側風狀態下重型卡車氣動性能研究

曹遠龍,張凱歌,謝小平,王晨輝

(1.南華大學 機械工程學院,湖南 衡陽 421001;2.浙江零跑科技股份有限公司,浙江 杭州 310051;3.湖南大學 汽車車身先進設計制造國家重點實驗室,湖南 長沙 410082)

0 引 言

長期跨區域高速行駛的重型卡車經常遇到不規律非平穩強風的影響,如高速公路的雨雪天氣情況,使卡車的迎、背風面之間出現壓力差,這將產生較大的氣動阻力,增加卡車高速行駛過程的燃油消耗情況[1]。據車速為80 km/h的載貨拖掛車的道路試驗表明,當在卡車上外加合適的導流裝置使氣動阻力系數降低30%,可降低油耗12%～13%;當氣動阻力系數降低20%時,可降低油耗7%～9%[2]。這對于每年行駛距離約200 000 km的卡車來說,通過外加導流結構降低卡車氣動阻力節省的成本是非?？捎^的[2]。

為了保障車輛行駛中的穩定性和安全性,國內外學者廣泛關注重型卡車外流場流動特性,通過在車身上加裝減阻裝置以降低氣動阻力系數。許建民等基于仿生學原理設計了3種新型導流罩,在側風作用下的重型貨車安裝封閉式仿生導流罩比初始狀態的減阻率達到27.9%,配合尾部減阻裝置可以實現減阻率37.3%[3]。張英朝等選取平頭貨車駕駛室和貨箱處的10個設計參數,采用拉丁超立方方法確定駕駛室和貨箱的部分參數對整車氣動特性影響較大,優化后駕駛室和貨箱使阻力系數分別下降21.90%和12.25%[4]。姜佳男對比在駕駛室與貨箱的間隙分別添加三種間隙擋板的減阻效果,其中全間隔擋板與導流罩共同作用可以降低氣動阻力,單獨使用卻會增大氣動阻力[5]。劉暢等對載貨汽車模型(ground transportation system,GTS)進行流體動力學計算(computational fluid dynamics,CFD),模擬了氣流流經駕駛室與貨箱之間時不同長度的間隙產生的流場形態分布,得到了風阻系數的變化規律[6]。美國南加州大學利用GTS模型和風洞試驗研究了側風狀態下不同間隙分隔板的減阻效果:當橫擺角較小時,間隙分隔板對風阻系數的影響較小;但1/3間隙長度的短分隔板對減阻有較好的效果;隨著橫擺角的增大到10°時,間隙隔板會使風阻系數下降明顯,最大達到16%[7]。R.M.Wood和S.X.S.Bauer等在貨箱前部添加5～7個相同短板可以降低相鄰的隔板和貨箱前部的氣流壓力,使得最大汽車氣動阻力下降率可達20%[8]。

現階段,國內重型卡車多關注導流罩和側裙板的影響,而對駕駛室與貨箱之間的間隙及間隙內附加裝置研究較少[9-10]。本文通過研究各橫擺角下駕駛室與貨箱的間隙等處氣動性能的變化,提出添加橫向和縱向隔板作為減阻導流裝置提升空氣動力學性能的方案,并通過風洞試驗和CFD計算對比,進一步揭示流場結構變化的原理。

1 風洞試驗

1.1 實驗裝置

試驗設備采用湖南大學風洞工程試驗中心HD-2雙列單回流閉式邊界層風洞,氣動輪廓全長53 m、寬18 m,最大風速58 m/s,氣流偏角和紊流度分別小于0.5°和0.2%,可以保證流場速度的均勻性和降低風洞壁對試驗結果的影響。

遵循幾何相似準則,對照廠家的CATIA(computer aided three-dimensional interactive application,CATIA)數值模型制作材料為410不飽和樹脂代木的卡車試驗模型。模型比例為1∶7.5,通過CAD(computer aided design,CAD)數模的數控加工/中心加工而成,如圖1所示,長×寬×高=2 165 mm×327 mm×509 mm,迎風面積為0.166 m2,風洞阻塞比2.2%,小于5%,可忽略阻塞效應[11]。實驗過程中模型采用地板支撐式,被固定在風洞轉盤上。試驗風速v=25 m/s,空氣動力黏度μ=15.89×10-6kg/m·s;ρ為流體密度,kg/m3;車高為h,m;試驗過程雷諾數Re=ρvh/μ=1.7×106,大于美國風洞試驗標準建議的最小值7×105,表明試驗數據基本不再受雷諾數的影響,滿足試驗要求。

