动汽车的最终状态和基础状态的对比中看出，见表1和表2，在车辆低速的40km/h或0km/h时，冷凝器的通风量变化小于2%，格栅的通风量增长了70%-140%，由于格栅新风大幅增长带来了车辆空调制冷能力的显著提高。说明整车研发过程中电动汽车空调制冷能力不足时不一定非要实施加大冷凝器、加大冷却风扇或者更换高功率压缩机，增大格栅的通风量也是一个有效

的办法。

4 结论

通过对电动汽车机舱流场的仿真分析，增大格栅开口和配置冷凝器前部导流罩能够显著增加车辆低速行驶时的格栅新风进气量，即使通过冷凝器的风量变化不明显，仍能有效地提高冷凝器等冷却模块的散热效率，提高空调降温能力。