牛曉冬，倪計民，徐向陽，徐宸原

（1.同濟(jì)大學(xué)汽車學(xué)院，上海 201804；2.一汽客車（無錫）有限公司，無錫 214177；3.山東大學(xué)，濟(jì)南 250100）

內(nèi)燃機誕生百余年來，其基本功能結(jié)構(gòu)變化不大。尤其是冷卻系統(tǒng)，在近幾十年中一直未有重大突破。傳統(tǒng)內(nèi)燃機冷卻系統(tǒng)是根據(jù)系統(tǒng)最大散熱需求來設(shè)計和標(biāo)定的。事實上冷卻系統(tǒng)僅有3%~5%的時間在理想狀態(tài)下運行［2］，發(fā)動機長期在過冷狀態(tài)下運行。時至今日，這種基于系統(tǒng)最大需求設(shè)計和標(biāo)定的冷卻系統(tǒng)已經(jīng)難以滿足刻不容緩的節(jié)能環(huán)保需求和適應(yīng)日益嚴(yán)苛的排放法規(guī)。因此，兼顧發(fā)動機性能的同時來減少系統(tǒng)耗功，是發(fā)動機冷卻系統(tǒng)未來提高與發(fā)展的方向。

本文借助于AMESim軟件，以某客車?yán)鋮s系統(tǒng)為基礎(chǔ)，首先校核了不同行駛工況下該系統(tǒng)的散熱能力是否滿足設(shè)計需求；然后研究了系統(tǒng)與不同風(fēng)扇匹配后，風(fēng)扇的耗功情況；最后分析了該系統(tǒng)在使用電磁溫控式冷卻風(fēng)扇和硅油離合風(fēng)扇代替機械式定傳動比冷卻風(fēng)扇后的耗功改善情況。

1 冷卻風(fēng)扇的不同驅(qū)動形式

1.1 冷卻系統(tǒng)熱交換基本公式

散熱器中的氣—液熱交換公式為：

式中：Q1為大循環(huán)傳熱量；m1為內(nèi)部冷卻液的質(zhì)量流；Cp為內(nèi)部冷卻液的比熱容；△T1為內(nèi)部冷卻液的溫差；m1′為外部冷卻空氣的質(zhì)量流；Cp1′為外部冷卻空氣的比熱容；△T1′為外部冷卻空氣的溫差。

1.2 定傳動比機械式冷卻風(fēng)扇

傳統(tǒng)冷卻風(fēng)扇一般置于散熱器之后，由驅(qū)動水泵和發(fā)電機的同一根V帶傳動。發(fā)電機啟動時，風(fēng)扇隨之啟動，吸進(jìn)空氣使其通過散熱器，以增強散熱器的散熱能力，加速冷卻液的冷卻。

由于傳統(tǒng)風(fēng)扇直接與發(fā)動機連接，風(fēng)扇轉(zhuǎn)速與發(fā)動機轉(zhuǎn)速成對應(yīng)的關(guān)系，在低速高負(fù)荷工況時，會因為風(fēng)量不足而導(dǎo)致發(fā)動機過熱；反之，在高速低負(fù)荷情況下，發(fā)動機過度被冷卻是常見的現(xiàn)象。

某車輛公路實測結(jié)果表明，氣溫10℃~20℃時，90%的行駛時間內(nèi)，風(fēng)扇無需工作；氣溫0℃~10℃時，風(fēng)扇的工作時間僅為 5%［3］。

為避免發(fā)動機過熱或過冷現(xiàn)象頻繁發(fā)生，各種能夠改變風(fēng)扇轉(zhuǎn)速的驅(qū)動裝置和控制策略應(yīng)運而生（見圖1）。

系統(tǒng)熱平衡公式為：

1.3 硅油離合式風(fēng)扇與電磁溫控式冷卻風(fēng)扇

硅油離合式風(fēng)扇主要通過感溫元件，確定進(jìn)入離合器硅油的量，并利用硅油的粘性將動力輸出給風(fēng)扇使其轉(zhuǎn)動。

液力驅(qū)動型風(fēng)扇是通過水溫傳感器、ECU發(fā)出控制信號，通過比例閥調(diào)節(jié)系統(tǒng)油壓，實現(xiàn)由馬達(dá)及風(fēng)扇轉(zhuǎn)速調(diào)節(jié)。

