孫曉霞，邵春鳴，王國(guó)柱，楊德友，劉建峰

(中國(guó)北方車(chē)輛研究所，北京 100072)

我國(guó)地域遼闊，是世界上高原面積占有率最大的國(guó)家，海拔1000～2000 m的高原面積占國(guó)土面積的25%，2000～3000 m高原面積占7%，3000 m以上占26%.其中云貴、青藏、帕米爾高原面積總計(jì)2.7×106km2，平均海拔在2000～4500 m［1］.環(huán)境溫度和壓力隨著海拔高度的上升而逐漸降低，相應(yīng)地大氣密度也隨之降低，通常情況下海拔高度每上升1000 m，大氣密度將降低8%～9%，海拔4000 m以上時(shí)大氣密度下降幅度較大，從而造成高原環(huán)境下，雖然進(jìn)入車(chē)輛冷卻系統(tǒng)的大氣體積流量不會(huì)發(fā)生太大的變化，但質(zhì)量流量會(huì)隨著海拔高度的升高而顯著降低，導(dǎo)致冷卻系統(tǒng)氣側(cè)的冷卻能力也將隨著海拔高度的升高而急劇下降，使得車(chē)輛在高原行駛過(guò)程中經(jīng)常出現(xiàn)過(guò)熱的現(xiàn)象.針對(duì)這一特點(diǎn)，開(kāi)展了某型特種車(chē)輛的高原適應(yīng)性仿真研究.

以某型特種車(chē)輛冷卻系統(tǒng)為研究對(duì)象，分析高原環(huán)境下冷卻系統(tǒng)性能的影響因素.在理論分析的基礎(chǔ)上，根據(jù)冷卻方案在GT平臺(tái)下建立冷卻系統(tǒng)一維仿真模型，通過(guò)參數(shù)化仿真定量研究高原情況下冷卻系統(tǒng)的性能變化.

1 冷卻系統(tǒng)傳熱性能分析

1.1 冷卻系統(tǒng)方案

根據(jù)該車(chē)輛熱源部件的工作需求，冷卻系統(tǒng)采用轉(zhuǎn)向油散熱器、傳動(dòng)油散熱器和發(fā)動(dòng)機(jī)水散熱器并聯(lián)布置方案，如圖1所示.氣路由兩個(gè)混流排風(fēng)扇來(lái)驅(qū)動(dòng)循環(huán)，最終熱量經(jīng)由散熱器模塊散到外界環(huán)境中.

圖1 冷卻系統(tǒng)原理圖

1.2 高原環(huán)境大氣熱力學(xué)參數(shù)對(duì)冷卻系統(tǒng)冷卻能力的影響

冷卻系統(tǒng)中采用板翅式緊湊散熱器，并采用混流排風(fēng)扇強(qiáng)制冷卻方式.

散熱器內(nèi)部冷流(空氣)和熱流(冷卻液)的冷卻傳熱可采用公式(1)～(3)進(jìn)行計(jì)算［2］.

式中:Qa、Qc和Qr分別為空氣、冷卻液和散熱器的散熱量;ma和mc分別為空氣和冷卻液的質(zhì)量流量;cpa和cpc分別為空氣和冷卻液的比熱容;T'a和T″a分別為空氣入口和出口溫度;T'c和T″c分別為冷卻液入口和出口溫度.

式中:Kr為散熱器的傳熱系數(shù);Ar為散熱器的傳熱面積;ΔTm為散熱器的對(duì)數(shù)平均溫差.

板翅式散熱器和大氣接觸的散熱翅片，在傳熱計(jì)算上可以當(dāng)作肋處理，傳熱系數(shù)為:

式中:hh和hc分別為熱流體與內(nèi)側(cè)光表面之間的換熱系數(shù)和外側(cè)冷流體與肋表面之間的換熱系數(shù);δ和λ分別為肋的厚度及其導(dǎo)熱系數(shù);β為肋化系數(shù);η為肋總效率.

