裝甲車輛熱管理試驗臺的建模與試驗

尹洪濤， 駱清國， 寧興興

(裝甲兵工程學院機械工程系， 北京 100072)

裝甲車輛熱管理試驗臺的建模與試驗

尹洪濤， 駱清國， 寧興興

(裝甲兵工程學院機械工程系， 北京 100072)

為研究裝甲車輛的熱管理系統(tǒng)，搭建了具有高、低溫雙循環(huán)的裝甲車輛熱管理試驗臺，在Matlab中建立了熱管理試驗臺各部件的流動和傳熱模型，并針對模型的穩(wěn)態(tài)特性和動態(tài)特性分別進行了仿真計算和試驗驗證。結(jié)果表明：所建立的流動和傳熱模型能夠準確反映試驗臺特性，為進一步利用熱管理試驗臺進行熱管理技術(shù)研究奠定了基礎(chǔ)。

裝甲車輛； 熱管理； 試驗臺架； Matlab

為進一步提高散熱效率、縮小動力艙體積,同時滿足動力傳動系統(tǒng)各熱部件不同工況下冷卻和潤滑的需求,越來越多的裝甲車輛配置了熱管理系統(tǒng)。裝甲車輛熱管理系統(tǒng)統(tǒng)籌考慮環(huán)境和工況變化、熱部件冷卻強度需求等因素，優(yōu)化配置冷卻液和冷卻空氣的流動與傳熱過程，以達到既降低熱管理系統(tǒng)的功率消耗和體積、減少廢熱的排放，又保證各部件在最優(yōu)或許可的溫度范圍內(nèi)穩(wěn)定工作的目的[1]。

利用整車進行道路試驗是檢驗熱管理系統(tǒng)性能的最終手段，但周期長且費用高，而利用臺架進行熱管理技術(shù)研究能靈活控制實驗條件，應(yīng)用范圍廣且能較好地彌補前者的不足。田潁等[2]搭建了汽車熱管理試驗臺，能夠模擬實車熱管理對象的熱特性，進行熱管理控制策略的驗證與評價;譚建勛等[3]開發(fā)了工程機械的熱管理試驗臺，能夠進行整車冷卻系統(tǒng)的評價、零部件的選型與匹配等。與民用車輛相比，裝甲車輛熱部件更多，工況更為惡劣，工況變化復雜，這給裝甲車輛熱管理帶來了更大挑戰(zhàn)。因此，建立裝甲車輛的熱管理試驗臺，對研究裝甲車輛熱管理的特點、掌握適用于裝甲車輛的熱管理技術(shù)具有重要意義。

筆者搭建了75 kW熱管理試驗臺，并建立了各部件的流動和傳熱模型，通過模型計算和試驗研究了臺架的流動和傳熱特性。

1 熱管理試驗臺架結(jié)構(gòu)

本文所建立的熱管理試驗臺架及其工作原理分別如圖1、2所示，其由工況模擬系統(tǒng)、高低溫循環(huán)管路和風道3部分構(gòu)成。

圖1 熱管理試驗臺架

工況模擬系統(tǒng)即熱源部分，由電熱導熱油鍋爐、電控閥門、流量計和溫度傳感器組成。3個換熱器并聯(lián)，在換熱器進出導熱油的管路上分別串聯(lián)電控閥門和流量計，并安裝溫度傳感器,每一個換熱器即可模擬一個實車中的散熱部件。導熱油經(jīng)電熱導熱油鍋爐加熱，從鍋爐流出進入換熱器，使換熱器溫度升高，然后通過導熱油循環(huán)泵重新泵入鍋爐進行加熱。通過調(diào)節(jié)電控閥門的開度來控制導熱油流量的大小，進而控制換熱器的散熱功率，以模擬散熱部件不同工況下的散熱功率。

為充分利用冷卻空氣，同時滿足不同散熱部件的需求，試驗臺架采用與實車相似的高、低溫雙循環(huán)結(jié)構(gòu)，冷卻空氣依次通過低溫散熱器和高溫散熱器。高溫循環(huán)采用高溫冷卻，冷卻液溫度可達到110～130 ℃，用來模擬對發(fā)動機本體和級間中冷等高溫散熱部件的冷卻；低溫循環(huán)采用常規(guī)冷卻方式，冷卻液溫度可達到80～90 ℃，用來模擬對二級中冷、機油換熱器和電源控制器等低溫散熱部件的冷卻。