電磁離合式冷卻風(fēng)扇的關(guān)鍵在于溫控電磁離合器。電磁離合器是利用線圈通電時電磁產(chǎn)生的吸力，吸引銜鐵盤壓緊摩擦片以實現(xiàn)扭矩的傳遞，使風(fēng)扇工作。斷開電路后，銜鐵盤與摩擦片分離，風(fēng)扇空轉(zhuǎn)。一般電磁離合器內(nèi)部有大小不同的線圈，通過通電后產(chǎn)生不同的吸合力來使風(fēng)扇可以空轉(zhuǎn)、低速運轉(zhuǎn)及高速運轉(zhuǎn)。

電動風(fēng)扇是由電動機直接驅(qū)動風(fēng)扇，可以根據(jù)發(fā)動機溫度和負(fù)荷的不同來改變風(fēng)扇轉(zhuǎn)速。因重型汽車風(fēng)扇耗功較大，而電動風(fēng)扇驅(qū)動功率受蓄電池的限制，故電動風(fēng)扇很少運用在重型汽車上。

2 模型建立和冷卻系統(tǒng)散熱能力分析

某客車柴油機冷卻系統(tǒng)（見圖2）使用機械式傳動方式來驅(qū)動水泵，并且匹配定轉(zhuǎn)速比機械式風(fēng)扇。

2.1 冷卻系統(tǒng)建模

發(fā)動機基本參數(shù)如表1所示。使用AMESim軟件建立發(fā)動機冷卻系統(tǒng)仿真計算模型，模型如圖3所示。

表1 發(fā)動機基本參數(shù)

2.2不同工況下系統(tǒng)冷卻能力分析

客車長期在低速高負(fù)荷的情況下行駛，若遇到夏季高溫天氣，極易發(fā)生“開鍋”現(xiàn)象，對此需要對極端熱工況進(jìn)行校核。

因此，本文基于額定轉(zhuǎn)速下的目標(biāo)發(fā)動機冷卻系統(tǒng)，分別針對冬季（氣溫0℃）、春秋季（氣溫20℃）和夏季（氣溫45℃）三種不同的氣候條件下，發(fā)動機負(fù)荷與車速對系統(tǒng)散熱能力的影響。

系統(tǒng)仿真工況如表2所示，工況1~工況3分別代表車輛在低速、中速及高速行駛的情況。目標(biāo)冷卻系統(tǒng)的基本參數(shù)如表3所示。

仿真結(jié)果如圖4~圖6所示。根據(jù)圖4~圖6可以看出：所有工況的發(fā)動機出口處冷卻液溫度皆低于設(shè)計要求的103℃，該系統(tǒng)在高溫低速高負(fù)荷的行駛條件下，系統(tǒng)內(nèi)冷卻液溫度也只有99.4℃。所以，該系統(tǒng)滿足設(shè)計需求，發(fā)動機不會“開鍋”。

表2 仿真工況

表3 冷卻系統(tǒng)基本參數(shù)

當(dāng)系統(tǒng)工作溫度不變而車輛行駛速度提高時，20%負(fù)荷工況下的冷卻液溫度幾乎不變；100%負(fù)荷工況下的冷卻液溫度下降明顯；50%工況下的冷卻液溫度變化介于兩者之間。

當(dāng)系統(tǒng)工作溫度與系統(tǒng)負(fù)荷皆不變的情況下，車輛行駛速度由低速提高到中速時冷卻液溫度下降的程度要高于車輛行駛速度由中速提高到高速時冷卻液溫度下降的程度。

不同的環(huán)境溫度對系統(tǒng)散熱能力的影響也很大，0℃與20℃時系統(tǒng)內(nèi)冷卻液溫度隨車速、負(fù)荷變化而改變的程度要小于45℃時冷卻液溫度相應(yīng)的改變程度。

系統(tǒng)的熱負(fù)荷決定了發(fā)動機向冷卻系統(tǒng)傳遞的熱量，車輛行駛速度一定程度上影響了冷卻空氣的流量，而系統(tǒng)工作溫度影響的則是冷卻空氣的進(jìn)氣溫度。

