基于AMESim汽車冷卻系統(tǒng)熱管理影響因素分析

楊 英，盤 飛

（1.重慶理工大學 車輛工程學院/汽車零部件先進制造技術教育部重點實驗室，重慶400054；2.惠科光電科技有限公司，重慶400056）

1 引言

強制循環(huán)水冷系統(tǒng)是目前最常用的發(fā)動機散熱系統(tǒng)，系統(tǒng)利用水泵帶動冷卻介質實現(xiàn)兩次熱量交換，實現(xiàn)發(fā)動機熱量最終與空氣之間的熱量交換，實現(xiàn)散熱，保證發(fā)動機的正常工作。冷卻系統(tǒng)單個零部件的性能對系統(tǒng)影響較大，而相互之間的協(xié)調匹配直接決定了單個部件的性能能否有效發(fā)揮[1]。因此對整個發(fā)動機的熱管理系統(tǒng)進行研究具有重要意義。國內外學者對此進行了一定研究：文獻[2]采用風洞試驗對冷卻風扇和散熱器之間的最佳匹配工作點進行分析；文獻[3]通過改變冷卻風扇導風罩的設計，以冷卻風量作為指標，獲得最優(yōu)設計；文獻[4]采用軟件仿真的方法分析葉片傾斜角度對整個冷卻系統(tǒng)性能的影響規(guī)律；文獻[5]基于風洞試驗分析不同散熱器芯的傳熱特性。

針對強制循環(huán)水冷系統(tǒng)發(fā)動機的熱管理系統(tǒng)進行分析，分析冷卻系統(tǒng)各部件熱物理特性和性能參數，基于AMESim建立整個系統(tǒng)的熱管理仿真計算模型；對比兩種常用工況下的冷卻介質溫度變化，獲得水冷散熱器和中冷散熱器進出口溫度的變化規(guī)律；搭建發(fā)動機冷卻系統(tǒng)運行試驗臺，對熱管理模型的分析結果進行驗證；基于熱管理模型，對格柵迎風面積、散熱器迎風面積、散熱器排數、水泵傳動比等影響冷卻性能的多個因素進行分析，獲得冷卻系統(tǒng)各部件參數變化情況對冷卻系統(tǒng)性能的影響規(guī)律。

2 冷卻系統(tǒng)布置

在冷卻系統(tǒng)的設計中，通常采用雙循環(huán)下的一泵兩路冷卻水循環(huán)系統(tǒng)[6]，即只使用發(fā)動機附帶的一個冷卻水泵完成兩個循環(huán)水路的水循環(huán)過程。該系統(tǒng)示意圖，如圖1所示。

圖1 冷卻系統(tǒng)一泵兩路示意圖Fig.1 Schematic Diagram of a Two-Way Cooling System

3 冷卻系統(tǒng)的熱管理模型

3.1 系統(tǒng)模型

對系統(tǒng)主要部件進行分析，基于AMESim建立發(fā)動機熱管理系統(tǒng)模型。發(fā)動機、水泵作為核心部件可以直接輸入特性曲線和相關參數[7]。下面對其他部件進行分析。

3.1.1 風扇模型

風扇的外形參數按照實際車輛設計，具體參數：直徑760mm，葉片寬度105mm，葉片數7，厚度87mm。因為采用發(fā)動機曲軸直接驅動風扇，所以轉速傳輸比為1：1。風扇三種轉速下的靜壓特性表，如表1所示。整合風扇的靜壓流量參數將其輸入到AMEsim軟件內置的參數模型中。

表1 風扇的靜壓流量特性曲線Tab.1 Static Pressure Flow Characteristics of the Fan

3.1.2 水冷散熱器模型

水冷散熱器的基本參數設定：外形尺寸分別為高度780mm，寬度760mm，厚度120mm。水冷散熱器的總散熱面積為76m2，散熱器芯管的規(guī)格為（2.5×14）mm，分4排布置，每排厚28mm，散熱器整體最大水流量為88L/min。水冷散熱器的風阻曲線，如圖2所示。

圖2 水冷散熱器風阻曲線Fig.2 Wind-Cooled Radiator Wind Resistance Curve

3.1.3 中冷器模型

中冷散熱器的基本參數設定：外形尺寸分別為高度560mm，寬度720mm，厚度90mm，散熱面積為22m2，芯管規(guī)格為（6×65）mm；單排布置，總體厚度為90mm，最大空氣流量為230L/min。中冷散熱器風阻曲線，如圖3所示。

圖3 中冷散熱器風阻曲線Fig.3 Cold Radiator Wind Resistance Curve

3.1.4 冷卻系統(tǒng)各部件模型布置

熱布置影響圖，如圖4所示。按照實際實驗尺寸，將中冷散熱器布置在水冷散熱器的前方偏上部，位置坐標為（X，Y，Z=0，180，240），水冷散熱器的坐標為（X，Y，Z=95，0，0），冷卻風扇的坐標（X，Y，Z=350，120，160）。

