劉韶雷，馬驍宇，劉聰聰，吳昌慶

（安徽江淮汽車股份有限公司商用車研究院，安徽 合肥 230601）

某車型高原膨脹水壺噴水問題分析及冷卻性能優(yōu)化

劉韶雷，馬驍宇，劉聰聰，吳昌慶

（安徽江淮汽車股份有限公司商用車研究院，安徽 合肥 230601）

由于某車型在高原標定過程中冷卻液從膨脹水壺的泄氣孔處向外大量的噴冷卻液，且連續(xù)多次發(fā)生，影響標定試驗進展。為解決此問題，利用FTA故障樹分析方法，成功找出由于冷卻系統(tǒng)性能不足及膨脹水壺壓力蓋開啟壓力過小導致該問題發(fā)生。在提升冷卻系統(tǒng)性能及壓力蓋開啟壓力后，成功的消除了噴水問題的發(fā)生。

標定；膨脹水壺；冷卻系統(tǒng)；壓力蓋

CLC NO.:U464 Document Code: A Article ID: 1671-7988(2015)05-91-06

引言

冷卻系統(tǒng)作為整車發(fā)動機附配件的重要組成部分，其主要由散熱器、電子風扇、膨脹水壺以及冷卻管路等組成。冷卻系統(tǒng)的功用是將受熱零件吸收的部分熱量及時散發(fā)出去，保證發(fā)動機在最適宜的溫度狀態(tài)下工作。冷卻系統(tǒng)既要防止發(fā)動機過熱，也要防止冬季發(fā)動機過冷。在發(fā)動機冷啟動之后，冷卻系統(tǒng)還要保證發(fā)動機迅速升溫，盡快達到正常的工作溫度[1]。

汽車冷卻系統(tǒng)幾乎全部采用閉式強制冷卻系統(tǒng)，裝有壓力蓋，它由控制最高壓力的壓力閥和系統(tǒng)內(nèi)出現(xiàn)負壓時開啟的真空閥構(gòu)成。采用這種結(jié)構(gòu)可以減少冷卻液和空氣的接觸，防止空氣進入冷卻系，影響散熱能力。另外，壓力閥使系統(tǒng)內(nèi)的冷卻液沸點升高，可降低穴蝕作用，提高工作溫度，提高冷卻系統(tǒng)能力；真空閥能避免冷卻系統(tǒng)冷卻時因冷卻液冷卻收縮使負壓太大而損壞散熱器、管路等[2]。

1、問題分析

1.1 問題情形

車輛在夏季高原標定中，行駛至海拔4000m以上時，停車打開引擎蓋發(fā)現(xiàn)膨脹水壺泄氣口處有大量冷卻液噴出，如圖1所示。且該問題多次反復(fù)發(fā)生，嚴重影響了車輛標定進展。

1.2 資料收集及原因分析

1.2.1 資料收集

（1）故障發(fā)生時，水溫表指針指在中間位置；

該車型的水溫表阻值如表1所示：

表1 水溫表指針與水溫對應(yīng)表

（2）故障收集資料如表2所示：

表 2

注：海拔低于4000m時，無故障發(fā)生

（3）故障發(fā)生時，膨脹水壺內(nèi)的冷卻液翻滾且向外噴，冷卻液已經(jīng)沸騰，此時水溫約105℃；

1.2.2 原因分析

（1）針對本問題，使用FTA故障樹分析方法，如圖2所示。

（2）可能原因排查

a．散熱器性能不足

散熱器為冷卻系統(tǒng)的重要組成部件，其性能的好壞對冷卻系統(tǒng)有著重大的影響。該車所采用的散熱器的散熱面積為13.63m2，能夠滿足平原地區(qū)的散熱需要。

由于海拔升高，空氣密度隨之降低（海拔高度和空氣密度對應(yīng)關(guān)系如圖5所示），相同條件下散熱器的散熱量也會發(fā)生變化，散熱量計算公式[3]為：