從仿真結(jié)果可以看出，當(dāng)系統(tǒng)處于低溫低負(fù)荷熱狀態(tài)時，行駛速度的改變對冷卻液溫度影響很小，冷卻液溫度很低，系統(tǒng)與發(fā)動機處于過冷狀態(tài)。

同時，當(dāng)系統(tǒng)內(nèi)冷卻液溫度過低時，該溫度很接近節(jié)溫器設(shè)定的開啟與閉合大循環(huán)的溫度，就會產(chǎn)生如圖7所示的節(jié)溫器振蕩現(xiàn)象。此時節(jié)溫器不停開啟與閉合，系統(tǒng)無法穩(wěn)定工作，長期如此會降低節(jié)溫器的工作壽命。

根據(jù)初步仿真結(jié)果分析和判斷，該系統(tǒng)的散熱能力滿足系統(tǒng)最大冷卻需求，在極端高熱狀況下不會發(fā)生發(fā)動機過熱的現(xiàn)象。但是，系統(tǒng)使用的是定傳動比機械式風(fēng)扇與機械式水泵，當(dāng)車輛在同一轉(zhuǎn)速行駛時，風(fēng)扇和水泵的轉(zhuǎn)速不隨系統(tǒng)溫度及熱負(fù)荷的改變而發(fā)生相應(yīng)的變化。這也就造成了目標(biāo)車輛在其他普通熱狀況和低熱狀況行駛時，風(fēng)扇和水泵提供的冷卻介質(zhì)流量很大，發(fā)動機長期過冷，且會產(chǎn)生節(jié)溫器振蕩現(xiàn)象。

3 采用不同驅(qū)動方式的冷卻風(fēng)扇匹配分析

從廠商處了解到：系統(tǒng)使用的機械式風(fēng)扇共有 5 種轉(zhuǎn)速（1 800 r/min；2 100 r/min；2 400 r/min；2 700 r/min；3 000 r/min）可以選擇。為防止系統(tǒng)過熱，原系統(tǒng)選擇了轉(zhuǎn)速最大的那一擋。

現(xiàn)結(jié)合初步仿真結(jié)果中發(fā)現(xiàn)的系統(tǒng)過冷及節(jié)溫器振蕩的問題，對剩余4個風(fēng)扇轉(zhuǎn)速進(jìn)行進(jìn)一步匹配計算。

3.1 風(fēng)扇與水泵的耗功

通常對冷卻系統(tǒng)而言，系統(tǒng)所消耗的功率主要表現(xiàn)為水泵和風(fēng)扇所消耗的功率。

水泵所消耗的功率計算公式［5］為：

式中：Nw為水泵消耗的功率；qvw為水泵流量；pw為水泵泵水壓力；ηw為水泵總效率。

風(fēng)扇所消耗的功率計算公式［5］為：

式中：Na為風(fēng)扇消耗的功率；qva為風(fēng)扇流量；pa為風(fēng)扇的供氣壓力；ηa為風(fēng)扇總效率。

其中，水冷式冷卻系統(tǒng)空氣通道的阻力，也就是風(fēng)扇的供氣壓力一般為［5］：式中：△pR為散熱器的阻力；△pL為除散熱器外所有空氣通道的阻力，對一般的汽車，△pL=（0.4~1.1）△pR。

3.2 不同工況下風(fēng)扇的匹配分析

本文選擇了如表4所示的四種工況，分別代表了該系統(tǒng)的低速高負(fù)荷、低速低負(fù)荷、高速高負(fù)荷和高速低負(fù)荷四種不同的行駛工況。

表4 不同轉(zhuǎn)速風(fēng)扇仿真工況

不同轉(zhuǎn)速的風(fēng)扇特性曲線見圖8，圖8顯示了風(fēng)扇在風(fēng)扇轉(zhuǎn)速為1 800 r/min、2 100 r/min、2 400 r/min和2 700 r/min時風(fēng)扇的流量與靜壓的關(guān)系曲線。

針對系統(tǒng)在四種工況對應(yīng)四種不同風(fēng)扇情況下的散熱能力和耗功進(jìn)行仿真計算，結(jié)果如圖9~圖11所示。

根據(jù)此仿真結(jié)果可以看出，當(dāng)系統(tǒng)處于低速高負(fù)荷行駛工況時，提高風(fēng)扇轉(zhuǎn)速可以有效降低系統(tǒng)內(nèi)冷卻液的溫度；而當(dāng)系統(tǒng)處于低速低負(fù)荷、高速高負(fù)荷和高速低負(fù)荷等行駛工況時，風(fēng)扇轉(zhuǎn)速的提高對系統(tǒng)內(nèi)冷卻液溫度影響不大，但此時，系統(tǒng)冷卻風(fēng)扇耗功會相應(yīng)增加。

