某型號牽引車冷卻模塊匹配計算方法

耿國芳，陳月春，李素婷，王興元，張小田

1.內燃機可靠性國家重點實驗室，山東 濰坊 261061；2.濰柴動力股份有限公司, 山東 濰坊 261061； 3.濰柴動力空氣凈化科技有限公司，山東 濰坊 261061

0 引言

為了滿足我國機動車排放標準升級對車輛冷卻能力的需求，工程技術人員對車輛冷卻系統(tǒng)及冷卻模塊開展了大量試驗研究。車輛冷卻系統(tǒng)是影響車輛性能的關鍵系統(tǒng)，冷卻模塊匹配不合理將直接導致發(fā)動機冷卻不足或冷卻過度，造成發(fā)動機工作環(huán)境惡化，影響發(fā)動機的性能和使用壽命[1-2]。冷卻模塊匹配選型就是將發(fā)動機做功過程中產生的熱量快速散到大氣中，保證發(fā)動機及艙內各受熱部件工作在最適宜的溫度范圍內[3-5]。眾多學者對車輛冷卻模塊匹配問題進行了研究：董軍啟等[6]通過試驗對不同散熱器阻力進行詳細分析，但并未對風扇選型進行匹配；呂鋒[7]對商用車冷卻系統(tǒng)進行了匹配設計，提出了基于冷卻模塊風洞試驗的優(yōu)化匹配方法；張毅等[8]對不同組合的冷卻模塊方案進行匹配研究，通過試驗得到了冷卻模塊最佳的組合方式。

車用發(fā)動機功率密度不斷提高及牽引車動力艙布置逐漸緊湊，柴油機上諸如增壓中冷、廢氣循環(huán)等新技術大量應用[9-11]，使得冷卻模塊匹配難度逐漸加大，對冷卻模塊選型設計也提出更加嚴苛的要求。牽引車開發(fā)過程中冷卻模塊匹配選型一直以來是通過整車熱平衡試驗進行的，開發(fā)一款性能匹配良好的冷卻模塊需要不斷進行整車熱平衡試驗，試驗周期長、耗費大[12-13]，因此，熱平衡試驗前通過其他手段對冷卻模塊進行匹配計算、篩選試驗方案，對提升整車熱平衡試驗效率很有必要[14]。

在分析相關文獻基礎上，本文中提出了一種牽引車用冷卻模塊匹配選型計算方法：針對某型號牽引車冷卻模塊散熱量設計需求，把冷卻模塊分為高溫水路、高溫高壓氣路(中冷后溫度)、低溫氣路(中冷前溫度)3個部分，對3個部分分別計算，最后將計算結果與整車轉轂熱平衡試驗結果進行對比，以驗證算法的準確性。

1 冷卻模塊匹配計算公式

按照冷卻模塊零部件進行劃分，車輛冷卻系統(tǒng)由發(fā)動機、節(jié)溫器、中冷器、散熱器、風扇、水泵及連接管路組成；按照冷卻介質劃分，車輛冷卻系統(tǒng)由高溫水流、高溫高壓氣流和低溫空氣流組成。高溫水路用來傳遞發(fā)動機工作時各部位產生的熱量，利用水泵提高水路中冷卻介質的壓力，使得高溫冷卻介質在發(fā)動機系統(tǒng)中流動，從而使發(fā)動機工作在適宜溫度范圍內；高溫高壓氣體是增壓器增壓后的氣體，由增壓器驅動；低溫空氣流是指整車運行過程中外部空氣，由風扇驅動，它先冷卻高溫高壓氣體，再冷卻高溫水流。車輛散熱過程是依靠傳熱介質將發(fā)動機產生的熱吸走并傳輸?shù)嚼鋮s系的熱交換器中，再與車外吸入的冷卻空氣通過對流輸散到冷源中，以保持發(fā)動機和傳動裝置正常的熱工作狀態(tài)，車輛散熱過程如圖1所示。

圖1 車輛散熱過程

冷卻系統(tǒng)通過冷卻液與外部空氣的對流換熱實現(xiàn)對發(fā)動機的散熱。根據(jù)流體力學和傳熱學基礎理論[15]，冷卻介質的熱量變化和能量傳遞公式為：

Qh=Qc=Q，

(1)

式中：Qh為熱側冷卻介質的放熱量，kJ/s；Qc為冷側冷卻介質的吸熱量，kJ/s；Q為熱側冷卻介質通過熱交換裝置向冷側冷卻介質傳遞的熱量，kJ/s。

Qh=mhChΔTh，

(2)

