甩掛運(yùn)輸對(duì)重型載貨汽車氣動(dòng)性能的影響

李 勝， 陳存福， 趙 娥， 胡興軍

(1.一汽解放青島汽車有限公司， 山東 青島 266043； 2.吉林大學(xué) 汽車工程學(xué)院， 吉林 長春 130022)

節(jié)能減排與低碳環(huán)保已深入到經(jīng)濟(jì)生活的每一個(gè)角落，商用車運(yùn)輸作為重要的貨運(yùn)方式，在國民經(jīng)濟(jì)中發(fā)揮著重要的作用.眾多運(yùn)輸方式中，甩掛運(yùn)輸因其可有效降低運(yùn)輸成本，減少車輛空駛，提高運(yùn)輸效率而受到各國青睞.甩掛運(yùn)輸在歐美國家已成為主流運(yùn)輸方式，而在我國由于起步較晚，發(fā)展較慢.甩掛運(yùn)輸普遍采用“一拖多掛”的運(yùn)輸模式，這會(huì)造成同一牽引車配備不同掛車時(shí)，主掛車間隙與掛車高度各不相同.

整車行駛過程中，受到氣動(dòng)阻力和滾動(dòng)阻力的作用，隨著車速的增加，氣動(dòng)阻力所占的比重急速上升，油耗增加[1-8].為減小整車氣動(dòng)阻力，國外與部分國內(nèi)車企在駕駛室頂部安裝可調(diào)式導(dǎo)流罩，但如何根據(jù)貨箱高度與間隙大小調(diào)節(jié)導(dǎo)流罩角度，得到最佳配置，現(xiàn)階段還沒有統(tǒng)一標(biāo)準(zhǔn).

杜廣生等[9]研究了廂式貨車間隙長度對(duì)氣動(dòng)阻力的影響，指出駕駛室與貨箱高度差、間隙均對(duì)整車阻力有影響；劉暢等[10]研究了GTS(Ground Transportation System)駕駛室與貨箱間隙對(duì)氣動(dòng)力的影響，發(fā)現(xiàn)間隙長度小于某一特定值時(shí)，其對(duì)整車阻力系數(shù)影響較小，大于此值，阻力系數(shù)急速上升；姜輝[11]對(duì)廂式貨車駕駛室與貨箱不同間隙進(jìn)行了數(shù)值分析，得到了初步結(jié)論.以上工作均為單獨(dú)研究間隙與各參數(shù)之間的關(guān)系，沒有考慮各參數(shù)之間影響程度的強(qiáng)弱.

本文以間隙、貨箱高度與導(dǎo)流罩角度三者為研究對(duì)象，利用CFD軟件STAR-CCM+對(duì)不同間隙長度的整車流場(chǎng)進(jìn)行數(shù)值仿真，得到間隙處的流動(dòng)狀態(tài)，分析其流動(dòng)機(jī)理，研究間隙對(duì)流場(chǎng)與氣動(dòng)阻力的影響；利用正交試驗(yàn)方法，分析三者之間相互關(guān)系，得到影響整車阻力的主要因素，對(duì)比優(yōu)化模型與原始模型，為甩掛運(yùn)輸整車減阻提供理論依據(jù).

1 模型方案

本文研究對(duì)象為某一量產(chǎn)重型車，如圖1所示.在幾何處理中，為保持其形狀一致性，保留了關(guān)鍵細(xì)節(jié)，格柵開口全部保留.整車原始長度為16.4m，駕駛室高度為3.25m，原始貨箱高度為4.15m，間隙長度G為2.0m；駕駛室與貨箱高度差ΔH為0.9m.

圖1 整車尺寸

駕駛室模型分為兩類，分別為駕駛室頂部無導(dǎo)流罩與駕駛室頂部裝載導(dǎo)流罩.針對(duì)無導(dǎo)流罩整車，對(duì)3種間隙長度的整車進(jìn)行數(shù)值模擬，帶導(dǎo)流罩整車設(shè)置7種間隙長度進(jìn)行分析，對(duì)比其流場(chǎng)結(jié)構(gòu)，參數(shù)設(shè)置見表1.

表1研究方案

2 數(shù)值模擬

2.1計(jì)算域尺寸

由于車體表面結(jié)構(gòu)復(fù)雜，一般軟件較難捕捉表面細(xì)節(jié)，故采用STAR-CCM+對(duì)模型進(jìn)行網(wǎng)格包面、重構(gòu)以及體網(wǎng)格劃分.在計(jì)算中，采用1∶1比例模型.為滿足計(jì)算條件，計(jì)算域應(yīng)足夠大，以便施加入口和出口邊界條件后，計(jì)算域?qū)φ嚵鲌?chǎng)的影響較小.入口邊界距車前為2.5倍車長，出口邊界距車尾4.0倍車長，兩側(cè)取5倍車寬，頂部取4倍車高，計(jì)算域模型大小如圖2所示.