同時，當(dāng)系統(tǒng)處于低速高負(fù)荷工況時，若風(fēng)扇轉(zhuǎn)速降低（1 800 r/min、2 100 r/min），系統(tǒng)內(nèi)的冷卻液溫度會超過系統(tǒng)設(shè)計要求所規(guī)定的103℃，發(fā)動機過熱，此情況需要注意并避免。

因為系統(tǒng)采取的是定轉(zhuǎn)速比機械式水泵，當(dāng)發(fā)動機為額定轉(zhuǎn)速2 300 r/min，水泵轉(zhuǎn)速不變，因此在仿真結(jié)果中水泵耗功幾乎不變，皆為1.5 kW。

系統(tǒng)的換熱量如表5所示。根據(jù)表5中小循環(huán)散熱量 （數(shù)值上等于發(fā)動機散入冷卻系統(tǒng)的熱量與冷卻空氣帶走的熱量的差值）、節(jié)溫器開度設(shè)定（見圖12）及通過系統(tǒng)大小循環(huán)的冷卻液流量值（見圖13）可以看出：除了低速高負(fù)荷工況之外，提高冷卻空氣流動速度已經(jīng)無法降低冷卻液溫度；在高速低負(fù)荷工況下，因為系統(tǒng)內(nèi)冷卻液溫度低于或剛剛接近節(jié)溫器設(shè)定的開啟溫度，冷卻液基本上通過小循環(huán)散熱，通過系統(tǒng)大循環(huán)的冷卻液流量極少。因此，此時應(yīng)當(dāng)降低風(fēng)扇轉(zhuǎn)速，以提高冷卻液的溫度，增加流入大循環(huán)的冷卻液流量，并減少冷卻風(fēng)扇的耗功。

表5 不同轉(zhuǎn)速下系統(tǒng)與風(fēng)扇匹配仿真結(jié)果

綜上所述，該系統(tǒng)冷卻風(fēng)扇與系統(tǒng)匹配不合理。

3.3 風(fēng)扇不同驅(qū)動方式匹配分析

為解決之前仿真過程中發(fā)現(xiàn)的風(fēng)扇匹配問題，采用兩款不同的驅(qū)動方式，即硅油離合器（見圖14）和電磁離合器（見圖15）。仿真工況如表6所示，兩款離合器參數(shù)如表7和表8所示。

表6 不同車速及負(fù)荷的加速仿真工況

表7 硅油離合器控制策略

表8 電磁離合器控制策略

仿真結(jié)果如圖16、圖17所示。采用硅油離合式風(fēng)扇和電磁離合式風(fēng)扇后的冷卻系統(tǒng)相對于原系統(tǒng)在風(fēng)扇耗功方面有了較大的改善，特別是低負(fù)荷情況下，系統(tǒng)風(fēng)扇耗功下降更為明顯。擋位更多的電磁離合方案相比較硅油離合方案在耗功方案也有著自己的優(yōu)勢。

4 結(jié)論

（1）根據(jù)某客車的冷卻系統(tǒng)結(jié)構(gòu)，建立了發(fā)動機冷卻系統(tǒng)仿真模型。

（2）根據(jù)系統(tǒng)在不同溫度、速度及負(fù)荷下行駛時，系統(tǒng)內(nèi)冷卻液的溫度來分析系統(tǒng)散熱能力。

（3）針對系統(tǒng)在不同工況下匹配不同轉(zhuǎn)速的風(fēng)扇運行的情況，進(jìn)一步分析了系統(tǒng)風(fēng)扇和水泵的耗功，認(rèn)為原設(shè)計系統(tǒng)大部分時間冷卻過度，風(fēng)扇與系統(tǒng)匹配不佳。

（4）經(jīng)過計算得到：改變風(fēng)扇控制策略可以有效降低系統(tǒng)風(fēng)扇耗功；風(fēng)扇擋位越多，風(fēng)扇耗功降低越明顯。

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