綜上可得高原環(huán)境對(duì)于冷卻系統(tǒng)的影響主要表現(xiàn)在以下幾個(gè)方面:

1)海拔高度對(duì)對(duì)數(shù)平均溫差的影響.隨著海拔高度的升高，環(huán)境溫度即散熱器冷側(cè)入口溫度降低使得散熱器的對(duì)數(shù)平均溫差升高，有利于提高散熱器的散熱量.

2)海拔高度對(duì)冷卻排風(fēng)扇散熱能力的影響.隨著海拔高度的升高，環(huán)境壓力降低使得大氣密度降低，在假設(shè)體積流量不變的情況下，風(fēng)扇質(zhì)量流量隨密度降低而降低，導(dǎo)致冷卻系統(tǒng)氣側(cè)散熱能力降低，系統(tǒng)熱平衡溫度升高.

3)海拔高度對(duì)散熱器自身傳熱系數(shù)的影響.散熱器的散熱能力主要取決于傳熱系數(shù)Kr，而δ、λ、β和η等參數(shù)由散熱器結(jié)構(gòu)決定，與大氣熱力學(xué)參數(shù)無(wú)關(guān);熱側(cè)流體在管內(nèi)流動(dòng)，因此熱側(cè)的對(duì)流換熱系數(shù)也與大氣狀態(tài)無(wú)關(guān)，所以影響傳熱系數(shù)Kr的主要因素是大氣側(cè)即冷側(cè)換熱系數(shù)hc的變化.

換熱系數(shù)hc與各物理量的關(guān)系可由下述準(zhǔn)則方程導(dǎo)出［3］.努塞爾數(shù)的定義式為:

式中:de為當(dāng)量直徑.

在工程計(jì)算中，常采用傳熱因子j計(jì)算換熱系數(shù)，j與Nu的關(guān)系式為:

式中:Re為雷諾數(shù);Pr為普朗特?cái)?shù).

綜合公式(4)和公式(5)可得:

對(duì)于空氣側(cè)來(lái)說(shuō)，流體的流動(dòng)狀態(tài)一般為紊流.根據(jù)散熱器中散熱帶形狀和結(jié)構(gòu)的不同，傳熱因子j的表達(dá)式也不同，但都具有共同的規(guī)律性即與Re的指數(shù)成比例關(guān)系［4-6］.

空氣的Pr約為0.7，可視為常數(shù)，綜合上述公式并合并常數(shù)項(xiàng)為C，可得:

式中:C和n為無(wú)因次常數(shù).

雷諾數(shù)的定義式為:

式中:u為空氣流速;l為特征長(zhǎng)度(當(dāng)量直徑de);μ為空氣的動(dòng)力粘度，整理可得:

其中，de與海拔高度無(wú)關(guān)，u、μ和λ隨海拔高度的變化不大，只有空氣密度ρ隨海拔高度的上升而明顯減小，從而使得換熱系數(shù)hc隨海拔高度的升高而顯著減小，因而散熱器的傳熱系數(shù)Kr隨海拔高度的升高而減小.

綜合以上定性分析，高原情況下，冷卻系統(tǒng)散熱能力的變化需要綜合考慮上述3方面的因素，具體評(píng)價(jià)其散熱能力的升高或下降需要定量地研究該3者對(duì)系統(tǒng)的影響，因此本次研究中基于GT平臺(tái)下的熱管理模塊，搭建整車(chē)?yán)鋮s系統(tǒng)模型，通過(guò)仿真對(duì)高原環(huán)境下冷卻系統(tǒng)的散熱能力的變化進(jìn)行定量的研究.

2 冷卻系統(tǒng)仿真模型

根據(jù)系統(tǒng)方案，在GT平臺(tái)下搭建車(chē)輛冷卻系統(tǒng)仿真模型，如圖2所示.通過(guò)該仿真模型綜合匹配水側(cè)和氣側(cè)的壓力和流量分配，研究系統(tǒng)傳熱過(guò)程中及達(dá)到熱平衡后的綜合散熱情況.

