劉寧等

摘要：利用一維數值分析與整車熱平衡試驗解決某車型發(fā)動機出水溫度過高的問題。以整車許用環(huán)境溫度為評價指標，考慮發(fā)動機臺架熱平衡數據為邊界，搭建整車冷卻系統換熱分析模型并基于整車熱平衡試驗進行標定。通過分析得出風量是影響許用環(huán)境溫度的主要因素，從風扇性能優(yōu)化與空氣側流通條件改善兩方面提高某車型許用環(huán)境溫度。結果表明：外特性最大扭矩點工況下，新型無輪轂風扇提高許用環(huán)境溫度2.5℃；前下擋網結構優(yōu)化與空濾器右置方案分別提高許用環(huán)境溫度1.7℃和2.4℃，經過優(yōu)化該車許用環(huán)境溫度滿足設計要求。

關鍵詞：一維；冷卻系統；許用環(huán)境溫度；性能優(yōu)化

中圖分類號：U464 文獻標識碼：A 文章編號：1005-2550（2018）01-0059-06

前言

一維仿真方法在冷卻系統部件匹配與參數設計中廣泛應用，能有效縮短產品開發(fā)周期與節(jié)約成本。針對道路試驗反饋某車型發(fā)動機低轉速下出現水溫過高的問題，分析其原因是該車匹配大馬力發(fā)動機后現有冷卻系統散熱能力不足。本文利用一維仿真方法，考慮整車許用環(huán)境溫度作為評價指標，確定了以提高風量作為改進方向，最后通過整車熱平衡試驗驗證了改進效果，較好的解決了發(fā)動機水溫過高的問題。

1冷卻系統建模與分析

1.1發(fā)動機臺架熱平衡試驗

為準確獲取發(fā)動機各部件散熱量數值，進行發(fā)動機臺架熱平衡試驗，試驗場景如圖1所示。發(fā)動機總成不帶風扇，調溫器強制全開，穩(wěn)定時測量外特性工況下數據。

圖2是外特性工況下某發(fā)動機熱平衡熱量分布曲線。選取最大扭矩點和最大功率點作為計算工況點，由圖2曲線獲取散熱器、中冷器、機冷器部件換熱數據，作為模型的計算邊界，見表1。對比發(fā)現，大馬力發(fā)動機冷卻液散熱量大幅增加，導致原有冷卻系統能力不足，帶來發(fā)動機水溫過高的問題。

1.2基于KULI的發(fā)動機冷卻系統建模

發(fā)動機冷卻系統布置如圖3所示，冷卻液流動方向為上下橫流，中冷空氣流動方向為左右橫流，空氣傳遞路徑為冷凝器、中冷器、散熱器、護風圈、風扇、機艙等。冷卻各部件幾何參數和位置由設計數據獲取。

建立的冷卻系統建模分為液側模型（圖4）和氣側模型（圖8所示）所示。發(fā)動機換熱量直接通過“熱源”模型定義，液側模型有散熱器熱交換、機油冷卻熱交換、中冷空氣熱交換三個換熱過程。各換熱元件換熱特性，根據臺架試驗數據定義其換熱效率。圖5和圖6分別是散熱器和中冷器的換熱曲面。圖7是液側各部件的流阻熱性曲線，水套、節(jié)溫器流阻特性曲線由發(fā)動機臺架熱平衡試驗獲取，散熱器流阻特性通過臺架試驗獲取。

空氣側各部件風阻特性由臺架試驗獲取，如圖9所示。風扇性能曲線由風扇臺架試驗獲取，如圖10所示。

發(fā)動機艙內壓力損失定義為BIR值，通過橫坐標為風量，縱坐標為壓力損失的二次曲線定義，二次曲線常數項根據整車熱平衡試驗進行標定。主要原理是當機艙布置確定后，壓力損失也隨之確定，可根據整車熱平衡試驗得到的許用環(huán)境溫度為目標，反向求解BIR值。某車型為擴展新產品，僅機艙布置環(huán)境發(fā)生部分變化，BIR值根據傳統數據庫取經驗值15，環(huán)境溫度為33℃，運行模型，得到最大扭矩點工況下許用環(huán)境溫度計算結果為35.1℃，最大功率點工況下許用環(huán)境溫度計算結果為47.5℃。

圖11是某車型環(huán)境倉整車熱平衡試驗場景，試驗工況與計算工況相同，試驗環(huán)境溫度盡量保持恒定且與仿真設置數值相同。對比試驗與仿真結果見表2，可見試驗值與計算值偏差均在2℃以內，這還包括試驗環(huán)境溫度偏差，表明上述仿真準確度較高。進一步地修正BIR值為20，保證仿真結果與試驗值吻合。另外，從試驗結果得知最大扭矩工況下整車許用環(huán)境溫度為33.9℃，與某批量生產車型許用環(huán)境溫度38℃相比，太低，熱平衡試驗結論與道路試驗的反饋是吻合的。因此，后續(xù)必須確認改進方向，提出具體解決方案并驗證改進效果。

