整車發(fā)動機冷卻系統(tǒng)性能計算研究

童 元， 漆 杰， 趙少鋒， 王 文， 李 鵬

(安徽江淮汽車集團股份有限公司 技術(shù)中心， 合肥 230601)

現(xiàn)代汽車發(fā)動機大多采用強制循環(huán)式水冷系統(tǒng)[1]。本文闡述某款車型發(fā)動機冷卻系統(tǒng)匹配設(shè)計過程，通過理論計算分析和一維CFD仿真分別得出冷卻系統(tǒng)散熱量、冷卻空氣流量和冷卻水流量，并開展整車風洞實驗對整車熱平衡性能進行驗證。

1 理論計算分析

1.1 發(fā)動機散熱量Qw計算

汽車發(fā)動機冷卻系統(tǒng)在設(shè)計初期需要考慮發(fā)動機在極限工況能否散去發(fā)動機產(chǎn)生的熱量[2-3]，并且需要考慮當?shù)厥袌鲋贫ㄕ嚨臒崞胶庠O(shè)計工況。該車主要考核工況為環(huán)境溫度35 ℃，60 km/h車速爬8%坡，發(fā)動機需用溫度上限110 ℃。設(shè)計初期需預(yù)估冷卻系統(tǒng)的散熱量Qw，受許多復(fù)雜因素的影響，很難精確計算，常用傳統(tǒng)的經(jīng)驗公式進行估算[4]：

Qw=η1×ge×Ne×hu/3 600

(1)

式中：η1為傳給冷卻系統(tǒng)的熱量占燃料熱能的百分比，需通過發(fā)動機熱耗比曲線得出，該車型為22%；ge為燃油消耗率，通過發(fā)動機臺架試驗得出該車型為0.295 kg/kWh；hu為燃料低熱值，對汽油機取43 100 kJ/kg，柴油機取41 870 kJ/kg，該車為汽油機；Ne為總功率，包括發(fā)動機功率Ne1、空調(diào)功率Ne2、變速器功率Ne3等，該車型總功率為45.2 kW，其中發(fā)動機功率為40.2 kW 。將上述數(shù)據(jù)代入式(1)計算得出Qw為35.2 kW。

1.2 冷卻系統(tǒng)空氣流量Ga分析及計算

根據(jù)能量守恒定律，冷卻液中包含的熱量與空氣帶走的熱量相等[5]，故有：

(2)

式中：KR為散熱器散熱系數(shù)，很難通過計算獲得精確值，可以通過標定近似得出[6]，該車型匹配的不同散熱器的值見表1；A為散熱器散熱面積，值見表1；ΔT為液氣溫差值；Gw為冷卻水流量，后面通過一維仿真計算得出；Cw為冷卻水比熱，可近似取值3.561 kJ/kg·℃；Ga為冷卻空氣流量，通過下一節(jié)計算得出；Cp為空氣定壓比熱，取1.047 kJ/kg·℃。

式(2)中，ΔT=(tw1-ta1)，其中，tw1為發(fā)動機許用溫度上限，本車型要求tw1≤110 ℃；ta1為散熱器前的溫度值，根據(jù)經(jīng)驗，空氣通過空調(diào)冷凝器后相對于環(huán)境溫度35 ℃約上升15～20 ℃，本車型ta1取60 ℃，ΔT為本文需要計算的值。

根據(jù)式(2)描述，需先得出Ga、Gw的值，再通過式(2)計算出ΔT值。在得出ΔT后，即可知道冷卻系統(tǒng)最終水溫值tw1，若該值≤110 ℃，則冷卻性能滿足要求。以下確定空氣流量Ga。

根據(jù)前面Qw的計算結(jié)果，選取4個散熱器與1個風扇進行匹配，散熱器芯厚分別為16 mm、18 mm、18 mm加密、21 mm。通過臺架試驗與計算分別得出4個散熱器的散熱系數(shù)與散熱器面積[7]見表1。

表1 散熱器性能參數(shù)