其中：

Qw—散熱器受中冷器和冷凝器共同影響時的散熱量tw1—散熱器進水溫度（℃）

ta1—散熱器前的溫度，即環(huán)境溫度（℃）

K—散熱器的散熱系數(shù)（熱通過率，W/m2·℃）

A—散熱器的散熱面積（m2）

Ga—冷卻空氣流量（kg/h）

Va—冷卻空氣流速（m/s）

ρa—冷卻空氣密度（kg/m3）

Gw—冷卻液流量（kg/h）

Cpa—冷卻空氣比熱（W·h/（kg·℃）

Cpw—冷卻液比熱（W·h/（kg·℃）

在相同條件下，隨著海拔升高，冷卻空氣密度逐漸降低，通過散熱器的冷卻空氣流量 Ga也在減小，導致散熱器的散熱量Qw也隨之降低，整車冷卻系統(tǒng)性能變差，會導致發(fā)動機水溫升高甚至開鍋。為故障發(fā)生的主要原因。

b．風扇風量小

該車型匹配雙電子風扇總成，其性能風量要求為，DC12V±0.1V，靜壓120Pa條件下，風量≥4500m3/h，能夠通過平原地區(qū)整車熱平衡試驗。由于風扇采用有刷電機，且受限于空間布置，其扇葉不能再進行加大，若要提高風量，必須增大風扇的轉(zhuǎn)速，這樣會加速碳刷的磨損，降低電子風扇的使用壽命。因此不作為故障發(fā)生的主要因素。

c．氣壓低，冷卻液沸點低

不同海拔壓力下大氣環(huán)境參數(shù)變化見表3所示：

表3 大氣壓力與海拔關(guān)系

海拔越高，相對應(yīng)的冷卻液的沸點越低，由于環(huán)境因素不可改變，需從冷卻系統(tǒng)進行整改，故氣壓低為非主要因素。

d．壓力蓋開啟壓力小

對故障車膨脹水壺壓力蓋進行壓力開啟試驗測試，結(jié)果如表4所示：

表4 壓力蓋開啟壓力測試

由以上可推測出在海拔4000m處時，整車冷卻系統(tǒng)的壓力以及冷卻液的沸點（系統(tǒng)壓力=壓力蓋開啟壓力+大氣壓力），具體見表5所示：

表5 海拔4000m處冷卻液沸點

高原故障發(fā)生時冷卻液溫度約105℃（水溫表指示值），此時冷卻液已沸騰（發(fā)動機允許最高出水溫度為110℃），可知冷卻系統(tǒng)壓力過小，壓力蓋開啟壓力不滿足使用需求，為主要原因。

e．密封不嚴

在高原標定過程中，整車未發(fā)生漏水，說明系統(tǒng)密封較好，無泄露。不是噴水故障發(fā)生的原因。

f．冷卻液加注過多

標定過程中，車輛在保養(yǎng)加注冷卻液時，液面位于膨脹水壺最低與最高刻度線之間，加注量正常，不是噴水故障發(fā)生的原因。

1.2.3 主要原因

根據(jù)以上原因分析，可以知道影響該車型膨脹水壺噴水的主要原因為散熱器性能不足，不能滿足高原熱平衡的性能和膨脹水壺壓力蓋開啟壓力過小。

2、整改措施

2.1 對整改方案進行理論分析

2.1.1 提升散熱器性能

受限于整車布置，散熱器的長和寬方向沒有增大的空間，只能靠增加散熱器的芯厚提升散熱面積，達到提升性能的目的。將散熱器的芯厚由27mm增大至32mm，相應(yīng)的散熱器的翅片規(guī)格由2.6mm×6.3mm（波距×波高）改為2.6mm× 7.5mm，散熱面積由13.63m2增大至19m2。具體性能參數(shù)如表6所示：

表6 散熱器試驗數(shù)據(jù)

為了驗證冷卻系統(tǒng)性能是否能滿足高原地區(qū)使用要求，下面對整個冷卻系統(tǒng)進行理論計算。

（1）發(fā)動機需冷卻系統(tǒng)散發(fā)的熱量估算

該車型采用的熱平衡工況為常規(guī)工況，即高速工況和爬坡工況，由于車輛僅在爬坡工況時發(fā)生噴水故障，故以下計算僅對爬坡時進行校核。

爬坡工況要求，坡度 8.7%，環(huán)境溫度在 35℃時，發(fā)動機出水溫度不超過110℃。

a.爬坡工況下發(fā)動機的轉(zhuǎn)速ne

發(fā)動機轉(zhuǎn)速與汽車行駛速度之間的關(guān)系[4]為：

其中：Ua—汽車行駛速度，46.8km/h；

n—發(fā)動機轉(zhuǎn)速，rpm；

r—輪胎半徑，0.336m；

ig—變速器傳動比，該檔位下為1.223；

i0—主減速比，4.33；

由以上計算得出：n=2753rpm

b. 發(fā)動機輸出扭矩T計算

其中：Ft—汽車行駛阻力，為3854.5N

ηt—傳動效率，取0.92

功率點附件損失效率估取0.12），可得ηa值為0.95

計算得T=2000.4N·m

c.發(fā)動機功率（Ne）計算（可參見文獻4）

計算得Ne=57.78kW

d.散入冷卻系統(tǒng)的熱量Qw計算

根據(jù)內(nèi)燃機熱平衡原理，柴油機傳入冷卻系統(tǒng)的熱量即為冷卻系統(tǒng)應(yīng)帶走的熱量 Qw。冷卻系統(tǒng)散走的熱量受許多復(fù)雜因素的影響很難計算，預(yù)估Qw時，可用下列經(jīng)驗公式計算：