1.2 六分量測量數據

模型四個輪胎底部有Φ22的小孔與轉盤上的四個偏心盤的螺栓相連來固定,天平及支撐系統都在風洞試驗段下方。圖2為六分量應變式汽車專用天平,測量氣動力和氣動力矩的量程:阻力、側向力和升力分別為Fx∈(0,2000) N、Fy∈(0,1000) N、Fz∈(0,1000) N,橫擺力矩、側傾力矩和俯仰力矩分別為Mx∈(0,200) N·m、My∈(0,100) N·m、Mz∈(0,100) N·m,準確度均為0.05,精確度介于0.1～0.3之間。

圖2 氣動力天平

氣動力系數C可以表示為[12]:

其中F為作用汽車上的氣動力,N;A為汽車投影到垂直流動方向面的面積,m2。

不同橫擺角和風速情況下的風洞試驗結果如表1和表2所示,Cd、Cl、Cz分別表示風阻系數、側向力系數和升力系數。從表1可以看出當風速達到20 m/s(8級風力)后,風速繼續增大,風阻系數的波動逐漸變小,試驗結果進入自準區,風阻系數為0.541(從20 m/s開始取數并求其平均數),升力系數為-0.174 8,側向力系數為-0.005 6。從表2可以看出隨著橫擺角的遞增,氣動風阻系數隨之增大。當橫擺角由8°增加到12°時,風阻系數隨橫擺角的增幅最為明顯,從0.734 8增至1.073 7,增長率為46%。另外,隨著橫擺角的增加,側向力系數不斷增大,這會影響轉向特性和穩定性。

表1 橫擺角為0°時不同風速下的氣動力系數

表2 風速為25 m/s時不同橫擺角的試驗結果

2 重型卡車CFD計算

2.1 重型卡車模型

為了獲得較為精確的仿真結果,1∶1數值模型中保留后視鏡、輪胎、導流罩等尺寸較大的部件,忽略把手等細節,數值模型尺寸為L×W×H=16 237 mm×2 450 mm×3 814 mm,駕駛室與貨艙間隔1 930 mm,其中L、W、H為車長、寬、高。而卡車外流場計算域為10L×15W×5H,保證卡車外流場有充分的流動空間模擬流場變化,其中車前距離3L,車后距離6L,車左側距離5W,車右側距離9W。計算域坐標系以車頭至車尾方向為X軸正方向,駕駛員至副駕駛員方向為Y軸正方向,地面至車頂方向為Z軸正方向,如圖3所示,采用OCTREE法得到計算域非結構四面體網格,車身表面附面層為6層棱柱網格。計算附面層厚度為[12]:

圖3 重型卡車周圍網格及邊界層

2.2 湍流模型及邊界條件

湍流模型采用Realizable k-ε,與Standard k-ε模型相比,前者計算成本低、穩定性高,且兩者計算風阻系數分別為0.530 3和0.581,前者與試驗結果0.542 1更為接近。

卡車在車道行駛中遇到的自然側風速v為矢量,可以用車速vx與側向風速vy分解,即:vx=vcosα,vy=vsinα,α為橫擺角(自然側風速與車速的夾角)。因此,計算域的主入口速度設為車速vx,左壁面速度設為側向風速vy,出口壓力為自然條件。

為了減少網格數量波動對計算結果的影響,選擇車速90 km/h(25 m/s)和無側風的條件下,對比四種網格數量的仿真結果(如表3所示)。從仿真結果可以看出隨著網格數量增加,卡車所受阻力、側力和升力系數逐漸趨于穩定,因此采用最后一種網格數量進行數值計算,確保計算域網格無關性。

表3 四種網格數量的氣動力系數

2.3 數值模型驗證

圖4為風速25 m/s時比例模型風洞試驗結果與CFD仿真結果對應關系?？梢钥闯鲲L阻系數、側向力系數以及升力系數均隨橫擺角的增加而增大,其中風阻系數的計算結果與試驗結果的誤差在1.09%～5.96%之間,側向力系數誤差處于4.2%～9%之間。升力系數誤差略大,并且出現了負的升力系數。不過CFD數值模擬結果與試驗結果呈現的趨勢相同,兩者誤差仍在可接受的范圍內。因此,CFD數值模型具有較高的可信度。

圖4 風速25 m/s原車比例模型實驗結果與仿真結果對比

圖5為橫擺角0°和16°時的卡車車身表面壓力分布。當車輛橫擺角為0°,無側向風,駕駛室前部承受主要壓力,車身側面壓力幾乎為零,這體現了圖4中橫擺角為0時,風阻系數為0.530 3,側向力系數為-0.004 2和升力系數為-0.056 7。當車輛橫擺角為16°時,卡車速度方向與自然風速方向的夾角較大,側向風速作用在卡車左側表面,使得卡車側面壓力增大,作用在駕駛室的壓力分布不均勻,正壓區隨橫擺角移動。其原因在于側向風速隨橫擺角增大,垂直于自然風速的卡車受力作用面積增大。此時,車速vx和側向風速vy因橫擺角而產生減小和增大的變化,改變作用于卡車的受力狀態,影響卡車行駛穩定性以及轉向特性。