式中：mh為熱側冷卻介質的質量流量，kg/s；Ch為熱側冷卻介質的比熱容，kJ/(kg·℃)；ΔTh為熱側冷卻介質入口與出口的溫差，℃。

Qc=mcCcΔTc，

(3)

式中：mc為冷側冷卻介質的質量流量，單位kg/s；Cc為冷側冷卻介質的比熱容，kJ/(kg·℃)；ΔTc為冷側冷卻介質出口與入口的溫差，℃。

Q=AKΔT，

(4)

式中：A為熱交換裝置的有效散熱面積，m2；K為熱交換裝置的散熱系數(shù), kJ/(m2·s·℃)；ΔT為熱交換裝置冷熱兩側冷卻介質的平均對數(shù)溫差，℃，計算公式為：

(5)

式中：Th1為熱側入口冷卻介質溫度，℃;Th2為熱側出口冷卻介質溫度，℃；Tc1為冷側入口冷卻介質溫度，℃；Tc2為冷側出口冷卻介質溫度，℃。

2 匹配計算對象及計算工況

2.1 計算對象

匹配計算整車對象為某重型牽引車，牽引車前臉冷卻模塊由中冷器、散熱器和風扇組成，尺寸為1600 mm×1000 mm。重型牽引車匹配排量為WP12電控高壓共軌柴油發(fā)動機，柴油機主要技術參數(shù)如表1所示。

表1 柴油機主要技術參數(shù)

2.2 計算工況

牽引車高速行駛時發(fā)動機產生熱量較多，所以采用發(fā)動機額定工況點進行冷卻模塊設計，考察冷卻模塊極限工作能力；車輛爬坡屬于低轉速大負荷工況，此時發(fā)動機轉速低，冷卻風扇提供風量相對較低，可用該工況考察冷卻模塊匹配是否合理。因此，本文中選取車輛高速行駛工況(發(fā)動機額定工況點轉速為1900 r/min)、低速爬坡工況(發(fā)動機大負荷工況點轉速為1100 r/min)作為熱平衡計算工況，計算工況參數(shù)如表2所示。

表2 計算工況參數(shù)

3 匹配計算過程

3.1 柴油機散熱需求數(shù)據(jù)及邊界條件

高溫水流中冷卻系統(tǒng)散熱量及冷卻介質循環(huán)流量、低溫空氣流中冷卻空氣流量是冷卻模塊匹配計算的3個重要設計參數(shù)。發(fā)動機設計技術要求該機型極限使用環(huán)境溫度不低于42 ℃，且發(fā)動機許用最高出水溫度為100 ℃。WP12柴油機冷卻模塊散熱需求和邊界條件如表3所示,其中：極限使用環(huán)境溫度、發(fā)動機許用最高出水溫度和進氣溫升為發(fā)動機設計要求數(shù)據(jù)；中冷后溫度、中冷前溫度、中冷器前壓力和進氣流量為臺架散熱量采集數(shù)據(jù)；中冷器散熱量、冷卻液流量、發(fā)動機散熱量和發(fā)動機常備功率為根據(jù)臺架采集數(shù)據(jù)計算所得。

表3 柴油機散熱需求及邊界條件

3.2 風扇風量和插入損失

圖2 風量匹配圖

風扇風量、風壓是衡量風扇氣動性能的重要參數(shù)，與風扇直徑、風扇轉速、葉片結構及葉片數(shù)等因素有關。利用風扇風筒性能數(shù)據(jù)得到水箱風量-綜合風阻曲線和風扇風量-靜壓曲線，匹配結果如圖2所示。

由于車輛冷卻模塊是由散熱器、中冷器串聯(lián)組成，測試數(shù)據(jù)中綜合風阻為散熱器風阻與中冷器風阻之和。圖2中綜合風阻與風扇風壓曲線的交點為最佳理論匹配點，該點對應的風量為理論風量。由圖2可知，得到車輛高速工況、爬坡工況對應轉速下的理論風量，考慮車輛冷卻模塊進風效率對實際進風量影響，進風效率為經(jīng)驗值，對應工況點下實際進風風量，各工況冷卻風量如表4所示。

表4 各工況冷卻風量

圖3 風扇風量與功率特性曲線

風扇風量與功率特性曲線如圖3所示，表示不同風扇轉速下，風扇功率隨風量大小的變化規(guī)律。風扇與發(fā)動機通過皮帶連接，兩者的速比為一定值，因此可通過發(fā)動機轉速計算出對應的風扇轉速。