圖2 冷卻系統(tǒng)仿真模型

2.1 外界環(huán)境模型

GT平臺(tái)下的環(huán)境模塊通過(guò)公式(10)建立外界環(huán)境模型，該模型可以模擬計(jì)算不同海拔高度條件下大氣的溫度和壓力等熱力學(xué)參數(shù)［7］.

式中:T為折算溫度;T0為由特征溫度決定的初始溫度;ΔZ為海拔高度與參考海拔高度的高度差;P為折算壓力;P0為由特征壓力決定的初始?jí)毫?g為重力加速度;R為氣體常數(shù).

2.2 水泵模型

冷卻系統(tǒng)中水泵由發(fā)動(dòng)機(jī)機(jī)械驅(qū)動(dòng).仿真中采用PumpSimple模塊基于公式(11)建立水泵模型.

式中:V為水泵體積流量;V0為水泵初始體積流量;Vr為水泵額定體積流量;Δp為水泵揚(yáng)程;Δp0為水泵初始揚(yáng)程;Δpr為水泵額定揚(yáng)程;a為由水泵額定體積流量、初始揚(yáng)程和額定揚(yáng)程決定的系數(shù).

2.3 風(fēng)扇模型

冷卻系統(tǒng)采用單一混流式排風(fēng)扇，同樣應(yīng)用試驗(yàn)數(shù)據(jù)建立風(fēng)扇仿真模型.仿真進(jìn)行前，GT環(huán)境會(huì)對(duì)輸入的風(fēng)扇特性數(shù)據(jù)進(jìn)行相應(yīng)的擬合處理，具體如圖3所示.該方法建立的風(fēng)扇模型重點(diǎn)放在風(fēng)扇的輸入、輸出特性上，而略去其內(nèi)部復(fù)雜的物理過(guò)程，該建模方法的優(yōu)點(diǎn)是其適用于所有類(lèi)型的風(fēng)扇.

圖3 風(fēng)扇特性曲線(xiàn)

2.4 散熱器模型

仿真中散熱器通過(guò)HxMaster和HxSlave模塊進(jìn)行建模.該模型可以應(yīng)用于平行流、對(duì)流以及交叉流散熱器.當(dāng)HxMaster模塊和HxSlave模塊配對(duì)連接完成后，可針對(duì)不同流體和散熱器結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行傳熱計(jì)算，具體如公式(12)和公式(13)所示.

式中:Tw為壁面溫度;Q為散熱量;h為對(duì)流換熱系數(shù);A為換熱面積;ΔT為流體和壁面間的對(duì)數(shù)平均溫差;ρw為壁面材料的密度;V為壁面材料的體積;Cpw為壁面材料比熱容;M、S分別代表HxMaster模塊和HxSlave模塊.

流體和壁面之間的換熱量通過(guò)相應(yīng)的努塞爾數(shù)關(guān)聯(lián)式定義的對(duì)流換熱系數(shù)來(lái)計(jì)算:

式中:U為流體流速;L為參考長(zhǎng)度;k為流體導(dǎo)熱系數(shù);ρf為流體密度;μf為流體的動(dòng)力粘度;cpf為流體比熱容;m為無(wú)因次常數(shù).

3 仿真結(jié)果分析

根據(jù)所建立的仿真模型，研究不同海拔高度(0～4500 m)情況下冷卻系統(tǒng)散熱影響因素的變化關(guān)系.仿真過(guò)程中建立以下兩個(gè)假設(shè):1)通過(guò)優(yōu)化匹配或進(jìn)氣補(bǔ)償?shù)仁侄?，使得發(fā)動(dòng)機(jī)在高原工況下不降低功率運(yùn)行，發(fā)動(dòng)機(jī)散熱量保持不變;2)當(dāng)達(dá)到熱平衡狀態(tài)后，風(fēng)扇的體積流量不隨海拔高度的變化而改變.