圖2 熱管理試驗臺架工作原理

與實車相類似，本文將冷卻空氣從進入到排出的全部流程所掠過的空間稱為風道。風道主要由進風段、散熱器、蝸殼、出風段和百葉窗構(gòu)成。由于采用了疊置的高、低溫散熱器結(jié)構(gòu)，風阻大，因此采用了離心式風扇。為準確測量風流量，采用了較長的豎直進風段，散熱器在風道內(nèi)的布置如圖3所示。

圖3 散熱器在風道內(nèi)布置圖

2 熱管理試驗臺架建模

2.1 風道流動與傳熱建模

風道流動與傳熱建模主要包括風道流動阻力計算和傳熱計算。

2.1.1 風道流動阻力計算

離心風扇驅(qū)動冷卻空氣在風道內(nèi)流動，其工作特性如圖4所示。風道流動阻力主要來源于散熱器、風道進風段和風道出風段3部分。

圖4 離心風扇工作特性

散熱器形狀復雜，其阻力系數(shù)在出廠時經(jīng)試驗測定。設(shè)高、低溫散熱器的阻力系數(shù)分別為ξah和ξal,則散熱器的總局部阻力為[4]

(1)

式中:Δpal為低溫散熱器的局部阻力；Δpah為高溫散熱器的局部阻力;ρa_in為進風段冷卻空氣密度；va_in為風道進風段冷卻空氣的速度。

進風段和排風段沿程阻力系數(shù)分別為λin和λout，其確定公式為[4]

λin(out)=0.032+0.221/Re0.237，

(2)

經(jīng)過散熱器后，空氣受熱膨脹，密度變?yōu)棣補_out，速度為va_out。進風段和排風段的沿程阻力計算方程分別為

(3)

(4)

2.1.2 風道傳熱計算

熱管理試驗臺架采用吸風式風道，空氣從進風段直接經(jīng)過散熱器和離心風扇后，從出風段排出。因此，可近似認為進風段內(nèi)空氣與風道壁面沒有熱交換,風道的傳熱主要包括散熱器和出風段。

冷卻空氣總量為

qv,a=Aa_in.va_in，

(5)

其中:Aa_in為風道進風段橫截面積。

臺架上冷卻液及冷卻空氣的進出口溫度由傳感器測量得到，因此采用熱平衡方程計算高、低溫散熱器的散熱量[5]。低溫散熱器散熱總量Φl為

Φl=qv,a.ρa_in.cp,a.Δtal,

(6)

高溫散熱器散熱總量Φh為

(7)

設(shè)出風段風道單位長度上的散熱系數(shù)為γa，且假設(shè)在整個出風道內(nèi)空氣的溫度近似不變，則出風段散熱量Φa[6]為

Φa=γa.La_out.Δt,

(8)

式中:La_out為出風段風道長度；Δt=ta3-ta1,為出口空氣與環(huán)境之間的溫差。

2.2 高、低溫循環(huán)管路流動與傳熱建模

2.2.1 冷卻液流動阻力計算

冷卻液循環(huán)部分阻力由換熱器阻力、散熱器阻力和管路沿程阻力3部分組成。高、低溫循環(huán)的冷卻液分別由高、低溫循環(huán)泵驅(qū)動,其工作特性曲線如圖5所示。

圖5 高、低溫水泵的工作性能曲線

根據(jù)相似原理，當水泵轉(zhuǎn)速變化時，循環(huán)水泵的工作特性計算公式為[4]

(9)

式中:nm、Qm分別為水泵額定工況下的轉(zhuǎn)速和流量；n、Q分別為水泵的實際轉(zhuǎn)速和流量。管路沿程阻力Δp的計算公式為

(10)

式中:λ′為沿程摩阻系數(shù)；L為管路總長度；d′為管路直徑；v′為介質(zhì)流速；ρ為流動介質(zhì)密度。

將散熱器和換熱器阻力等效為局部阻力，設(shè)散熱器水側(cè)阻力系數(shù)為ξwr_i(i=1,2,3)，換熱器冷側(cè)阻力系數(shù)為ξwex_i，則其阻力分別為

(11)

(12)

式中:Δpwr_i為散熱器水側(cè)阻力；Δpwex_i為換熱器冷側(cè)阻力；ρw為冷卻液密度；vwr_i為冷卻液在散熱器內(nèi)的流速；vwex_i為冷卻液在換熱器內(nèi)的流速。

低溫循環(huán)的全路阻力Δpl為

(13)

對于高溫循環(huán)，由于散熱器和換熱器為先并聯(lián)后串聯(lián)進入循環(huán)管路，因此高溫循環(huán)全程阻力Δph為

(14)