圖5 橫擺角為0°和16°卡車車身表面壓力分布

圖6為計算域Z=2 m截面處(如圖3所示)的速度分布,且圖中保留卡車車身形狀。由圖6可知,車身右側形成的流場速度方向與車輛的夾角與橫擺角相當,即有橫擺角的車身流場速度呈現非對稱性,而是隨橫擺角增加愈發分離。此外,隨橫擺角的增加,右側后視鏡與駕駛室之間的距離在自然流速垂直面上的投影距離減小,自然流速受到右后視鏡的干擾,增大了右后視鏡后方的尾渦;而沿自然流速方向,左后視鏡的后部空間被更大面積的駕駛室遮擋,氣流無法得到充分的發展而導致該處尾渦減小。

圖6 計算域Z=2 m截面處的速度分布

圖7對比橫偏角0°與16°時計算域Z=2 m截面處的流場湍流動能分布。當橫擺角為0°時,卡車只承受正向風速,流體被突出的后視鏡阻礙向旁邊快速流動,而后視鏡后方流體被后視鏡遮擋而流速較慢,兩種速度的流體相遇后發展成一定程度湍流。因此,觀察到后視鏡后方區域內明顯的湍流動能。當橫擺角為16°時,卡車周圍流場湍流動能比橫擺角0°時明顯大許多。這是因為隨著橫擺角的增大,駕駛室阻礙空氣流動的正對面積增加,空氣速度場朝背風側移動,側風將駕駛室和貨箱的間隙處滯留區的流體拖曳至背風側,與流過駕駛室右側流體結合產生了大尺度渦流。

3 添加橫向隔板和縱向隔板后氣動性能對比

為了減小空氣滯留在駕駛室與貨箱的間隙內,本文提出在該區域添加橫向或縱向隔板作為減阻導流裝置,如圖8所示。由于貨箱高度大于寬度,故在貨箱前可選擇安裝8～11個橫向或5～8縱向隔板,隔板長度為2 200～2 600 mm,寬度為400～500 mm,厚度為75 mm。以不增加氣動阻力為原則進行篩選,橫向隔板長×寬×厚=2 450 mm×400 mm×75 mm,數量9個,相鄰間距為330 mm;縱向隔板長×寬×厚=2 200 mm×450 mm×75 mm,間距為300 mm。

圖8 添加橫向和縱向隔板側向導流裝置模型

表4分別為添加橫向和縱向隔板裝置后計算結果,其中,ΔCd、ΔCl、ΔCz是相較于原車無導流裝置的各系數變化率。從表4可知,隨著橫擺角增加,橫向或縱向隔板會改變整車風阻系數。當橫擺角12°時,橫向隔板裝置的減阻最大,達到25.7%,其原因是橫擺角使得更多流體流過駕駛室與貨箱的間隙,流體被橫向隔板分割,并在相鄰隔板空間內流動,改變了此處流體的相互聯系和流動速度。然而,橫向隔板對側力和升力系數的作用不大,前者隨橫擺角的增加出現減小后增大的趨勢;后者僅在橫擺角4°時降低升力系數,其他橫擺角下橫向隔板起到負作用。加裝縱向隔板產生風阻系數隨橫擺角的增加而增加,但相對于橫向隔板的減阻效果略小,最大為21.2%,說明縱向隔板也能分割駕駛室與貨箱的間隙內的流體,但縱向隔板增加了整車的側風作用面積;另外,除在0°時縱向隔板裝置可以降低側向力和升力系數,其他橫擺角下縱向隔板大部分起到輕微增加的效果?？傮w上附件裝置對側向力和升力的改變較小。