圖4 冷卻系統(tǒng)模型圖Fig.4 Cooling System Model Diagram

3.2 計算分析

分別設定發(fā)動機運行參數如表2所示。

表2 發(fā)動機運行參數Tab.2 Engine Operating Parameter

3.2.1 工況一

在20℃的環(huán)境溫度下，以三檔控制下的25km/h的速度下在無坡度的路面上行駛，發(fā)動機轉速保持在最高轉速2100rpm。散熱器進出口水管溫度變化，如圖5（a）所示。中冷散熱器進出口空氣溫度變化，如圖5（b）所示。

圖5發(fā)動機轉速2100r/min進出口溫度圖Fig.5 Engine Speed 2100r/min Inlet and Outlet Temperature

圖5 （a）可以看到，在發(fā)動機水溫較低的時候節(jié)溫器關閉，冷卻液執(zhí)行小循環(huán)，不流過散熱器就直接流回發(fā)動機；當冷卻液升高到80℃時，節(jié)溫器開啟，冷卻液流道變?yōu)榇笱h(huán)，通過散熱器進行散熱。80s之前系統(tǒng)溫度較低且保持不變，（80～120）s系統(tǒng)溫度出現(xiàn)波動，入口溫度最高達到90℃，之后系統(tǒng)達到熱平衡狀態(tài)，散熱器入口溫度維持在84.9℃左右，出口溫度維持在78.3℃左右，溫差為6.6℃。

圖5（b）可以看到，中冷散熱器與前者不同，開始即出現(xiàn)增加，（20～40）s出現(xiàn)波動，40s后趨于穩(wěn)定狀態(tài)。達到穩(wěn)定時，入口溫度168.1℃，出口為60.2℃，溫差為107.9℃。

3.2.2 工況二

在20℃的環(huán)境溫度下，車輛以二檔控制下的15km/h的速度下在無坡度的路面上行駛，發(fā)動機的轉速保持在最大轉矩時的轉速1500rpm，散熱器的進出口水管溫度變化，如圖6（a）所示。中冷散熱器的進出口空氣溫度變化，如圖6（b）所示。

圖6 發(fā)動機轉速1500rpm進出口溫度圖Fig.6 Engine Speed 1500rpm Inlet and Outlet Temperature

由圖6（a）可知，與發(fā)動機轉速為2100r/min時相類似，由于節(jié)溫器的作用，溫度先保持不變，之后快速增加出現(xiàn)波動，最后保持穩(wěn)定不變。穩(wěn)定后，散熱器入口溫度88.6℃左右，出口80.4℃左右，溫差在8.2℃上下。

由圖6（b）可知，與發(fā)動機轉速為2100r/min時相類似，在40s之后，中冷散熱器入口溫度穩(wěn)定在154.1℃左右，出口溫度穩(wěn)定在52.2℃左右，溫差在101.9℃上下。

兩種工況熱平衡時各處溫度分布，如表3所示。

表3 熱平衡狀態(tài)溫度分布Tab.3 Thermal Equilibrium State Temperature Distribution

表中可以看出，發(fā)動機轉速在1500r/min時，及發(fā)動機在最大轉矩狀態(tài)時散熱器的進出水溫要明顯高于發(fā)動機在最大轉速下的冷卻水溫。在較低轉速狀態(tài)下，雖然需要的散熱功率不是最大，但整個系統(tǒng)的冷卻能力也比較低，因為冷卻系統(tǒng)中的冷卻水泵和冷卻風扇都是由發(fā)動機直接帶動的，發(fā)動機轉速低導致風扇和水泵的功率也低。

4 冷卻系統(tǒng)模型驗證與分析

4.1 冷卻系統(tǒng)運行實驗平臺

試驗平臺簡圖，如圖7所示。利用以上試驗設備搭建發(fā)動機冷卻系統(tǒng)運行試驗平臺[9]。

圖7 冷卻系統(tǒng)試驗臺Fig.7 Cooling System Test Bench

4.2 試驗與模擬對比

4.2.1 高轉速低轉矩工況

發(fā)動機冷卻系統(tǒng)的運行模擬運行試驗中，發(fā)動機在轉速為1900rpm輸出功率為22.3kW工況條件下工作時，其水冷和中冷介質的溫度變化曲線，如圖8所示。

圖8 發(fā)動機冷介質溫度變化Fig.8 Engine Cooling Medium Temperature Change

由圖可知，系統(tǒng)需要較長時間才能達到熱平衡。其時間遠遠大于計算機仿真的時間，而且散熱器進出口的溫度從初始就有變化的，這說明發(fā)動機的節(jié)溫器即使在未達到開啟溫度時也會有一定的開度，有一定量的冷卻液是經過散熱器大循環(huán)流回發(fā)動機回水通道的，因此試驗用發(fā)動機的熱機過程較慢，節(jié)溫器設置有待改進。