其中：η—傳給冷卻系統(tǒng)的熱量占燃料熱能的百分比，柴油機η=0.18-0.25，此處取0.23

ge—內(nèi)燃機燃料消耗率，0.23kg/kW.h

hu—燃料低熱值，柴油機取41870kJ/kg

k—修正系數(shù)，當進氣溫度高于 38℃時，每升高

5.5℃，計算的向發(fā)動機冷卻液的散熱量應(yīng)增加 1.5%，此車型進氣溫度約80℃，k取1.12

計算得Qw=47.82kJ。

（2）實際通過散熱器的冷卻液流量計算

表7 水泵試驗數(shù)據(jù)

該車型，水泵速比為 1.4，爬坡工況下發(fā)動機轉(zhuǎn)速為2753rpm，此時水泵轉(zhuǎn)速為3855rpm。水泵在不同轉(zhuǎn)速下的試驗數(shù)據(jù)見表7所列。

假定發(fā)動機水套阻力=散熱器水阻×8，該假定公式參考日本某公司發(fā)動機水阻計算方法（參考文獻3），可計算出整個冷卻系統(tǒng)的阻力值。散熱器試驗數(shù)據(jù)見表8所列：

表8 散熱器水阻數(shù)據(jù)

由以上數(shù)據(jù)可推斷出，水泵在不同轉(zhuǎn)速下，實際通過散熱器的冷卻液流量，如圖3所示，曲線交點即為該轉(zhuǎn)速下對應(yīng)的通過散熱器的冷卻液流量：

從圖3中可以讀取并繪制出水泵轉(zhuǎn)速—通過散熱器冷卻液流量曲線，如圖4所示：

當水泵轉(zhuǎn)速為3855rpm時，可以從圖4中讀取出通過散熱器的水流量為92L/min。

（3）通過散熱器的風量計算

該車型散熱器、冷凝器及中冷器布置位置如圖5所示。假定散熱器風阻為a，面積為b；中冷器風阻為c，面積為d；冷凝器面積為e，面積為f，則散熱器受冷凝器和中冷器影響下的風阻可采用面積加權(quán)法進行估算，計算經(jīng)驗公式為：散熱器、中冷器、冷凝器試驗數(shù)據(jù)見表9所列

表9 系統(tǒng)風阻

當散熱器的風阻等于風扇的靜壓時，散熱器的散熱量、風扇的吸風量才能滿足發(fā)動機的需求。電子風扇最高轉(zhuǎn)速下的試驗數(shù)據(jù)見表10所列：

表10 電子風扇數(shù)據(jù)

根據(jù)以上數(shù)據(jù)，可以得出當電子風扇在最高轉(zhuǎn)速下工作時通過散熱器的風量，即曲線的交點，風量為1.18m3/s，如圖6所示。

（4）散熱器實際的散熱量計算

由以上計算可知，爬坡工況時通過散熱器的冷卻液流量為92L/min，風量為1.18m3/s。散熱器的性能數(shù)據(jù)如表6所示，可作出散熱器在不同風速下的散熱量—冷卻液流量圖，如圖7所示。

由圖7可以得出，當散熱器冷卻液流量為92L/min時，散熱器的散熱量與風量的關(guān)系圖，如圖8所示。

當通過散熱器的風量為1.18m3/s時，此時，散熱器的散熱量為55.9kW，由圖8可得。

（5）散熱器的熱通過率計算

散熱器熱通過率試驗數(shù)據(jù)如表11所示：

表11 散熱器熱通過率

由表 11可作出不同水流量下的散熱器熱通過率與風量的關(guān)系圖，如圖9所示。從圖9中可以得出當散熱器的通風量為1.18m3/s時，可以得出不同水流量下的散熱器熱通過率，并繪制成曲線圖，如圖10所示。

由圖10可以得出，當散熱器水流量為92L/min，通過散熱器風量為 1.18m3/s時，此時散熱器的熱通過率為 96.4kJ/m2·h·℃。

（6）發(fā)動機出水溫度及液氣溫差計算

a．冷卻液的當量，其計算公式如下：

計算結(jié)果見表12所示：

表12 冷卻液當量

b．冷卻空氣的當量，其計算公式如下：

計算結(jié)果見表13所示：

表13 冷卻空氣當量

c．熱傳遞系數(shù)，其計算公式如下：

注：ε―NTU是“Effective Number of Heat Transfer Unit”的縮寫，它表示熱交換機的“關(guān)于熱傳遞大小”的無因次指標[5]。

