耿國(guó)芳，陳月春，李素婷，王興元，張小田

1.內(nèi)燃機(jī)可靠性國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，山東 濰坊 261061；2.濰柴動(dòng)力股份有限公司, 山東 濰坊 261061； 3.濰柴動(dòng)力空氣凈化科技有限公司，山東 濰坊 261061

0 引言

為了滿足我國(guó)機(jī)動(dòng)車排放標(biāo)準(zhǔn)升級(jí)對(duì)車輛冷卻能力的需求，工程技術(shù)人員對(duì)車輛冷卻系統(tǒng)及冷卻模塊開展了大量試驗(yàn)研究。車輛冷卻系統(tǒng)是影響車輛性能的關(guān)鍵系統(tǒng)，冷卻模塊匹配不合理將直接導(dǎo)致發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻不足或冷卻過(guò)度，造成發(fā)動(dòng)機(jī)工作環(huán)境惡化，影響發(fā)動(dòng)機(jī)的性能和使用壽命[1-2]。冷卻模塊匹配選型就是將發(fā)動(dòng)機(jī)做功過(guò)程中產(chǎn)生的熱量快速散到大氣中，保證發(fā)動(dòng)機(jī)及艙內(nèi)各受熱部件工作在最適宜的溫度范圍內(nèi)[3-5]。眾多學(xué)者對(duì)車輛冷卻模塊匹配問(wèn)題進(jìn)行了研究：董軍啟等[6]通過(guò)試驗(yàn)對(duì)不同散熱器阻力進(jìn)行詳細(xì)分析，但并未對(duì)風(fēng)扇選型進(jìn)行匹配；呂鋒[7]對(duì)商用車?yán)鋮s系統(tǒng)進(jìn)行了匹配設(shè)計(jì)，提出了基于冷卻模塊風(fēng)洞試驗(yàn)的優(yōu)化匹配方法；張毅等[8]對(duì)不同組合的冷卻模塊方案進(jìn)行匹配研究，通過(guò)試驗(yàn)得到了冷卻模塊最佳的組合方式。

車用發(fā)動(dòng)機(jī)功率密度不斷提高及牽引車動(dòng)力艙布置逐漸緊湊，柴油機(jī)上諸如增壓中冷、廢氣循環(huán)等新技術(shù)大量應(yīng)用[9-11]，使得冷卻模塊匹配難度逐漸加大，對(duì)冷卻模塊選型設(shè)計(jì)也提出更加嚴(yán)苛的要求。牽引車開發(fā)過(guò)程中冷卻模塊匹配選型一直以來(lái)是通過(guò)整車熱平衡試驗(yàn)進(jìn)行的，開發(fā)一款性能匹配良好的冷卻模塊需要不斷進(jìn)行整車熱平衡試驗(yàn)，試驗(yàn)周期長(zhǎng)、耗費(fèi)大[12-13]，因此，熱平衡試驗(yàn)前通過(guò)其他手段對(duì)冷卻模塊進(jìn)行匹配計(jì)算、篩選試驗(yàn)方案，對(duì)提升整車熱平衡試驗(yàn)效率很有必要[14]。

在分析相關(guān)文獻(xiàn)基礎(chǔ)上，本文中提出了一種牽引車用冷卻模塊匹配選型計(jì)算方法：針對(duì)某型號(hào)牽引車?yán)鋮s模塊散熱量設(shè)計(jì)需求，把冷卻模塊分為高溫水路、高溫高壓氣路(中冷后溫度)、低溫氣路(中冷前溫度)3個(gè)部分，對(duì)3個(gè)部分分別計(jì)算，最后將計(jì)算結(jié)果與整車轉(zhuǎn)轂熱平衡試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行對(duì)比，以驗(yàn)證算法的準(zhǔn)確性。

1 冷卻模塊匹配計(jì)算公式

按照冷卻模塊零部件進(jìn)行劃分，車輛冷卻系統(tǒng)由發(fā)動(dòng)機(jī)、節(jié)溫器、中冷器、散熱器、風(fēng)扇、水泵及連接管路組成；按照冷卻介質(zhì)劃分，車輛冷卻系統(tǒng)由高溫水流、高溫高壓氣流和低溫空氣流組成。高溫水路用來(lái)傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)工作時(shí)各部位產(chǎn)生的熱量，利用水泵提高水路中冷卻介質(zhì)的壓力，使得高溫冷卻介質(zhì)在發(fā)動(dòng)機(jī)系統(tǒng)中流動(dòng)，從而使發(fā)動(dòng)機(jī)工作在適宜溫度范圍內(nèi)；高溫高壓氣體是增壓器增壓后的氣體，由增壓器驅(qū)動(dòng)；低溫空氣流是指整車運(yùn)行過(guò)程中外部空氣，由風(fēng)扇驅(qū)動(dòng)，它先冷卻高溫高壓氣體，再冷卻高溫水流。車輛散熱過(guò)程是依靠傳熱介質(zhì)將發(fā)動(dòng)機(jī)產(chǎn)生的熱吸走并傳輸?shù)嚼鋮s系的熱交換器中，再與車外吸入的冷卻空氣通過(guò)對(duì)流輸散到冷源中，以保持發(fā)動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置正常的熱工作狀態(tài)，車輛散熱過(guò)程如圖1所示。