式中：λwl、λwh分別為低、高溫循環(huán)的沿程摩阻系數(shù)；Ll、Lh分別為低、高溫循環(huán)的管路長度；dl、dh分別為低、高溫循環(huán)管路直徑；vl、vh分別為低、高溫循環(huán)內(nèi)冷卻介質(zhì)的流速；因高溫循環(huán)內(nèi)2個散熱器與2個換熱器分別并聯(lián)，故Δpwr_2=Δpwr_3，Δpwex_2=Δpwex_3。

2.2.2 高、低溫循環(huán)傳熱計算

冷卻液管路的傳熱部件主要有換熱器、散熱器和管路。散熱器的傳熱在風道部分已計算，這里考察換熱器的熱傳遞和管路的散熱。臺架上冷卻液和導熱油的流量以及進出口溫度均可由傳感器測得，因此這里采用換熱器的熱平衡方程計算其換熱量。

設(shè)換熱器i的冷卻液流量為qv,wi,其導熱油流量為qv,oi，則其換熱量Φi為

qv,oi·ρoco(to_in-to_i),

(15)

(16)

(17)

式中：Δth、Δtl分別為高、低溫循環(huán)管路內(nèi)冷卻液與環(huán)境之間的溫差。

2.3 導熱油循環(huán)管路流動與傳熱建模

2.3.1 導熱油管路流動阻力計算

導熱油的循環(huán)由導熱油泵驅(qū)動,油泵的工作特性曲線如圖6所示。

圖6 油泵工作特性曲線

設(shè)電控閥和換熱器i的熱側(cè)局部阻力系數(shù)為ξoex_i，因3個換熱器并聯(lián)，則其壓降Hi相等，為

(18)

式中：di為換熱器i熱側(cè)的等效流通直徑;g我重力加速度。

管路沿程阻力按照式(10)進行計算。油泵的總流量Qo為

Qo=qv,o1+qv,o2+qv,o3，

(19)

總壓降Ho為

(20)

式中：Δpo為導熱油循環(huán)管路的沿程壓降。

油泵由變頻器驅(qū)動，可根據(jù)工況模擬需要調(diào)節(jié)轉(zhuǎn)速。通過油泵工作特性曲線插值可對應(yīng)導熱油總流量與總壓降的關(guān)系。

2.3.2 加熱器的功率

(21)

式中：Lo為導熱油循環(huán)管路長度；Δto為循環(huán)管路內(nèi)導熱油與環(huán)境之間的溫差。

假設(shè)導熱油在鍋爐內(nèi)混合均勻，則鍋爐加熱功率Wb滿足方程

mbcodto_indT,

(22)

式中：mb為循環(huán)導熱油總質(zhì)量；dto_in為在時間dT鍋爐出口處導熱油溫度變化量。

利用風道，高、低溫循環(huán)管路，導熱油循環(huán)管路的流動和傳熱模型即可建立熱管理試驗臺架總體數(shù)學模型。

3 試驗驗證

為驗證所建數(shù)學模型的正確性，研究熱管理試驗臺架的流動和傳熱特性,在臺架上分別進行了熱平衡試驗和變工況動態(tài)試驗。以純水作為冷卻介質(zhì),試驗環(huán)境溫度為27 ℃，大氣壓力為890 kPa。

3.1 熱平衡試驗

首先,將3個換熱器的換熱功率分別設(shè)定為15、25、35 kW;然后，每次測試時,調(diào)節(jié)風扇和水泵轉(zhuǎn)速，觀察高、低溫散熱器入口冷卻液溫度，高、低溫循環(huán)管路冷卻液流量，以及風道內(nèi)風速的變化;最后,當溫度和流量值穩(wěn)定后進行記錄，即完成一次測試。風扇和水泵各取3種轉(zhuǎn)速，高、低溫循環(huán)水泵取相同的轉(zhuǎn)速,共進行9組測試，試驗分組如表1所示。

表1 試驗分組

分別將熱平衡時試驗臺的實測溫度值、流量值與模型的計算結(jié)果進行比較，結(jié)果如圖7所示。

由圖7可知:1)達到熱平衡時，風扇和水泵轉(zhuǎn)速對高、低溫循環(huán)管路上散熱器進出口溫度的影響趨勢相同，即相同水泵轉(zhuǎn)速下，風扇轉(zhuǎn)速越高,散熱器進、出口的溫度都越低,且溫差變大；2)在風扇轉(zhuǎn)速一定，提高水泵轉(zhuǎn)速時，散熱器進、出口的溫度變化不顯著，且進出口溫差降低。由此可見:1)風扇轉(zhuǎn)速對熱管理系統(tǒng)溫度的影響要大于水泵轉(zhuǎn)速的影響，這是因為提高風扇轉(zhuǎn)速增加的功率遠大于提高水泵轉(zhuǎn)速增加的功率;2)提高風扇轉(zhuǎn)速能夠顯著降低熱管理系統(tǒng)的溫度，增大熱管理系統(tǒng)的散熱能力；