圖2 計(jì)算域示意圖

2.2網(wǎng)格模型

基于對(duì)流動(dòng)細(xì)節(jié)的捕捉，本文對(duì)整車表面設(shè)置邊界層網(wǎng)格，并對(duì)車體后視鏡、底盤、尾部等重點(diǎn)區(qū)域進(jìn)行了加密，體網(wǎng)格類型采用多面體網(wǎng)格.最終，網(wǎng)格數(shù)量達(dá)2 500萬，滿足了計(jì)算需要.流場(chǎng)中截面網(wǎng)格如圖3所示.

圖3 中截面體網(wǎng)格

2.3湍流模型與邊界條件

為更好地捕捉流場(chǎng)結(jié)構(gòu)，在計(jì)算中采用了SST k-ω模型.SST k-ω結(jié)合了k-ε與k-ω計(jì)算特點(diǎn)，在近壁面保留了原始的k-ω模型，遠(yuǎn)壁面采用k-ε模型.SST k-ω模型通過一個(gè)混合函數(shù)實(shí)現(xiàn)從近壁面k-ω模型到遠(yuǎn)壁面k-ε模型的過渡，該混合函數(shù)以壁面距離和湍流量為參數(shù)[12-13].

設(shè)定整車行駛速度為30m/s，環(huán)境溫度為20℃，此時(shí)馬赫數(shù)為0.088，遠(yuǎn)低于0.3，因此可認(rèn)為空氣處于不可壓狀態(tài)，流場(chǎng)邊界條件如表2所示.

表2流場(chǎng)邊界條件

3 結(jié)果與討論

3.1間隙G對(duì)整車氣動(dòng)特性的影響

前后壓差阻力是重型載貨汽車阻力的主要來源，約占汽車總阻力的50%～65%，其余為摩擦阻力、誘導(dǎo)阻力與整車內(nèi)阻[14].由于壓差阻力比重大，在整車減阻設(shè)計(jì)中，可通過降低壓差阻力，達(dá)到降阻的目的.

圖4為無導(dǎo)流罩整車在三種不同間隙下的阻力系數(shù)變化趨勢(shì)，其中整車阻力系數(shù)為貨箱與駕駛室阻力系數(shù)之和.由圖4可知，隨著間隙的增加，整車阻力系數(shù)上升；貨箱阻力系數(shù)的變化趨勢(shì)不明顯，駕駛室阻力系數(shù)呈增大趨勢(shì).間隙增加，導(dǎo)致駕駛室后部尾流區(qū)發(fā)展更為充分，形成較強(qiáng)漩渦，消耗較多能量，產(chǎn)生較大負(fù)壓，使駕駛室前后壓差增加.

圖4 不同間隙下無導(dǎo)流罩整車阻力系數(shù)

圖5表示相對(duì)于原車配置阻力系數(shù)變化趨勢(shì)，主掛車間隙為0.5m時(shí)，減阻比例可達(dá)5.7%，效率相當(dāng)可觀，改變間隙對(duì)整車氣動(dòng)阻力的影響不可忽視.

圖5 不同間隙下阻力系數(shù)變化趨勢(shì)

圖6 整車表面壓力分布(G=2.0m)

圖6表示間隙距離為2.0m時(shí)整車壓力分布云圖，由圖6可以看出，駕駛室前臉格柵處、擋風(fēng)玻璃下部、后視鏡前部、貨箱迎風(fēng)面上緣、車輪下部均受到較大的正壓作用；駕駛室A柱、后視鏡邊緣受到的壓力較小，這是由于此處空間突然增大，氣流速度急劇增加，由伯努利方程可知，此處受到的靜壓較小.

圖7為貨箱正面壓力分布云圖，可知三者上方均受到較大的正壓作用，受壓面積基本一致.產(chǎn)生此現(xiàn)象的原因是駕駛室與貨箱存在高度差，流經(jīng)駕駛室頂部的氣流沖擊貨箱頂部，氣流遇到阻礙，速度減小，動(dòng)能轉(zhuǎn)化為作用于貨箱頂部的正壓能.貨箱前移，受壓面積并未發(fā)生較大改變，證明氣流并未在駕駛室頂部發(fā)生分離.