圖1 車輛散熱過(guò)程

冷卻系統(tǒng)通過(guò)冷卻液與外部空氣的對(duì)流換熱實(shí)現(xiàn)對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)的散熱。根據(jù)流體力學(xué)和傳熱學(xué)基礎(chǔ)理論[15]，冷卻介質(zhì)的熱量變化和能量傳遞公式為：

Qh=Qc=Q，

(1)

式中：Qh為熱側(cè)冷卻介質(zhì)的放熱量，kJ/s；Qc為冷側(cè)冷卻介質(zhì)的吸熱量，kJ/s；Q為熱側(cè)冷卻介質(zhì)通過(guò)熱交換裝置向冷側(cè)冷卻介質(zhì)傳遞的熱量，kJ/s。

Qh=mhChΔTh，

(2)

式中：mh為熱側(cè)冷卻介質(zhì)的質(zhì)量流量，kg/s；Ch為熱側(cè)冷卻介質(zhì)的比熱容，kJ/(kg·℃)；ΔTh為熱側(cè)冷卻介質(zhì)入口與出口的溫差，℃。

Qc=mcCcΔTc，

(3)

式中：mc為冷側(cè)冷卻介質(zhì)的質(zhì)量流量，單位kg/s；Cc為冷側(cè)冷卻介質(zhì)的比熱容，kJ/(kg·℃)；ΔTc為冷側(cè)冷卻介質(zhì)出口與入口的溫差，℃。

Q=AKΔT，

(4)

式中：A為熱交換裝置的有效散熱面積，m2；K為熱交換裝置的散熱系數(shù), kJ/(m2·s·℃)；ΔT為熱交換裝置冷熱兩側(cè)冷卻介質(zhì)的平均對(duì)數(shù)溫差，℃，計(jì)算公式為：

(5)

式中：Th1為熱側(cè)入口冷卻介質(zhì)溫度，℃;Th2為熱側(cè)出口冷卻介質(zhì)溫度，℃；Tc1為冷側(cè)入口冷卻介質(zhì)溫度，℃；Tc2為冷側(cè)出口冷卻介質(zhì)溫度，℃。

2 匹配計(jì)算對(duì)象及計(jì)算工況

2.1 計(jì)算對(duì)象

匹配計(jì)算整車對(duì)象為某重型牽引車，牽引車前臉冷卻模塊由中冷器、散熱器和風(fēng)扇組成，尺寸為1600 mm×1000 mm。重型牽引車匹配排量為WP12電控高壓共軌柴油發(fā)動(dòng)機(jī)，柴油機(jī)主要技術(shù)參數(shù)如表1所示。

表1 柴油機(jī)主要技術(shù)參數(shù)

2.2 計(jì)算工況

牽引車高速行駛時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)產(chǎn)生熱量較多，所以采用發(fā)動(dòng)機(jī)額定工況點(diǎn)進(jìn)行冷卻模塊設(shè)計(jì)，考察冷卻模塊極限工作能力；車輛爬坡屬于低轉(zhuǎn)速大負(fù)荷工況，此時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速低，冷卻風(fēng)扇提供風(fēng)量相對(duì)較低，可用該工況考察冷卻模塊匹配是否合理。因此，本文中選取車輛高速行駛工況(發(fā)動(dòng)機(jī)額定工況點(diǎn)轉(zhuǎn)速為1900 r/min)、低速爬坡工況(發(fā)動(dòng)機(jī)大負(fù)荷工況點(diǎn)轉(zhuǎn)速為1100 r/min)作為熱平衡計(jì)算工況，計(jì)算工況參數(shù)如表2所示。

表2 計(jì)算工況參數(shù)