1.3冷卻性能影響因素分析

某車型散熱器布置空間有限，無法加大散熱器，考慮從增加冷卻液流量和風量兩方面提高許用環(huán)境溫度。通過對最大扭矩工況下仿真分析，得出許用環(huán)境溫度與水流量關系如圖12所示?？梢钥闯觯鋮s液流量從200L/min增大到350L/min，許用環(huán)境溫度由32.2℃增大到34.5℃，冷卻液流量繼續(xù)增大，許用環(huán)境溫度反而降低，表明一定范圍內增大冷卻液流量是可行的，盲目增大冷卻液流量提高許用環(huán)境溫度的措施不可取。最大扭矩工況下該車冷卻液流量為220L/min，根據現有平臺可選擇大排量水泵使冷卻液流量增大至260L/min，許用環(huán)境溫度提高0.7℃，與設計要求差距較大，這也表明該冷卻系統水流量足夠，因此增加冷卻液流量方案不可行。

許用環(huán)境溫度與風量關系如圖13所示，可以看出許用環(huán)境溫度隨風量增大而迅速提高。整車熱平衡試驗耦合KULI標定后的風量計算結果為2.7m³/s，許用環(huán)境溫度要達到38℃設計要求，風量需提高至2.94m³/s，提高10%以上。常見的風量提升的措施有風扇升速，加大風扇直徑。風扇升速消耗發(fā)動機功率同時降低噪聲水平，風扇直徑加大需求較大布置空間同時整車重量成本增加。本文選擇從風扇性能優(yōu)化與空氣側流通條件改善兩方面提高某車型許用環(huán)境溫度。

2冷卻系統性能優(yōu)化

2.1新型無輪轂風扇

新開發(fā)φ760mm無輪轂風扇，見圖14風扇結構參數對比見表3。

通過風扇臺架試驗獲取風扇風量一靜壓曲線，對比最大扭矩工況下無輪轂風扇與環(huán)形風扇性能如圖15。經過軟件仿真，新開發(fā)的無輪轂風扇許用環(huán)境溫度提高2.5℃，為36.4℃，如圖16所示，仍不滿足要求，需進一步提高。

2.2空氣側流通條件改善

空氣側模塊主要是指前端格柵擋網模塊與發(fā)動機艙周圍布置模塊。某車型在前臉造型階段就優(yōu)化了格柵結構，并考慮車速為90kM/h工況下進行了整車空氣側CFD分析（見圖17），數據結果（見表4）表明冷卻模塊進風量較原車型有提高，但是該車試驗中仍然出現了發(fā)動機水溫過高的問題。若再次變更格柵結構，造成模具投入嚴重浪費，所以對格柵不再作優(yōu)化。

保險杠下檔網開孔密集，通過臺架試驗獲取壓降特性，并與冷卻模塊各總成風阻特性對比見圖18，下檔網阻力處于較大水平，存在優(yōu)化空間。改進下檔網結構如下圖19，試制新結構擋網實車換裝，進行整車熱平衡試驗效果驗證。

部分空氣通過駕駛室后圍排出，空濾器布置位置影響后圍空氣流通，重新布置空濾器，改為右側布置，方案見圖20。實車換裝空濾器布置方案，進行熱平衡試驗效果驗證。

圖21為熱平衡試驗結果，可見，兩次優(yōu)化后的冷卻系統許用環(huán)境溫度為38.1℃，與生產車型相當，較好的解決該車發(fā)動機出水溫度較高的問題。

3結論

1.利用發(fā)動機熱平衡試驗獲取各部件換熱量邊界，利用臺架試驗獲取散熱器、風扇等性能曲線，利用整車熱平衡試驗進行標定，基于試驗數據建立的一維模型是準確的。

2.仿真結果表明風量提高10%以上許用環(huán)境溫度才可滿足要求，對應的解決方案為新型無輪轂風扇提高許用環(huán)境溫度2.5℃；前下擋網結構優(yōu)化與空濾器右置方案分別提高許用環(huán)境溫度1.7℃和2.4℃。

3.運用一維數值分析結合整車熱平衡試驗的方法解決冷卻系散熱不足問題是可行的，可有效應用于產品發(fā)開中，提高效率。

4.需進一步探索一維數值分析與三維空氣動力學聯合仿真的方法，在概念設計階段建立格柵造型、機艙布置等空氣側影響因素與發(fā)動機水溫等各參數的相關性，試驗前通過虛擬仿真預測主要影響因素，縮短產品開發(fā)周期。