表4 添加橫向隔板和縱向隔板裝置后CFD計算結果

圖9為橫擺角12°時添加橫向隔板前、后計算域Y=5.5W截面處的湍動能分布。由圖9可知,原車駕駛室與貨箱的間隙處出現的兩個漩渦,位于Y=5.5W截面上、下方,原因是駕駛室上方流體在駕駛室和貨箱的間隙處下沉,受貨箱阻攔并改變方向向下流動,而Y=5.5W截面處下方流體受貨箱下方影響向上流動,兩股反向流體在中間位置相遇后向前流動,形成兩個漩渦。由于卡車下方流動空間小,導致大部分流體呈螺旋形渦流上升至貨箱邊緣,融入車頂流體中并形成紊亂氣流。這時聚集的流體相對于頂部流體的流速慢,出現較大湍動能的高壓,剩余的下部漩渦經車底部流走。添加橫向隔板后,流動的部分氣流被橫向隔板空間容納,以分割包圍的形式將大漩渦分割,渦流流動空間和流體減小,只形成小漩渦,弱化了Y=5.5W截面處上下渦流的相互聯系和相互作用時耗散的能量。而且下部漩渦和底部氣流的相互作用向上移動到高湍動能區域,梯度減小。不過由于氣流對最下面隔板沖擊,湍動能的最大值增加了,同時整個駕駛室與貨箱的間隙湍動能梯度下降。

圖9 橫擺角α=12°時計算域Y=5.5W截面處湍動能分布

圖10為橫擺角12°時添加縱向隔板前、后截面Z=2 m處湍動能分布。從圖10可以看出,漩渦從駕駛室與貨箱的左側部分開始,由小變大,其原因是側向氣流受貨箱前端面阻礙作用,改變流動方向,又遇到卡車右側流體影響,產生中部流速較慢的回流區,增加了能量耗散。而駕駛室與貨箱的間隙產生負壓區則是因為渦流匯入右側背風側的拖拽渦里,使該處流速較快導致,負壓區與駕駛室前部的高壓區形成壓差阻力。圖10(b)中添加縱向隔板后氣流被分別切斷,氣流在縱向隔板處的速度要遠遠大于周圍氣體的流速,氣流流速明顯加快,回流減弱。因此在相鄰的隔板和集裝箱前部產生了較低的壓力,這種壓力比原車的壓力小。原車在右側為高湍動能區域,添加縱向隔板后右側區域湍動能顯著變小。同時,氣流對隔板的壓力垂直于車輛的縱向軸,這些壓力大小相等,方向相反,相互抵消,隔板對側向力影響較小。

圖10 橫擺角α=12°時計算域Z=2 m截面處湍動能分布

4 添加橫向隔板和縱向隔板裝置后風洞試驗

為了驗證上述數值模擬結果,在風洞中進行了2組不同的試驗:添加橫向隔板或縱向隔板,隔板的材料也為410不飽和樹脂代木,隔板尺寸采用1∶7.5的比例制作,用螺釘將橫向隔板和縱向隔板分別固定到貨箱前部,在連接處粘貼透明膠帶以保證密封性和連接處的平滑。加裝隔板后的卡車模型試驗條件與原車模型試驗條件相同。試驗結果如圖11所示,與原車模型相比,在橫擺角較小時加裝橫向或縱向隔板的卡車模型對卡車氣動風阻系數的作用很小,但橫擺角超過8°后,風阻系數都會明顯減小,橫擺角為12度時減阻效果最大,分別達到19.6%和15.9%。添加隔板后,側向力系數與原車模型的系數基本相同,呈現輕微的下降趨勢;升力系數在橫擺角為0°、4°、8°時與原車沒有差異,在12°和16°時均出現下降趨勢。證明加裝橫向隔板與縱向隔板是可行的,在不影響安全性的狀態下,又實現經濟性的提高。

圖11 添加橫向和縱向隔板后的風洞試驗結果對比

5 結 論

本文采用數值仿真和實驗的方法研究了風速25 m/s時不同橫擺角下卡車外流場的變化,并基于結果提出了兩種降低風阻系數的導流裝置,探索添加導流裝置后對卡車氣動特性的影響。得到如下結論:

1)經過CFD仿真結果和卡車比例模型風洞試驗對比,采用Realizable k-ε模型計算氣流對卡車的氣動力與試驗結果最接近。

2)側向風速隨橫擺角增大,垂直于自然風速的卡車受力作用面積增大,引起側風狀態下重型卡車的風阻系數、側向力系數、升力系數均隨橫擺角的增大而增大,并且遠大于無側風狀態下的對應的分量,說明了側向風速對長期跨區域高速行駛的重型卡車有重要的影響作用。

3)為降低側風將駕駛室和貨箱的間隙處滯留區的流體拖曳至背風側而產生大尺度渦流,本文提出在貨箱前部添加橫向或縱向隔板作為減阻導流裝置。添加橫向或縱向隔板后切斷了駕駛室與貨箱的間隙內流體的連續性,均能降低側風狀態下卡車的風阻系數,降低的最大值分別為19.6%和15.9%,但兩種結構對側向力系數和升力系數的影響很小,說明兩種減阻結構在提升燃油經濟性的同時,也保證了行車安全性,并且成本低廉。