吳義磊，趙狐龍，高蒙蒙，劉建祥

（安徽江淮汽車集團股份有限公司技術(shù)中心，安徽 合肥 230601）

前言

汽車?yán)鋮s系統(tǒng)的作用是使運轉(zhuǎn)中的發(fā)動機得到適度冷卻，使其在最適宜的溫度范圍內(nèi)工作。發(fā)動機如果冷卻不足，發(fā)動機功率將下降，機油受熱而失效，各機件也可能因高溫致使機械強度下降；如果冷卻過渡，熱量散失過多，發(fā)動機動力性、經(jīng)濟性下降，機油黏度加大，運動件間的摩擦阻力加大，磨損加劇。因此，一個性能優(yōu)異的汽車?yán)鋮s系統(tǒng)，尤其是在高溫地區(qū)市場（如：新疆吐魯番、伊朗、科威特等地區(qū)）顯得尤為重要。

1 設(shè)計目標(biāo)

針對國內(nèi)外高溫地區(qū)市場（如：新疆吐魯番、伊朗、科威特等地區(qū)），為滿足客戶指定工況下對車輛動力性和舒適性的要求，設(shè)定設(shè)計目標(biāo)，同時要求爬坡和高速工況水溫不超標(biāo)（110℃），同時考慮到客戶的舒適度、駕駛體驗和安全性等因素，不允許“斷空調(diào)”和“限扭”發(fā)生。

表1 車輛的使用條件與水溫要求

2 冷卻系統(tǒng)散熱量計算

2.1 車輛參數(shù)信息（見表2）

2.2 行駛驅(qū)動力需求扭矩及轉(zhuǎn)速計算

根據(jù)車輛勻速爬坡阻力計算公式：

圖1 車輛爬坡示意圖

Ff—勻速爬坡阻力

F0、F1、F2—車輛風(fēng)阻系數(shù)

G—整車重力

V—車速

表2 整車參數(shù)信息

將參數(shù)帶入公式（1），得出爬坡工況車輛阻力：Ff=2403N；高速工況車輛阻力：Ff=1071N。根據(jù)扭矩公式：

Ft—牽引力

N邊—輪邊扭矩

R—輪胎半徑

Ne—發(fā)動機扭矩

i—傳動比（變速箱加主減速器）

n—發(fā)動機轉(zhuǎn)速

V—車速

η—傳動系效率

將參數(shù)帶入公式（2）和（3），得

爬坡工況發(fā)動機扭矩為：Ne=140.5N.m、轉(zhuǎn)速為：n=2664r/min；

高速工況發(fā)動機扭矩為：Ne=157.4N.m、轉(zhuǎn)速為：n=2492r/min。

2.3 壓縮機需求扭矩計算

已知 2.0T發(fā)動機匹配空調(diào)壓縮機功率為 3Kw，根據(jù)公式（4）計算出發(fā)動機在驅(qū)動壓縮機時損耗的扭矩：

N'—發(fā)動機用于克服道路行駛阻力扭矩

N—發(fā)動機扭矩

P—發(fā)動機功率

計算得

爬坡工況：N爬=151.3 N.m；高速工況：N高=168.9 N.m。

2.4 發(fā)動機輸出扭矩與轉(zhuǎn)速計算

修正發(fā)動機真實輸出扭矩，整理如下。

表3 工況對應(yīng)發(fā)動機扭矩和轉(zhuǎn)速信息

2.5 工況下散熱器散熱需求計算

通過臺架熱平衡測試數(shù)據(jù)，利用插值法，計算爬坡和高速工況下的散熱器散熱量。

表4 某型號發(fā)動機臺架熱平衡測試數(shù)據(jù)

爬坡工況散熱器散熱量為： QW爬=30kw；高速工況散熱器散熱量為：QW高=32kw。在散熱器設(shè)計期間，往往要留有5%～25%的散熱量余量[1]，取 10%，則 QW爬=33kw；QW高=35.2kw。

3 風(fēng)側(cè)邊界計算

圖2 新造型前保杠與聚風(fēng)板結(jié)構(gòu)

利用CFD分析工具，分析新造型（更新前保杠和聚風(fēng)板，中冷器、冷凝器、散熱器和風(fēng)扇數(shù)據(jù)不變）。

圖3 截面流速分布圖

表5是車速為30km/h、60km/h和130km/h時的計算風(fēng)量。

表5 新造型CFD風(fēng)量分析結(jié)果

根據(jù)冷凝器的換熱特性（中心試驗），差值出車速60km/h和130km/h時，冷凝器的散熱量為：10.5kw和15.3kw。根據(jù)公式（5）計算出爬坡和高速兩種工況空氣進入冷凝器前后的溫差=14℃；=12℃。