由圖3可知，可獲得車輛高速工況、爬坡工況對應轉速下風扇功率，根據(jù)不同工況下風扇功率及發(fā)動機常備功率計算得到風扇插入損失，插入損失結果見表5。

表5 風扇插入損失估算

3.3 冷卻系統(tǒng)散熱系數(shù)計算

為確定車輛在不同運行工況下的散熱需求，需首先計算散熱器和中冷器所需散熱系數(shù)，計算所需參數(shù)見表6，將參數(shù)代入式(1)～(4)，計算結果見表7。

表6 散熱器和中冷器散熱系數(shù)計算所需參數(shù)

表6(續(xù))

①發(fā)動機艙為相對密閉空間，流出散熱器的高溫空氣中有一部分回流到中冷器前，造成冷卻系統(tǒng)進風溫度高于環(huán)境溫度。為衡量這一不利影響，引入發(fā)動機艙溫升的概念，定義為中冷器前進風溫度與環(huán)境溫度的差值，是經(jīng)驗值，取值參考以前的熱平衡試驗數(shù)據(jù)。

表7 散熱器和中冷器散熱系數(shù)

按本文中計算方法對車輛爬坡工況、高速工況下的散熱能力進行計算，得到冷卻模塊的選型結果，如表8所示。

表8 采用計算方法得到的冷卻模塊選型結果

由表8可知：爬坡工況下散熱器后冷卻風的溫度已經(jīng)超過散熱器出水溫度，與實際情況相悖(實際情況應為冷卻風帶走散熱器中水的熱量)，計算異常的原因是該工況點冷卻風量太小，不能滿足整車在該工況下的散熱需求。車輛運行高速行駛工況下散熱能力滿足實際需求，但當車輛運行在低速大扭矩工況時，受冷卻風量影響，冷卻模塊已無法將散熱器中冷卻液的熱量帶走，導致散熱器后風溫超過散熱器出水溫度，即該工況下冷卻模塊不滿足車輛使用要求。

3.4 冷卻系統(tǒng)實際散熱系數(shù)取值與冷卻能力評價

對散熱器、中冷器進行風筒試驗臺性能試驗，對風筒性能試驗臺數(shù)據(jù)處理后得到散熱器散熱系數(shù)見圖4、中冷器散熱系數(shù)見圖5。散熱器和中冷器裕量為需要的散熱系數(shù)和實際散熱系數(shù)之比，散熱器和中冷器裕量以及冷卻系統(tǒng)評價結果如表9所示。

由表9可知：中冷器裕量在低速大扭矩工況、高速工況均不滿足要求，導致中冷后進氣溫度偏高；散熱器在低速大扭矩工況下裕量不足，因此本套冷卻模塊將不能滿足整車的散熱需求。發(fā)動機各個運行工況下的進氣溫升均高于設計溫升，低速大扭矩工況極限使用環(huán)境溫度將明顯低于設計要求，但標定工況極限使用環(huán)境溫度與設計值相吻合。

圖4 散熱器散熱系數(shù) 圖5 中冷器散熱系數(shù)

表9 冷卻能力評價結果

3.5 整車熱平衡試驗驗證

為了驗證使用本計算方法匹配選型冷卻系統(tǒng)的實際冷卻能力，利用重型轉轂對安裝本冷卻模塊的某型號牽引車進行了整車熱平衡試驗。試驗工況為滿載高速行駛、滿載爬坡2種工況。整車轉轂熱平衡試驗結果見表10，利用整車熱平衡測試數(shù)據(jù)計算的整車熱平衡結果見表11。

表10 整車熱平衡試驗測試結果℃

表11 整車熱平衡計算結果℃

由表9、11可知：利用本計算方法匹配選型得到冷卻模塊，當車輛實際運行在低速大扭矩工況(滿載爬坡)時，極限使用環(huán)境溫度不滿足設計要求，即車輛在該工況下冷卻模塊無法對車輛進行完全冷卻，該工況下的極限使用環(huán)境溫度降低于設計值，與匹配計算結果吻合；額定工況下能滿足技術要求，即該冷卻模塊能滿足額定工況下的散熱要求，實車測試結果很好地驗證了計算結果。

4 結語

本文中提出了一種冷卻模塊匹配計算方法，并以某型號牽引車冷卻模塊的匹配要求為對象，通過風扇、散熱器風筒試驗數(shù)據(jù)與理論計算完成了冷卻模塊的匹配選型，為驗證本計算方法的可行性，通過整車轉轂熱平衡試驗校驗了冷卻模塊匹配選型的性能，結果表明：本文中提出的冷卻模塊匹配計算方法能成功判斷冷卻模塊的冷卻能力，計算結果與整車實際試驗結果相符，能有效提高牽引車用冷卻模塊匹配選型效率，對冷卻模塊的匹配選型具有指導意義。