式(2)中的Ga為車輛行駛時通過散熱器的自然進風量Ga1與風扇風量Ga2的和[8]。

1)自然進風量Ga1的計算。車輛行駛時的自然進風量為：

Ga1=SR×PR×Vi×η2×ra

(3)

式中：SR為散熱器正面迎風面積[9]，匹配的4個散熱器均為0.24 m2;PR為迎風系數(shù)，即格柵進風正投影到散熱器上的面積與散熱器正面面積的比值，本車型為30%；Vi為當前工況下的車速，取60 km/h；η2為損失修正系數(shù)，取值范圍0.15～0.3，本車型為0.2；ra為空氣密度,本工況空氣密度為1.146 kg/m3。

由于4個散熱器正面迎風面積一致，經(jīng)式(3)計算，其自然進風量Ga1均為0.275 kg/s。

2)冷卻空氣流量Ga的確定。整車發(fā)動機的冷卻空氣流量可結(jié)合部件臺架試驗與計算預(yù)估確定。該車型的風扇為吸風式，風扇前有空調(diào)冷凝器與發(fā)動機散熱器，需通過臺架測試出空調(diào)冷凝器與發(fā)動機散熱器的風壓差-風量關(guān)系曲線，風扇在整車上的風壓差總值可近似等于發(fā)動機散熱器與空調(diào)冷凝器的風壓差之和。由此測試出散熱器與空調(diào)冷凝器的總風壓差-風量數(shù)據(jù)，另通過風扇臺架試驗測試出風扇風壓差-風量數(shù)據(jù)，將兩組數(shù)據(jù)在同一坐標系中繪制曲線，由此在兩條曲線中找到同一橫坐標值下的縱坐標之差為Ga1兩點的縱坐標值，即分別為某車速下對應(yīng)的Ga值和Ga2值[10]。圖1所示為16 mm厚的散熱器、空調(diào)冷凝器與風扇的風壓差-風量臺架試驗曲線以及60 km/h車速Ga1所對應(yīng)的Ga點、Ga2點位置。

圖1 16 mm散熱器風扇風量、風壓差曲線

在兩條曲線上各存在一點，這兩點的總風壓差一致，而風量相差為Ga1。圖1中對應(yīng)的Ga值為1.075 kg/s，即匹配厚度為16 mm的散熱器、車速V為60 km/h時的冷卻空氣流量。用同樣的方法可得出車速V為60 km/h時，匹配厚度為18 mm、18 mm加密、21 mm散熱器時的Ga值分別為1.045 kg/s、0.975 kg/s、1.015 kg/s。

3)風扇風量Ga2與風扇效率校核。在得出冷卻空氣流量Ga值后，可算出風扇匹配厚度為16 mm、18 mm、18 mm加密與21 mm散熱器的風扇風量Ga2值分別為0.8 kg/s、0.77 kg/s、0.7 kg/s、0.74 kg/s，其所對應(yīng)的風壓差分別為140 Pa、148 Pa、183 Pa、167 Pa，需要校核其效率。如圖2所示，風扇的工況點應(yīng)處于風扇效率曲線的上升段峰值附近，如果處在下降段，需要根據(jù)實際情況調(diào)整風扇扇葉形狀，以匹配整車實際風壓差。

圖2 風扇風壓差效率曲線圖

圖2中A、B、C、D分別為車速V為60 km/h時對應(yīng)匹配厚度為16 mm、18 mm、21 mm與18 mm加密散熱器的風扇風壓差效率曲線，可以看出，除了18 mm加密厚度散熱器的風扇處在效率下降區(qū)間，其他均在上升段，故要滿足熱平衡的條件，不推薦18 mm加密的散熱器。

式(2)中的Gw冷卻水流量是指在相應(yīng)考核工況下通過散熱器的水流量，該數(shù)值與散熱器、發(fā)動機水泵等零部件的性能相關(guān)。下面通過Flowmaster軟件對上述匹配不同散熱器的水流量Gw進行仿真分析。

2 水流量Gw的一維仿真及驗證

Flowmaster是全球領(lǐng)先的一維流體系統(tǒng)仿真計算工具，其具有強大的熱流體系統(tǒng)仿真的功能，通過該軟件可以較精準地模擬出冷卻系統(tǒng)水流量分布情況，大大減少試驗測量的工作量，為系統(tǒng)開發(fā)提供有力的支持。