(a)G=0.5m (b)G=1.0m (c)G=2.0m圖7 三種間隙下貨箱正面壓力分布

圖8 三種間隙下中截面流線分布

圖8顯示了三種不同間隙中截面速度流線分布，前方氣流遇到駕駛室的阻擋，一部分氣流沿著擋風(fēng)玻璃等向上爬升，一部分氣流繞過前保險(xiǎn)杠向駕駛室下方流去，其余氣流沿著駕駛室側(cè)面向后流去；流經(jīng)駕駛室頂部的氣流遇到貨箱的阻礙，在貨箱頂部發(fā)生流動(dòng)分離，一部分氣流沿著貨箱向下流動(dòng)，流入底盤，另一部分繞過貨箱拐角，向后流去，匯入尾流區(qū)；由于間隙不同，在間隙處形成的渦流出現(xiàn)差異.G=0.5m時(shí)，駕駛室后部漩渦較小，沒有充分發(fā)展；G=2.0m時(shí)，駕駛室后部形成明顯的漩渦，漩渦的旋轉(zhuǎn)摩擦，消耗了大量的能量，造成駕駛室后部壓力降低，造成駕駛室前后壓差增大，這也是間隙大、駕駛室阻力增加的原因.

主掛車間隙大，流入底盤處的氣流也相對(duì)較多，對(duì)底部的沖擊作用也相對(duì)較強(qiáng)，也一定程度上增加了阻力.在三種間隙下，貨箱尾部均形成明顯渦旋，其中G=1.0m時(shí)，下旋漩渦明顯較其他兩者突出，由此可知，間隙的大小可造成尾流結(jié)構(gòu)的不同.

圖9所示為高度為2.15m處間隙速度矢量分布，由圖9可知，間隙較小時(shí)，漩渦體積較小，數(shù)量較多，流動(dòng)較為紊亂；隨著間隙的增加，漩渦輪廓逐漸清晰，G=2.0m時(shí)，漩渦數(shù)量變?yōu)?，漩渦中心后移，逐漸向尾流形態(tài)發(fā)展；駕駛室后部漩渦受到貨箱阻擋，有向外發(fā)展的趨勢(shì).

圖9 高度為2.15m水平截面速度矢量分布

圖10 不同間隙帶導(dǎo)流罩整車各部分阻力系數(shù)

3.2間隙G對(duì)帶導(dǎo)流罩整車氣動(dòng)特性的影響

圖10是帶導(dǎo)流罩重型載貨汽車在不同間隙下的阻力系數(shù)分布.由圖10可知，加裝導(dǎo)流罩后，整車阻力系數(shù)并不像無導(dǎo)流罩時(shí)阻力系數(shù)變化趨勢(shì)一致，而是呈現(xiàn)出新的特點(diǎn)：隨著間隙的增加，阻力系數(shù)減小，到達(dá)特定值后，又緩慢上升.對(duì)于本車，在G=2.0m時(shí)阻力系數(shù)最小.其中駕駛室阻力系數(shù)與貨箱阻力系數(shù)呈現(xiàn)出近似相反的變化關(guān)系.

圖11為相對(duì)于G=0.5m時(shí)整車氣動(dòng)阻力系數(shù)的變化值，G=2.0m時(shí)整車阻力系數(shù)減小7%；隨著間隙的增加，減阻效果減弱，G=3.0m時(shí)，減阻比例下降至5.3%.圖11表明，對(duì)于同一種整車配置，在不改變導(dǎo)流罩形式及安裝方式的工況下，有一個(gè)最佳間隙，與文獻(xiàn)[15]結(jié)論一致；最佳間隙下，阻力系數(shù)可達(dá)到最小.

圖11 不同間隙減阻比例(相對(duì)于G=0.5m車型)

圖12 不同間隙下中截面流線分布

圖12表示不同間隙下帶導(dǎo)流罩整車中截面速度流線，圖中選取四種間隙整車流場(chǎng)進(jìn)行對(duì)比分析，間隙分別為0.5m、1.0m、1.5m和2.5m.由圖12可知，隨著間隙的增加，駕駛室后部產(chǎn)生的漩渦體積逐漸增大，渦核位置后移；大漩渦消耗了大量的能量，降低了駕駛室后部的壓力，使駕駛室阻力有不同程度的增加.

日本學(xué)者武藤真理[16]提出氣流“折射”的概念，當(dāng)間隙過短或過長時(shí)，會(huì)出現(xiàn)“折射不足”或“折射過分”的現(xiàn)象，使整車阻力增加.為降低整車阻力，必須使駕駛室頂部流線折射適當(dāng).由以上分析可知，適當(dāng)調(diào)節(jié)導(dǎo)流罩安裝角度可改變駕駛室頂部流線，使之達(dá)到合理折射.