3 匹配計(jì)算過(guò)程

3.1 柴油機(jī)散熱需求數(shù)據(jù)及邊界條件

高溫水流中冷卻系統(tǒng)散熱量及冷卻介質(zhì)循環(huán)流量、低溫空氣流中冷卻空氣流量是冷卻模塊匹配計(jì)算的3個(gè)重要設(shè)計(jì)參數(shù)。發(fā)動(dòng)機(jī)設(shè)計(jì)技術(shù)要求該機(jī)型極限使用環(huán)境溫度不低于42 ℃，且發(fā)動(dòng)機(jī)許用最高出水溫度為100 ℃。WP12柴油機(jī)冷卻模塊散熱需求和邊界條件如表3所示,其中：極限使用環(huán)境溫度、發(fā)動(dòng)機(jī)許用最高出水溫度和進(jìn)氣溫升為發(fā)動(dòng)機(jī)設(shè)計(jì)要求數(shù)據(jù)；中冷后溫度、中冷前溫度、中冷器前壓力和進(jìn)氣流量為臺(tái)架散熱量采集數(shù)據(jù)；中冷器散熱量、冷卻液流量、發(fā)動(dòng)機(jī)散熱量和發(fā)動(dòng)機(jī)常備功率為根據(jù)臺(tái)架采集數(shù)據(jù)計(jì)算所得。

表3 柴油機(jī)散熱需求及邊界條件

3.2 風(fēng)扇風(fēng)量和插入損失

圖2 風(fēng)量匹配圖

風(fēng)扇風(fēng)量、風(fēng)壓是衡量風(fēng)扇氣動(dòng)性能的重要參數(shù)，與風(fēng)扇直徑、風(fēng)扇轉(zhuǎn)速、葉片結(jié)構(gòu)及葉片數(shù)等因素有關(guān)。利用風(fēng)扇風(fēng)筒性能數(shù)據(jù)得到水箱風(fēng)量-綜合風(fēng)阻曲線和風(fēng)扇風(fēng)量-靜壓曲線，匹配結(jié)果如圖2所示。

由于車輛冷卻模塊是由散熱器、中冷器串聯(lián)組成，測(cè)試數(shù)據(jù)中綜合風(fēng)阻為散熱器風(fēng)阻與中冷器風(fēng)阻之和。圖2中綜合風(fēng)阻與風(fēng)扇風(fēng)壓曲線的交點(diǎn)為最佳理論匹配點(diǎn)，該點(diǎn)對(duì)應(yīng)的風(fēng)量為理論風(fēng)量。由圖2可知，得到車輛高速工況、爬坡工況對(duì)應(yīng)轉(zhuǎn)速下的理論風(fēng)量，考慮車輛冷卻模塊進(jìn)風(fēng)效率對(duì)實(shí)際進(jìn)風(fēng)量影響，進(jìn)風(fēng)效率為經(jīng)驗(yàn)值，對(duì)應(yīng)工況點(diǎn)下實(shí)際進(jìn)風(fēng)風(fēng)量，各工況冷卻風(fēng)量如表4所示。

表4 各工況冷卻風(fēng)量

圖3 風(fēng)扇風(fēng)量與功率特性曲線

風(fēng)扇風(fēng)量與功率特性曲線如圖3所示，表示不同風(fēng)扇轉(zhuǎn)速下，風(fēng)扇功率隨風(fēng)量大小的變化規(guī)律。風(fēng)扇與發(fā)動(dòng)機(jī)通過(guò)皮帶連接，兩者的速比為一定值，因此可通過(guò)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速計(jì)算出對(duì)應(yīng)的風(fēng)扇轉(zhuǎn)速。

由圖3可知，可獲得車輛高速工況、爬坡工況對(duì)應(yīng)轉(zhuǎn)速下風(fēng)扇功率，根據(jù)不同工況下風(fēng)扇功率及發(fā)動(dòng)機(jī)常備功率計(jì)算得到風(fēng)扇插入損失，插入損失結(jié)果見表5。

表5 風(fēng)扇插入損失估算

3.3 冷卻系統(tǒng)散熱系數(shù)計(jì)算

為確定車輛在不同運(yùn)行工況下的散熱需求，需首先計(jì)算散熱器和中冷器所需散熱系數(shù)，計(jì)算所需參數(shù)見表6，將參數(shù)代入式(1)～(4)，計(jì)算結(jié)果見表7。

表6 散熱器和中冷器散熱系數(shù)計(jì)算所需參數(shù)

表6(續(xù))

①發(fā)動(dòng)機(jī)艙為相對(duì)密閉空間，流出散熱器的高溫空氣中有一部分回流到中冷器前，造成冷卻系統(tǒng)進(jìn)風(fēng)溫度高于環(huán)境溫度。為衡量這一不利影響，引入發(fā)動(dòng)機(jī)艙溫升的概念，定義為中冷器前進(jìn)風(fēng)溫度與環(huán)境溫度的差值，是經(jīng)驗(yàn)值，取值參考以前的熱平衡試驗(yàn)數(shù)據(jù)。

表7 散熱器和中冷器散熱系數(shù)