圖4是不同海拔高度下的大氣密度、壓力及外界環(huán)境溫度的變化曲線(xiàn).環(huán)境溫度隨海拔高度的升高而降低，從而使得散熱器氣側(cè)入口溫度降低，導(dǎo)致對(duì)數(shù)平均溫差有增大的趨勢(shì).大氣密度也隨海拔高度的升高而降低，從而使得散熱器氣側(cè)對(duì)流換熱系數(shù)降低，導(dǎo)致散熱器的傳熱系數(shù)降低.海拔1000～4500 m情況下，發(fā)動(dòng)機(jī)水散熱器、轉(zhuǎn)向油散熱器及傳動(dòng)油散熱器的傳熱系數(shù)比平原情況下降低了約8.2%～35.3%、8.1%～34.3%及7.5%～33.8%，如圖5所示.同時(shí)，隨著密度的降低，在假定風(fēng)扇體積流量不變的情況下，風(fēng)扇質(zhì)量流量也隨之降低，如圖6所示.風(fēng)扇質(zhì)量流量降低導(dǎo)致流經(jīng)散熱器后，氣側(cè)的溫度變化增大，從而導(dǎo)致對(duì)數(shù)平均溫差有減小的趨勢(shì).同時(shí)氣側(cè)的散熱能力降低還導(dǎo)致液側(cè)熱平衡溫度的升高，從而導(dǎo)致對(duì)數(shù)平均溫差有增大的趨勢(shì).在散熱器氣側(cè)入口溫度降低、出口溫度升高及液側(cè)入口溫度升高的綜合作用下，散熱器對(duì)數(shù)平均溫差隨海拔高度的升高而增大.海拔1000～4500 m情況下，發(fā)動(dòng)機(jī)水散熱器、轉(zhuǎn)向油散熱器及傳動(dòng)油散熱器的對(duì)數(shù)平均溫差分別比平原情況下增加了約8.2%～50.6%、5.7%～33.6%及5.8%～34.0%，如圖7所示.

圖4 不同海拔高度下大氣密度、壓力及外界環(huán)境溫度的變化

圖5 不同海拔高度下散熱器傳熱系數(shù)比平原降低百分比變化曲線(xiàn)

圖6 不同海拔高度下風(fēng)扇質(zhì)量流量降低百分比變化曲線(xiàn)

圖7 不同海拔高度下散熱器對(duì)數(shù)平均溫差比平原增大百分比變化曲線(xiàn)

在對(duì)數(shù)平均溫差增大和傳熱系數(shù)降低的綜合影響下，發(fā)動(dòng)機(jī)水散熱器、轉(zhuǎn)向油散熱器及傳動(dòng)油散熱器的散熱能力隨著海拔高度的升高而降低，如圖8所示.散熱器散熱能力的降低導(dǎo)致系統(tǒng)達(dá)到熱平衡狀態(tài)時(shí)液側(cè)的熱平衡溫度升高.仿真結(jié)果表明，對(duì)于該并聯(lián)散熱結(jié)構(gòu)而言，高原情況下(1000～4500 m)，由于油散的設(shè)計(jì)裕度較大，轉(zhuǎn)向油和傳動(dòng)油的散熱均可以滿(mǎn)足設(shè)計(jì)要求，在海拔高度4500 m情況下，轉(zhuǎn)向油溫為113°C(比平原升高了4°C)，低于設(shè)計(jì)要求115°C，如圖9所示;傳動(dòng)油溫為133°C(比平原升高了10°C)，低于設(shè)計(jì)要求135°C，如圖10所示.但是水系中，發(fā)動(dòng)機(jī)出口溫度隨著海拔的升高而升高，超出了發(fā)動(dòng)機(jī)的散熱設(shè)計(jì)約束110°C，并且變化為非線(xiàn)性的.在3000 m以下時(shí)，溫度升高較為緩慢，3000以上情況下，溫度隨海拔高度的升高而急劇升高，如圖11所示.