現(xiàn)階段，為節(jié)約成本，國內(nèi)廠家生產(chǎn)的導(dǎo)流罩大多為固定式，主掛車匹配方式改變時(shí)，導(dǎo)流罩角度不能隨之調(diào)節(jié)，駕駛室頂部氣流得不到有效理順.當(dāng)主掛車高度差較大時(shí)，駕駛室頂部氣流會(huì)直接沖擊掛車前部，造成氣動(dòng)阻力增加，增加整車油耗，引起運(yùn)輸成本上漲.為降低運(yùn)輸成本，導(dǎo)流罩可設(shè)計(jì)為角度可調(diào)式，根據(jù)貨箱高度，調(diào)整不同角度，降低整車氣動(dòng)阻力.

圖13為裝載導(dǎo)流罩整車在水平高度為2.15m處的速度矢量圖.與無導(dǎo)流罩間隙處流態(tài)相似，間隙較小時(shí)，渦旋較多，流動(dòng)較為復(fù)雜；隨著間隙的增大，流動(dòng)逐漸穩(wěn)定，漩渦個(gè)數(shù)由多個(gè)向兩個(gè)發(fā)展；間隙為3.0m時(shí)，間隙處的流動(dòng)呈現(xiàn)出尾流流動(dòng)特性.由于駕駛室兩側(cè)增加了側(cè)導(dǎo)流板，來自于駕駛室側(cè)面的氣流在側(cè)導(dǎo)流板的引導(dǎo)下沒有直接沖擊貨箱兩側(cè)，這也起到了一定的減阻作用.

圖13 高度為2.15m間隙處水平截面速度矢量

3.3三因素正交試驗(yàn)

正交表是進(jìn)行正交試驗(yàn)設(shè)計(jì)的基本工具，等水平正交表一般為La(bc)，其中a為試驗(yàn)次數(shù)，b為因素水平數(shù)，c為列數(shù)[17].本文選取影響整車阻力的導(dǎo)流罩角度A、間隙B與貨箱高度C為正交試驗(yàn)的因素.原車導(dǎo)流罩角度、間隙與貨箱高度分別為25°、2.0m與4.15m.由于試驗(yàn)次數(shù)不宜過多，每個(gè)因素均取3個(gè)水平，根據(jù)國家標(biāo)準(zhǔn)及整車外形參數(shù)，取對(duì)應(yīng)水平表如表3所示.

表3各因素對(duì)應(yīng)水平

根據(jù)試驗(yàn)原則，選用的正交表類型為L9(34)，對(duì)試驗(yàn)方案進(jìn)行9次仿真分析，結(jié)果如表4所示，其中D列為空列.

由試驗(yàn)結(jié)果可知，三種試驗(yàn)因素的影響程度由大到小依次為C>B>A，通過比較各組合均值可得到最優(yōu)組合為A3B3C1，即導(dǎo)流罩角度為30°，間隙為2m，貨箱高度為3.845m，此時(shí)阻力系數(shù)最小，仿真結(jié)果為0.546.原始車型阻力系數(shù)為0.560，優(yōu)組合整車減阻率為2.5%，驗(yàn)證了試驗(yàn)分析的正確性.

表4L9(34)正交表與模擬結(jié)果

為驗(yàn)證模擬結(jié)果可信度，對(duì)正交試驗(yàn)進(jìn)行方差分析，得到正交試驗(yàn)結(jié)果的方差分析表，如表5所示.

表5方差分析表

顯著性檢測(cè)顯示，貨箱高度對(duì)阻力系數(shù)的影響較為顯著，置信度高達(dá)95%；其余兩者對(duì)阻力系數(shù)的影響不顯著.

4 結(jié)束語

利用數(shù)值模擬方法計(jì)算了甩掛運(yùn)輸中不同參數(shù)下對(duì)整車氣動(dòng)性能的影響，揭示了甩掛運(yùn)輸中整車外流場(chǎng)的流動(dòng)機(jī)理，得出以下結(jié)論：

(1)對(duì)于無導(dǎo)流罩重型載貨汽車，間隙增加導(dǎo)致整車阻力系數(shù)升高；增加的間隙使駕駛室后部尾渦擴(kuò)展，增大了駕駛室阻力.

(2)導(dǎo)流罩角度與掛車確定時(shí)，存在最佳間隙，此時(shí)整車阻力系數(shù)最小；實(shí)際運(yùn)輸中，增大或減小相同高度貨箱間隙，需適當(dāng)減小或增大導(dǎo)流罩角度.

(3)正交試驗(yàn)可有效分析各因素影響程度及各因素最優(yōu)組合，得到整車最低阻力系數(shù)，為車輛氣動(dòng)特性優(yōu)化提供指導(dǎo).

(4)在甩掛運(yùn)輸中，需根據(jù)間隙、貨箱高度調(diào)節(jié)導(dǎo)流罩角度，使?fàn)恳嚺c掛車相匹配，降低油耗.

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