圖7 熱平衡計算及試驗結(jié)果對比

3)提高水泵轉(zhuǎn)速能夠提高熱管理系統(tǒng)內(nèi)的溫度分布均勻性;4)兩者合理匹配才能提高熱管理系統(tǒng)的綜合性能。

從圖7還可以看出：實測數(shù)據(jù)與模型計算結(jié)果吻合較好，表明所建模型是正確的。

3.2 變工況過程試驗

首先，將3個換熱器的換熱功率分別設(shè)定為15、25、35 kW，將水泵和風扇的轉(zhuǎn)速分別設(shè)定為2 500、3 000 r/min；然后，當達到熱平衡狀態(tài)后即在180 s時,將3個換熱器的換熱功率調(diào)整為20、30、25 kW，水泵和風扇的轉(zhuǎn)速不變，直至達到新的熱平衡；最后，記錄試驗過程中高、低溫散熱器入口溫度的變化。

試驗結(jié)果與模型計算結(jié)果如圖8所示。可見:1)試驗結(jié)果顯示，高、低溫循環(huán)分別在927、813 s達到熱平衡狀態(tài)；2)仿真結(jié)果顯示，高、低溫循環(huán)分別在903、807 s達到熱平衡狀態(tài)，與實際試驗值基本

吻合。高、低溫循環(huán)的仿真模型達到熱平衡狀態(tài)所需時間均比試驗所需時間短，且溫度變化更靈敏，這是因為在建立數(shù)學模型的過程中忽略了水泵蝸殼、底座等部分的質(zhì)量和散熱。

圖8 散熱器入口溫度變化

4 結(jié)論

本文建立了熱管理試驗臺架數(shù)值模型，并通過試驗進行了驗證，結(jié)果表明：風扇轉(zhuǎn)速對熱管理系統(tǒng)溫度的影響比水泵轉(zhuǎn)速的影響要大；數(shù)值模型計算與試驗所達到熱平衡狀態(tài)的時間不同，且模型中溫度變化更靈敏，這是因為在建立數(shù)學模型的過程中忽略了水泵蝸殼、底座等部分的質(zhì)量和散熱。下一步將在所建立熱管理試驗臺數(shù)值模型的基礎(chǔ)上進行熱管理控制策略的研究。

[1] 駱清國,劉紅彬,冉光政,等.裝甲車輛推進系統(tǒng)熱管理及其應(yīng)用[J]. 裝甲兵工程學院學報，2012，26(5):29-33.

[2] 田穎,金振華,張揚軍,等.汽車熱管理試驗臺測試系統(tǒng)研究[J]. 車用發(fā)動機，2009，181(2)：82-84.

[3] 譚建勛,沈瑜銘,齊放,等. 工程機械熱管理系統(tǒng)試驗平臺的開發(fā)[J].工程機械,2005,26(1)：41-44.

[4] 伍悅濱,朱蒙生.工程流體力學：泵與風機[M].北京：化學工業(yè)出版社,2006：249-253.

[5] 姚仲鵬，王新國.車輛冷卻傳熱[M]. 北京：北京理工大學出版社，2001:174-193.

[6] 沙拉,塞庫利克.換熱器設(shè)計技術(shù)[M].程林，譯.北京：機械工業(yè)出版社，2010：120-125.

(責任編輯:尚菲菲)

Modeling and Test of Thermal Management Test Bench of Armored Vehicles

YIN Hong-tao, LUO Qing-guo, NING Xing-xing

(Department of Mechanical Engineering, Academy of Armored Force Engineering, Beijing 100072, China)

To study the thermal management system of armored vehicles, a thermal management test bench with high and low dual cycle is fabricated. The models of flow and heat transfer are built in Matlab. A series of laboratory tests and simulation are conducted aiming at the steady state characteristics and dynamic characteristics of the thermal test bench. The results show that the mathematical models are accurate and reliable, and could reflect real features of the test bench which provide a basis for further research.

armored vehicles; thermal management; test bench; Matlab

1672-1497(2015)04-0046-06

2015-03-30

軍隊科研計劃項目

尹洪濤(1988-)，男，博士研究生。

TK124

A

10.3969/j.issn.1672-1497.2015.04.010