童 元， 漆 杰， 趙少鋒， 王 文， 李 鵬

(安徽江淮汽車集團股份有限公司 技術中心， 合肥 230601)

現代汽車發(fā)動機大多采用強制循環(huán)式水冷系統(tǒng)[1]。本文闡述某款車型發(fā)動機冷卻系統(tǒng)匹配設計過程，通過理論計算分析和一維CFD仿真分別得出冷卻系統(tǒng)散熱量、冷卻空氣流量和冷卻水流量，并開展整車風洞實驗對整車熱平衡性能進行驗證。

1 理論計算分析

1.1 發(fā)動機散熱量Qw計算

汽車發(fā)動機冷卻系統(tǒng)在設計初期需要考慮發(fā)動機在極限工況能否散去發(fā)動機產生的熱量[2-3]，并且需要考慮當地市場制定整車的熱平衡設計工況。該車主要考核工況為環(huán)境溫度35 ℃，60 km/h車速爬8%坡，發(fā)動機需用溫度上限110 ℃。設計初期需預估冷卻系統(tǒng)的散熱量Qw，受許多復雜因素的影響，很難精確計算，常用傳統(tǒng)的經驗公式進行估算[4]：

Qw=η1×ge×Ne×hu/3 600

(1)

式中：η1為傳給冷卻系統(tǒng)的熱量占燃料熱能的百分比，需通過發(fā)動機熱耗比曲線得出，該車型為22%；ge為燃油消耗率，通過發(fā)動機臺架試驗得出該車型為0.295 kg/kWh；hu為燃料低熱值，對汽油機取43 100 kJ/kg，柴油機取41 870 kJ/kg，該車為汽油機；Ne為總功率，包括發(fā)動機功率Ne1、空調功率Ne2、變速器功率Ne3等，該車型總功率為45.2 kW，其中發(fā)動機功率為40.2 kW 。將上述數據代入式(1)計算得出Qw為35.2 kW。

1.2 冷卻系統(tǒng)空氣流量Ga分析及計算

根據能量守恒定律，冷卻液中包含的熱量與空氣帶走的熱量相等[5]，故有：

(2)

式中：KR為散熱器散熱系數，很難通過計算獲得精確值，可以通過標定近似得出[6]，該車型匹配的不同散熱器的值見表1；A為散熱器散熱面積，值見表1；ΔT為液氣溫差值；Gw為冷卻水流量，后面通過一維仿真計算得出；Cw為冷卻水比熱，可近似取值3.561 kJ/kg·℃；Ga為冷卻空氣流量，通過下一節(jié)計算得出；Cp為空氣定壓比熱，取1.047 kJ/kg·℃。

式(2)中，ΔT=(tw1-ta1)，其中，tw1為發(fā)動機許用溫度上限，本車型要求tw1≤110 ℃；ta1為散熱器前的溫度值，根據經驗，空氣通過空調冷凝器后相對于環(huán)境溫度35 ℃約上升15～20 ℃，本車型ta1取60 ℃，ΔT為本文需要計算的值。

根據式(2)描述，需先得出Ga、Gw的值，再通過式(2)計算出ΔT值。在得出ΔT后，即可知道冷卻系統(tǒng)最終水溫值tw1，若該值≤110 ℃，則冷卻性能滿足要求。以下確定空氣流量Ga。

根據前面Qw的計算結果，選取4個散熱器與1個風扇進行匹配，散熱器芯厚分別為16 mm、18 mm、18 mm加密、21 mm。通過臺架試驗與計算分別得出4個散熱器的散熱系數與散熱器面積[7]見表1。

表1 散熱器性能參數

式(2)中的Ga為車輛行駛時通過散熱器的自然進風量Ga1與風扇風量Ga2的和[8]。

1)自然進風量Ga1的計算。車輛行駛時的自然進風量為：

Ga1=SR×PR×Vi×η2×ra

(3)

式中：SR為散熱器正面迎風面積[9]，匹配的4個散熱器均為0.24 m2;PR為迎風系數，即格柵進風正投影到散熱器上的面積與散熱器正面面積的比值，本車型為30%；Vi為當前工況下的車速，取60 km/h；η2為損失修正系數，取值范圍0.15～0.3，本車型為0.2；ra為空氣密度,本工況空氣密度為1.146 kg/m3。

由于4個散熱器正面迎風面積一致，經式(3)計算，其自然進風量Ga1均為0.275 kg/s。

2)冷卻空氣流量Ga的確定。整車發(fā)動機的冷卻空氣流量可結合部件臺架試驗與計算預估確定。該車型的風扇為吸風式，風扇前有空調冷凝器與發(fā)動機散熱器，需通過臺架測試出空調冷凝器與發(fā)動機散熱器的風壓差-風量關系曲線，風扇在整車上的風壓差總值可近似等于發(fā)動機散熱器與空調冷凝器的風壓差之和。由此測試出散熱器與空調冷凝器的總風壓差-風量數據，另通過風扇臺架試驗測試出風扇風壓差-風量數據，將兩組數據在同一坐標系中繪制曲線，由此在兩條曲線中找到同一橫坐標值下的縱坐標之差為Ga1兩點的縱坐標值，即分別為某車速下對應的Ga值和Ga2值[10]。圖1所示為16 mm厚的散熱器、空調冷凝器與風扇的風壓差-風量臺架試驗曲線以及60 km/h車速Ga1所對應的Ga點、Ga2點位置。