4.2.2 低轉速中轉矩工況

冷卻系統(tǒng)達到熱平衡后，隨著軸流風扇的開啟，冷卻液的溫度開始下降。軸流風扇的風速越高，熱平衡溫度越低。相同參數設置下，利用發(fā)動機熱管理模型進行計算，對比結果的擬合曲線，如圖9所示。圖中可以看出，試驗條件下的冷卻液進出散熱器溫度與仿真計算的結果非常接近，說明仿真結果具有很高的可信性。關閉軸流風扇，當冷卻系統(tǒng)恢復熱平衡后，逐步縮小散熱器的正面迎風面積，此時冷卻液的溫度開始上升。散熱器的迎風面積越小，熱平衡溫度越高。散熱器進出口溫度隨迎風面積的變化值，如表4所示。

圖9 冷卻液溫度隨風速變化Fig.9 Coolant Temperature Change with Wind Speed

表4 出口溫度受迎風面積影響變化Tab.4 The Outlet Tem perature is Affected by the Windward Area

利用仿真模型進行分析，對比結果的擬合曲線，如圖10所示。

圖10 溫度隨散熱器迎風面積變化Fig.10 Temperature Change with the Windward Area of the Radiator

由圖可知，模型仿真分析結果與試驗分析結果基本一致，基于臺架試驗工況驗證過的仿真模型的計算具有很高的準確性。

4.3 影響因素分析

4.3.1 格柵面積影響

利用冷卻系統(tǒng)熱管理模型對表5種的四種方案進行分析，穩(wěn)定時溫度，如表5所示。

表5 格柵面積對冷卻性能影響Tab.5 Effect of Grid Area on Cooling Performance

擬合不同格柵面積下，得到格柵面積對冷卻性能影響曲線，如圖11所示。

圖11 格柵面積對冷卻性能影響Fig.11 Effect of Grid Area on Cooling Performance

由圖可知，格柵面積對冷卻系統(tǒng)性能的影響十分有限，進出口溫度基本不隨格柵面積的增大而發(fā)生變化，基本保持穩(wěn)定狀態(tài)。

4.2.2 迎風面積影響

對進氣散熱器迎風面積不同尺寸分別建模計算，穩(wěn)定時口溫度分布，如表6所示。

表6 散熱器迎風面積影響Tab.6 Influence of the Windward Area of the Radiator

擬合不同散熱器迎風面積下散熱器進出口的溫度變化特點，得到散熱器迎風面積對冷卻性能的影響曲線，如圖12所示。

圖12 散熱器迎風面積對冷卻性能影響Fig.12 Effect of Windward Area on Cooling Performance

由圖可知，當散熱面積增加時，散熱器進出口溫度下降明顯，同時，散熱器進出口的溫差也明顯增加，表明散熱器的散熱能力增加。

4.2.3 散熱器排數影響

在保持散熱面積不變的情況下，分別對排數從（4～9）的散熱器的冷卻特性進行分析，散熱器進出口水溫變化情況，如表7所示。結果表明，隨著散熱器排數的增加，進出散熱器的溫度快速下降，溫差也不斷上升，這是由于散熱器中排數的布置對內部流場的流動性影響強烈所造成的。隨著排數的增加流體的流動性增強，對流換熱加強。但是另一方面排數的增加會受到散熱器總體尺寸的限制，并且超過一定值后會使散熱器冷卻過剩，同時也會造成冷卻空氣風阻過大，使散熱器與冷卻風扇的匹配發(fā)生問題，對發(fā)動機的經濟性有負面影響。

表7 散熱器排數的影響Tab.7 Effect of the Number of Radiator

4.2.4 水泵傳動比影響

設置不同傳動比，如表8所示。獲得不同方案穩(wěn)定時，進出口的溫度變化特點。可知，隨著水泵傳動比的增加，水泵的轉速增大，此時系統(tǒng)中冷卻液的流量增加，散熱器能夠進行更為高效的熱量交換，從而有效的提升散熱器的散熱能力，降低散熱器進出口的溫度。

表8 水泵傳動比的影響Tab.8 Influence of Pump Transm ission Ratio

5 結論

（1）通過分析發(fā)動機冷卻系統(tǒng)各部件熱物理特性和性能參數，基于AMESim建立整個系統(tǒng)的熱管理仿真計算模型；對比兩種工況下的冷卻介質溫度變化可知，在低轉速大轉矩條件下，發(fā)動機對水冷冷卻系統(tǒng)的冷卻能力要求更高，而在高轉速低轉矩條件下對中冷系統(tǒng)的冷卻能力要求更高；（2）搭建發(fā)動機冷卻系統(tǒng)運行試驗臺，對比實驗和仿真數據可知，兩組數據差別很小，誤差在6%以內，說明計算機仿真平臺具有很高的可行性；（3）對影響冷卻性能的格柵迎風面積、散熱器迎風面積、散熱器排數、水泵傳動比等多個因素進行分析可知，發(fā)動機所配冷卻系統(tǒng)部件中散熱器的尺寸、位置等因素對系統(tǒng)的性能影響巨大，而格柵面積影響卻很小，而水泵轉動比也起著比較關鍵的作用。