按本文中計(jì)算方法對(duì)車輛爬坡工況、高速工況下的散熱能力進(jìn)行計(jì)算，得到冷卻模塊的選型結(jié)果，如表8所示。

表8 采用計(jì)算方法得到的冷卻模塊選型結(jié)果

由表8可知：爬坡工況下散熱器后冷卻風(fēng)的溫度已經(jīng)超過(guò)散熱器出水溫度，與實(shí)際情況相悖(實(shí)際情況應(yīng)為冷卻風(fēng)帶走散熱器中水的熱量)，計(jì)算異常的原因是該工況點(diǎn)冷卻風(fēng)量太小，不能滿足整車在該工況下的散熱需求。車輛運(yùn)行高速行駛工況下散熱能力滿足實(shí)際需求，但當(dāng)車輛運(yùn)行在低速大扭矩工況時(shí)，受冷卻風(fēng)量影響，冷卻模塊已無(wú)法將散熱器中冷卻液的熱量帶走，導(dǎo)致散熱器后風(fēng)溫超過(guò)散熱器出水溫度，即該工況下冷卻模塊不滿足車輛使用要求。

3.4 冷卻系統(tǒng)實(shí)際散熱系數(shù)取值與冷卻能力評(píng)價(jià)

對(duì)散熱器、中冷器進(jìn)行風(fēng)筒試驗(yàn)臺(tái)性能試驗(yàn)，對(duì)風(fēng)筒性能試驗(yàn)臺(tái)數(shù)據(jù)處理后得到散熱器散熱系數(shù)見圖4、中冷器散熱系數(shù)見圖5。散熱器和中冷器裕量為需要的散熱系數(shù)和實(shí)際散熱系數(shù)之比，散熱器和中冷器裕量以及冷卻系統(tǒng)評(píng)價(jià)結(jié)果如表9所示。

由表9可知：中冷器裕量在低速大扭矩工況、高速工況均不滿足要求，導(dǎo)致中冷后進(jìn)氣溫度偏高；散熱器在低速大扭矩工況下裕量不足，因此本套冷卻模塊將不能滿足整車的散熱需求。發(fā)動(dòng)機(jī)各個(gè)運(yùn)行工況下的進(jìn)氣溫升均高于設(shè)計(jì)溫升，低速大扭矩工況極限使用環(huán)境溫度將明顯低于設(shè)計(jì)要求，但標(biāo)定工況極限使用環(huán)境溫度與設(shè)計(jì)值相吻合。

圖4 散熱器散熱系數(shù) 圖5 中冷器散熱系數(shù)

表9 冷卻能力評(píng)價(jià)結(jié)果

3.5 整車熱平衡試驗(yàn)驗(yàn)證

為了驗(yàn)證使用本計(jì)算方法匹配選型冷卻系統(tǒng)的實(shí)際冷卻能力，利用重型轉(zhuǎn)轂對(duì)安裝本冷卻模塊的某型號(hào)牽引車進(jìn)行了整車熱平衡試驗(yàn)。試驗(yàn)工況為滿載高速行駛、滿載爬坡2種工況。整車轉(zhuǎn)轂熱平衡試驗(yàn)結(jié)果見表10，利用整車熱平衡測(cè)試數(shù)據(jù)計(jì)算的整車熱平衡結(jié)果見表11。

表10 整車熱平衡試驗(yàn)測(cè)試結(jié)果℃

表11 整車熱平衡計(jì)算結(jié)果℃

由表9、11可知：利用本計(jì)算方法匹配選型得到冷卻模塊，當(dāng)車輛實(shí)際運(yùn)行在低速大扭矩工況(滿載爬坡)時(shí)，極限使用環(huán)境溫度不滿足設(shè)計(jì)要求，即車輛在該工況下冷卻模塊無(wú)法對(duì)車輛進(jìn)行完全冷卻，該工況下的極限使用環(huán)境溫度降低于設(shè)計(jì)值，與匹配計(jì)算結(jié)果吻合；額定工況下能滿足技術(shù)要求，即該冷卻模塊能滿足額定工況下的散熱要求，實(shí)車測(cè)試結(jié)果很好地驗(yàn)證了計(jì)算結(jié)果。

4 結(jié)語(yǔ)

本文中提出了一種冷卻模塊匹配計(jì)算方法，并以某型號(hào)牽引車?yán)鋮s模塊的匹配要求為對(duì)象，通過(guò)風(fēng)扇、散熱器風(fēng)筒試驗(yàn)數(shù)據(jù)與理論計(jì)算完成了冷卻模塊的匹配選型，為驗(yàn)證本計(jì)算方法的可行性，通過(guò)整車轉(zhuǎn)轂熱平衡試驗(yàn)校驗(yàn)了冷卻模塊匹配選型的性能，結(jié)果表明：本文中提出的冷卻模塊匹配計(jì)算方法能成功判斷冷卻模塊的冷卻能力，計(jì)算結(jié)果與整車實(shí)際試驗(yàn)結(jié)果相符，能有效提高牽引車用冷卻模塊匹配選型效率，對(duì)冷卻模塊的匹配選型具有指導(dǎo)意義。