2.1 計算模型及邊界條件

本次計算中將冷卻系統(tǒng)的主要部件定義為壓損元件，同時將水套、散熱器等定義為換熱元件[11]，換熱元件的數(shù)據(jù)均來自臺架試驗結(jié)果。計算類型為穩(wěn)態(tài)熱傳計算[12]，根據(jù)發(fā)動機原理建立分析模型。計算中的水泵狀態(tài)與整車工況點下的發(fā)動機轉(zhuǎn)速相匹配，根據(jù)上述軟件分析可以模擬出散熱器支路的水流量Gw。

該車型冷卻系統(tǒng)原理如圖3所示，散熱器從缸蓋取水，回水至水泵前端，暖風從缸蓋取水，回水至水泵前端，DCT油冷器從缸蓋取水，回水至暖風支路。依據(jù)冷卻系統(tǒng)原理建立冷卻系統(tǒng)的一維仿真計算模型，如圖4所示。

圖3 冷卻系統(tǒng)原理圖

圖4 Flowmaster一維仿真模型及流量分析結(jié)果

計算邊界主要包括4部分：發(fā)動機水泵性能，水泵的數(shù)據(jù)來自水泵廠家，水泵與發(fā)動機轉(zhuǎn)速比為1.38；發(fā)動機水套阻尼，采用單獨的水套CFD分析結(jié)果；節(jié)溫器流阻數(shù)據(jù)采用其專用的三維CFD分析結(jié)果，散熱器阻尼數(shù)據(jù)根據(jù)臺架試驗獲得；管路尺寸，管路的長度和直徑通過三維模型獲得。

2.2 水流量Gw一維仿真結(jié)果

計算中冷卻液為50%水與乙二醇混合液，大氣壓力為1.013 bar.計算類型為穩(wěn)態(tài)熱傳計算。計算工況為發(fā)動機轉(zhuǎn)速3 271 r/min，節(jié)溫器全開，冷卻系統(tǒng)進行大循環(huán)，對應(yīng)水泵轉(zhuǎn)速為4 513 r/min，對應(yīng)的流量與揚程參數(shù)根據(jù)水泵性能曲線進行選取。以上模型與參數(shù)輸入完成后，根據(jù)4個散熱器方案的臺架測試數(shù)據(jù)通過更改散熱器的風阻、水阻等參數(shù)分別模擬出散熱器支路的分析水流量，分析結(jié)果如圖4所示，水流量見表2。

表2 散熱器水流量

2.3 水溫值tw1的計算及實車驗證

通過以上理論計算及仿真分析，利用式(2)可以計算出該車型匹配不同散熱器的ΔT數(shù)值，見表3，再結(jié)合1.2節(jié)的分析結(jié)果，可得出匹配不同散熱器該工況下的發(fā)動機水溫值，具體見表3。

表3 發(fā)動機水溫計算值

通過計算結(jié)果可知，4種散熱器理論計算均滿足≤110 ℃的水溫限值要求，但16 mm的散熱器余量較小，有一定的風險。另根據(jù)圖2風扇與散熱器匹配效率圖可知，在散熱器均滿足水溫限值的前提下不推薦18 mm加密散熱器。

綜合上述分析結(jié)果，在實車上通過更換散熱器進行對比實驗，實驗結(jié)果見表4。對比理論分析與實驗可知，實驗值與分析值的誤差均在5%以內(nèi)，且理論分析可以準確地預(yù)測實驗的趨勢水平。綜合對比上述結(jié)果，推薦該款車型匹配18 mm散熱器。

表4 發(fā)動機水溫實驗值

3 結(jié)束語

整車冷卻性能在整車開發(fā)設(shè)計流程中有著非常重要的地位。本文通過理論分析與推導(dǎo)，借助經(jīng)典計算公式并結(jié)合一維分析軟件對實車冷卻方案的合理性做出了評估，提供了一種開發(fā)思路。最后通過實驗驗證了該理論方法的可行性。