圖1 16 mm散熱器風扇風量、風壓差曲線

在兩條曲線上各存在一點，這兩點的總風壓差一致，而風量相差為Ga1。圖1中對應的Ga值為1.075 kg/s，即匹配厚度為16 mm的散熱器、車速V為60 km/h時的冷卻空氣流量。用同樣的方法可得出車速V為60 km/h時，匹配厚度為18 mm、18 mm加密、21 mm散熱器時的Ga值分別為1.045 kg/s、0.975 kg/s、1.015 kg/s。

3)風扇風量Ga2與風扇效率校核。在得出冷卻空氣流量Ga值后，可算出風扇匹配厚度為16 mm、18 mm、18 mm加密與21 mm散熱器的風扇風量Ga2值分別為0.8 kg/s、0.77 kg/s、0.7 kg/s、0.74 kg/s，其所對應的風壓差分別為140 Pa、148 Pa、183 Pa、167 Pa，需要校核其效率。如圖2所示，風扇的工況點應處于風扇效率曲線的上升段峰值附近，如果處在下降段，需要根據實際情況調整風扇扇葉形狀，以匹配整車實際風壓差。

圖2 風扇風壓差效率曲線圖

圖2中A、B、C、D分別為車速V為60 km/h時對應匹配厚度為16 mm、18 mm、21 mm與18 mm加密散熱器的風扇風壓差效率曲線，可以看出，除了18 mm加密厚度散熱器的風扇處在效率下降區(qū)間，其他均在上升段，故要滿足熱平衡的條件，不推薦18 mm加密的散熱器。

式(2)中的Gw冷卻水流量是指在相應考核工況下通過散熱器的水流量，該數值與散熱器、發(fā)動機水泵等零部件的性能相關。下面通過Flowmaster軟件對上述匹配不同散熱器的水流量Gw進行仿真分析。

2 水流量Gw的一維仿真及驗證

Flowmaster是全球領先的一維流體系統(tǒng)仿真計算工具，其具有強大的熱流體系統(tǒng)仿真的功能，通過該軟件可以較精準地模擬出冷卻系統(tǒng)水流量分布情況，大大減少試驗測量的工作量，為系統(tǒng)開發(fā)提供有力的支持。

2.1 計算模型及邊界條件

本次計算中將冷卻系統(tǒng)的主要部件定義為壓損元件，同時將水套、散熱器等定義為換熱元件[11]，換熱元件的數據均來自臺架試驗結果。計算類型為穩(wěn)態(tài)熱傳計算[12]，根據發(fā)動機原理建立分析模型。計算中的水泵狀態(tài)與整車工況點下的發(fā)動機轉速相匹配，根據上述軟件分析可以模擬出散熱器支路的水流量Gw。

該車型冷卻系統(tǒng)原理如圖3所示，散熱器從缸蓋取水，回水至水泵前端，暖風從缸蓋取水，回水至水泵前端，DCT油冷器從缸蓋取水，回水至暖風支路。依據冷卻系統(tǒng)原理建立冷卻系統(tǒng)的一維仿真計算模型，如圖4所示。

圖3 冷卻系統(tǒng)原理圖

圖4 Flowmaster一維仿真模型及流量分析結果

計算邊界主要包括4部分：發(fā)動機水泵性能，水泵的數據來自水泵廠家，水泵與發(fā)動機轉速比為1.38；發(fā)動機水套阻尼，采用單獨的水套CFD分析結果；節(jié)溫器流阻數據采用其專用的三維CFD分析結果，散熱器阻尼數據根據臺架試驗獲得；管路尺寸，管路的長度和直徑通過三維模型獲得。

2.2 水流量Gw一維仿真結果

計算中冷卻液為50%水與乙二醇混合液，大氣壓力為1.013 bar.計算類型為穩(wěn)態(tài)熱傳計算。計算工況為發(fā)動機轉速3 271 r/min，節(jié)溫器全開，冷卻系統(tǒng)進行大循環(huán)，對應水泵轉速為4 513 r/min，對應的流量與揚程參數根據水泵性能曲線進行選取。以上模型與參數輸入完成后，根據4個散熱器方案的臺架測試數據通過更改散熱器的風阻、水阻等參數分別模擬出散熱器支路的分析水流量，分析結果如圖4所示，水流量見表2。

表2 散熱器水流量

2.3 水溫值tw1的計算及實車驗證

通過以上理論計算及仿真分析，利用式(2)可以計算出該車型匹配不同散熱器的ΔT數值，見表3，再結合1.2節(jié)的分析結果，可得出匹配不同散熱器該工況下的發(fā)動機水溫值，具體見表3。

表3 發(fā)動機水溫計算值

通過計算結果可知，4種散熱器理論計算均滿足≤110 ℃的水溫限值要求，但16 mm的散熱器余量較小，有一定的風險。另根據圖2風扇與散熱器匹配效率圖可知，在散熱器均滿足水溫限值的前提下不推薦18 mm加密散熱器。

綜合上述分析結果，在實車上通過更換散熱器進行對比實驗，實驗結果見表4。對比理論分析與實驗可知，實驗值與分析值的誤差均在5%以內，且理論分析可以準確地預測實驗的趨勢水平。綜合對比上述結果，推薦該款車型匹配18 mm散熱器。

表4 發(fā)動機水溫實驗值

3 結束語

整車冷卻性能在整車開發(fā)設計流程中有著非常重要的地位。本文通過理論分析與推導，借助經典計算公式并結合一維分析軟件對實車冷卻方案的合理性做出了評估，提供了一種開發(fā)思路。最后通過實驗驗證了該理論方法的可行性。