通過計算得出ε=0.872

d．液氣溫差ΔT的計算

通過計算可得ΔT=72.9℃，環(huán)境溫度為35℃，發(fā)動機出水溫度為107.9；該車型發(fā)動機所要求的發(fā)動機最高出水溫度為 110℃，爬坡工況的環(huán)境溫度要求為 35℃，ΔT’基準液氣溫差為75℃。由ΔT＜ΔT’可知，該車型的冷卻系統(tǒng)能夠滿足高原地區(qū)的使用要求。

2.1.2 增大膨脹水壺壓力蓋開啟壓力

該車型的壓力蓋正壓開啟壓力設(shè)計值為（101±14.7）kPa，而該標定車的壓力蓋開啟最大值才45.6kPa，遠未達到設(shè)計要求。

要求廠家按照設(shè)計要求進行整改，此時在海拔4000m處冷卻系統(tǒng)的壓力范圍見表14所示。

表14 海拔4000m處系統(tǒng)壓力范圍

現(xiàn)有某冷卻液廠家提供的不同壓力下，50%冷卻液的沸點數(shù)據(jù)，如圖11所示，可以得出當壓力蓋開啟壓力值為（101 ±14.7）kPa時，冷卻液的沸點范圍是117.6℃—123.6℃。能夠滿足整車高原環(huán)境的使用要求。

2.2 整改方案確認

通過理論分析計算后，確認提升散熱器性能和增大膨脹水壺壓力蓋開啟壓力方案切實可行。

3、方案驗證

將整改后的樣件裝配到該車型上，再次進行了夏季高原標定。車輛一直到海拔約4700m處時，發(fā)動機水溫仍能夠保持在正常的工作區(qū)間，且膨脹水壺泄氣口處也未發(fā)生噴水故障。整車順利完成高原標定任務(wù)。

4、結(jié)束語

針對某車型膨脹水壺高原噴水問題，本文通過FTA分析的方法找到問題發(fā)生的主要原因。并制定整改措施，通過冷卻系統(tǒng)匹配計算，從理論上分析了優(yōu)化后的水箱能夠滿足高原熱平衡的使用要求；通過增大膨脹水壺壓力蓋的開啟壓力，保證了冷卻液在高原地區(qū)的沸點能夠滿足整車的使用需求。成功解決車輛高原噴水問題。

另外本文對冷卻系統(tǒng)匹配計算進行了適量優(yōu)化，將發(fā)動機進氣溫度對冷卻系統(tǒng)的影響進行量化；同時對整車系統(tǒng)風阻的估算進行了優(yōu)化，采用面積加權(quán)方法進行估算，與老的經(jīng)驗假定公式相比：系統(tǒng)風阻=散熱器風阻×3（參考文獻3），提高了理論計算的準確性。

[1] 林秉華.最新汽車設(shè)計實用手冊[M].哈爾濱：黑龍江人民出版社，2005:443—451.

[2] 《汽車工程手冊》編輯委員會.汽車工程手冊.設(shè)計篇[M].北京：人民交通出版社，2001:101—191.

[3] 武田信之.載貨汽車設(shè)計[M].方泳龍譯.北京：人民交通出版社，1997.

[4] 余志生.汽車理論[M].第5版.北京：機械工業(yè)出版社，2009.

[5] 德國BOSCH公司.BOSCH汽車工程手冊[M].第2版.顧柏良譯.北京：北京理工大學出版社，2004：465—470.

The analysis of coolant sprayed from the expansion kettle and improving the performance of the cooling system

Liu Shaolei, Ma Xiaoyu, Liu Congcong, Wu Changqing
(Commercial Vehicle Research Institute, Anhui Jianghuai Automobile Co., Ltd., Anhui Hefei 230601）

When we calibrated the vehicle in the plateau,the coolant was sprayed from the mouth of the expansion kettle and occurred repeatedly.In order to solve this problem,we successfully find the reasons that the performance of the cooling system is insufficient and the pressure of the pressure cap is too low by using the method of FTA analysis.The problem is successfully solved after improve the performance of the cooling system and increase the open pressure of the pressure cap.

calibrate；expansion kettle；cooling system; pressure cap

U464

A

1671-7988(2015)05-91-06

劉韶雷，就職于安徽江淮汽車股份有限公司商用車研究院。