圖8 不同海拔高度下散熱器散熱能力比平原降低百分比變化曲線(xiàn)

圖9 不同海拔高度下轉(zhuǎn)向油溫變化曲線(xiàn)

圖10 不同海拔高度下傳動(dòng)油溫變化曲線(xiàn)

圖11 不同海拔高度下發(fā)動(dòng)機(jī)出口水溫變化曲線(xiàn)

變參數(shù)仿真中，通過(guò)假設(shè)發(fā)動(dòng)機(jī)降功率運(yùn)行熱負(fù)荷降低和假設(shè)風(fēng)扇體積流量可調(diào)性增大兩種方式來(lái)降低系統(tǒng)熱平衡溫度，使其滿(mǎn)足設(shè)計(jì)要求.變發(fā)動(dòng)機(jī)散熱量仿真結(jié)果表明，在3000～4500 m高原情況下，為了滿(mǎn)足系統(tǒng)的散熱需求，發(fā)動(dòng)機(jī)散熱量分別需要降低為平原的88%～94%，具體對(duì)比關(guān)系如圖12所示.變風(fēng)扇體積流量仿真結(jié)果表明，在3000～4500 m高原情況下，為了滿(mǎn)足系統(tǒng)的散熱需求，風(fēng)扇的體積流量需要比調(diào)速前增加7.5%～15.2%，對(duì)比關(guān)系如圖13所示.

圖12 不同海拔高度下發(fā)動(dòng)機(jī)熱負(fù)荷改變前后出口水溫變化曲線(xiàn)

圖13 不同海拔高度下風(fēng)扇體積流量改變前后發(fā)動(dòng)機(jī)出口水溫變化曲線(xiàn)

4 結(jié)論

1)以某型特種車(chē)輛冷卻系統(tǒng)為研究對(duì)象，分析了高原環(huán)境下冷卻系統(tǒng)散熱性能的影響因素.在理論分析的基礎(chǔ)上，根據(jù)冷卻方案通過(guò)試驗(yàn)數(shù)據(jù)和數(shù)學(xué)模型相結(jié)合的方法在GT平臺(tái)下建立了一維冷卻系統(tǒng)仿真模型.平原情況下，該模型對(duì)冷卻系統(tǒng)的流量、溫度和壓力模擬與實(shí)際相符合，驗(yàn)證了采用GT一維仿真的有效性和可行性.

2)通過(guò)參數(shù)化仿真，定量分析了高原環(huán)境下各參數(shù)對(duì)冷卻系統(tǒng)性能的影響關(guān)系.綜合各參數(shù)(散熱器對(duì)數(shù)平均溫差、傳熱系數(shù)以及風(fēng)扇冷卻風(fēng)量)變化對(duì)冷卻系統(tǒng)的影響，研究冷卻系統(tǒng)不同海拔高度下的適應(yīng)能力.研究結(jié)果表明:對(duì)于該并聯(lián)散熱結(jié)構(gòu)，發(fā)動(dòng)機(jī)水散熱器、轉(zhuǎn)向油散熱器及傳動(dòng)油散熱器的散熱能力均隨著海拔高度的升高而下降.由于油散的設(shè)計(jì)裕度較大，在高原情況下仍可以滿(mǎn)足油路的散熱需求，但是水系的熱平衡溫度在高原情況下超出了發(fā)動(dòng)機(jī)的散熱約束，導(dǎo)致發(fā)動(dòng)機(jī)過(guò)熱.針對(duì)這一情況，通過(guò)變參數(shù)仿真定量研究了發(fā)動(dòng)機(jī)熱負(fù)荷降低和風(fēng)扇體積流量可調(diào)性增加兩種途徑解決發(fā)動(dòng)機(jī)過(guò)熱問(wèn)題.變參數(shù)仿真結(jié)果表明:在3000～4500 m高原情況下，為了滿(mǎn)足系統(tǒng)的散熱需求，發(fā)動(dòng)機(jī)散熱量分別需要降低為平原的88%～94%;或者在發(fā)動(dòng)機(jī)熱負(fù)荷不變的情況下，風(fēng)扇體積流量需要比調(diào)速前增加7.5%～15.2%.

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