Q—換熱器換熱量

Ca—空氣比熱容（取1.047kJ/kg·℃）

ma—空氣質(zhì)量流量

圖4 冷凝器換熱曲線

4 散熱器換熱量校核

根據(jù)換熱公式和散熱器效率公式，計算散熱量：

K—散熱器效率（0.6～0.7，取0.7）

Ta1、Ta2—散熱器進、出風(fēng)溫度

TW1、TW2—散熱器進、出水溫度

整理邊界條件：

表6 邊界條件

將公式（6）帶入公式（5）得散熱器散熱量計算公式：

將邊界條件帶入公式（7）計算得：

爬坡工況不滿足需求；同理，高速工況為 46.7kw＞35.2kw，滿足需求。

5 優(yōu)化要因確認

爬坡工況狀態(tài)信息整理：

表7 爬坡工況狀態(tài)信息

基于整車的開發(fā)設(shè)計與市場適應(yīng)性需求，因素 1、3、5不可變動，只有通過優(yōu)化因素2、因素4和因素6來改善整車熱平衡。

若要滿足爬坡工況熱平衡要求，散熱器總散熱量應(yīng)提高（33-27.4）/33=20.4%。通過公式（7）計算得，單獨通過優(yōu)化散熱器進風(fēng)溫度，需降低到48.5℃；單獨通過優(yōu)化散熱器進風(fēng)量，需提升到0.883kg/s；單獨通過提升散熱器效率，需提升到0.843。

降低散熱器進風(fēng)溫度，需調(diào)整冷凝器的結(jié)構(gòu)形狀或布置位置，改制困難，暫不考慮此方案；根據(jù)經(jīng)驗，散熱器效率在 0.7基礎(chǔ)上很難再做提升。所以提高散熱器進風(fēng)量是最為有效可行的方法。

6 優(yōu)化方案分析

6.1 優(yōu)化方案識別

提高散熱器進風(fēng)量目標(biāo)分解：

表8 優(yōu)化目標(biāo)分解

本次研究已是基于新造型（增大格柵開口面積、優(yōu)化聚風(fēng)板）車型，所以1、2兩項提升空間較?。?CFD（車速60km/h）分析以及新疆道路（爬坡工況）測試均證明，優(yōu)化密封方案在中低車速下效果欠佳，所以提升進氣效率方法不可行。

降低風(fēng)阻勢必要優(yōu)化冷凝器、散熱器的結(jié)構(gòu)，一定程度上會影響甚至降低換熱器的換熱能力，計算復(fù)雜可行性差，暫不作考慮。

綜上所述排除，可行方案為：4、提升風(fēng)扇性能；6、增加散熱器迎風(fēng)面積。

6.2 風(fēng)扇性能提升

下圖為某車型散熱器的風(fēng)速與車速的關(guān)系，從圖中可以看出，隨著車速的提升，散熱器的風(fēng)速開始由電子風(fēng)扇主導(dǎo)變成由車速主導(dǎo)。關(guān)于提高風(fēng)扇性能的問題與風(fēng)扇供應(yīng)商的交流結(jié)果為：在扇葉（更改扇葉效果亦不明顯）不變的情況下，增加轉(zhuǎn)速，風(fēng)扇可靠性會變差且噪聲也是無法接受的。

所以中高速行駛工況單憑優(yōu)化風(fēng)扇性能提升進風(fēng)量是不可行的。

圖5 某車型散熱器風(fēng)速與車速關(guān)系

6.3 增加散熱器迎風(fēng)面積

根據(jù)數(shù)模結(jié)構(gòu)可知原散熱器面積為：0.4632m×0.51m=0.236m2；增加散熱器左側(cè)長度211mm，使散熱器左右兩邊關(guān)于格柵中線對稱，更改后尺寸為：0.4632m×0.721m=0.334m2，散熱器面積比原尺寸增加41.5%。若其他邊界條件不變，則散熱器散熱量隨之增加41.5%（＞20.4%），可滿足散熱需求。

調(diào)整中冷器與冷凝器尺寸（長度和寬度）以適應(yīng)散熱器尺寸變更，同時為保證散熱器進風(fēng)風(fēng)速，需將單風(fēng)扇更改為雙風(fēng)扇。具體尺寸變化如下表：

表9 優(yōu)化目標(biāo)分解

為保證空調(diào)的功能，同時考慮前端裝配關(guān)系，調(diào)整冷凝器的尺寸為：708mm×319mm；中冷器尺寸為：580mm×125mm，迎風(fēng)面積減小 13.8%，因布置在靠下位置，進風(fēng)量會有一定提升，所以對散熱功率不會有過大影響。原方案與更改后各換熱器的尺寸位置關(guān)系如下所示：

圖6 俯視圖

圖7 正視圖

圖8 側(cè)視圖

7 散熱器性能校驗

由單風(fēng)扇改成雙風(fēng)扇，同樣轉(zhuǎn)速下風(fēng)量會提升（單風(fēng)扇變五風(fēng)扇，轉(zhuǎn)速2500rpm，車速為0km/h時，風(fēng)扇風(fēng)速提升約 26%）[2]，暫且認為散熱器進風(fēng)風(fēng)速不變?yōu)?.8m/s；中冷器后進風(fēng)溫升取10℃，則散熱器增加面積部分進風(fēng)溫度為45℃+10℃=55℃；那么根據(jù)公式（5）得散熱器增加散熱量為：

由以上計算結(jié)果可得散熱器性能滿足散熱需求，方案可行。

8 結(jié)論

本文詳細介紹了冷卻系統(tǒng)性能優(yōu)化過程，提出了優(yōu)化設(shè)計方案，并進行分析識別，找到性能提升的方法。另外，理論計算雖然有誤差在里面，但可以指明設(shè)計思路和優(yōu)化方向。其具體的性能還 需要后期通過實驗測試來加以驗證。