劉曉東 石秀勇 倪計(jì)民

摘要：應(yīng)用商用仿真軟件GT-Cool對(duì)某客車柴油機(jī)建立冷卻系統(tǒng)一維仿真計(jì)算模型。基于最小耗功原則，在設(shè)定發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)出口溫差和發(fā)動(dòng)機(jī)出口溫度的情況下，獲得最合適的冷卻液流量和冷卻空氣流量特性需求，為水泵和風(fēng)扇的傳動(dòng)系統(tǒng)以及節(jié)溫器的匹配提供了優(yōu)化的邊界條件。

關(guān)鍵詞：發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻系統(tǒng)；最小耗功；GT- Cool；匹配計(jì)算

中圖分類號(hào)：U464.138 文獻(xiàn)標(biāo)志碼：A 文章編號(hào)：1005-2550（2012）02-0042-05

Analysis of Engine Cooling System Based on Minimum Power Consumption

LIU Xiao-dong，SHI Xiu-yong，NI Ji-min

（School of Automotive Studies, Tongji University，Shanghai 201804，China）

Abstract: By using simulation code GT-Cool，one-dimensional engine cooling system simulation model was established for a diesel engine. According to the minimum power consumption criteria，optimal engine coolant and cooling air flowrate were obtained on condition that temperature difference between engine entry and exit port and temperature of engine exit port were known，which were taken as boundary conditions of optimized matching of thermostat，coolant pump driving component and electromagnetic clutch.

Key words: engine cooling system；minimum power consumption；GT- Cool；matching

隨著對(duì)整車經(jīng)濟(jì)性要求的不斷提高，減小發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻系統(tǒng)耗功元件的耗功也越來(lái)越得到人們的重視。發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻系統(tǒng)的主要耗功元件是風(fēng)扇和水泵。因此，對(duì)水泵和風(fēng)扇的耗功進(jìn)行分析顯得相當(dāng)重要［1，2］。

在傳統(tǒng)的冷卻系統(tǒng)校核設(shè)計(jì)計(jì)算中，在設(shè)計(jì)初期對(duì)水泵和風(fēng)扇分別獨(dú)立設(shè)計(jì)，然后進(jìn)行匹配組合。因而在匹配計(jì)算中，沒有同時(shí)對(duì)冷卻液流量和冷卻空氣流量進(jìn)行優(yōu)化［3-8］，因而總耗功沒有實(shí)現(xiàn)最小化。

對(duì)此，本文將發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻液出口溫度設(shè)為定值，并且將發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻液進(jìn)出口溫差作為邊界條件，在水泵、風(fēng)扇和散熱器確定的情況下，在發(fā)動(dòng)機(jī)外特性下，通過(guò)對(duì)水泵和風(fēng)扇的功耗之和進(jìn)行分析，獲得在不同轉(zhuǎn)速下的冷卻系統(tǒng)最小耗功、對(duì)應(yīng)的冷卻液流量和冷卻空氣流量、水泵轉(zhuǎn)速和風(fēng)扇轉(zhuǎn)速等，以及此時(shí)對(duì)應(yīng)的水泵和風(fēng)扇傳動(dòng)比。并且根據(jù)冷卻空氣流量和風(fēng)扇壓升的關(guān)系曲線，分析了風(fēng)扇運(yùn)行工況點(diǎn)在風(fēng)扇性能曲線上的分布狀況，為風(fēng)扇、水泵與發(fā)動(dòng)機(jī)的優(yōu)化匹配提供依據(jù)。

1 冷卻系統(tǒng)的計(jì)算

1.1 傳統(tǒng)的冷卻系統(tǒng)校核計(jì)算

傳統(tǒng)的冷卻系統(tǒng)校核計(jì)算見圖1［7-9］。在使用驅(qū)動(dòng)軸來(lái)直接驅(qū)動(dòng)水泵以及風(fēng)扇的情況下，因?yàn)樗煤惋L(fēng)扇與發(fā)動(dòng)機(jī)之間具有固定的傳動(dòng)比，在確定了發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速和散熱量后，就直接確定出水泵和風(fēng)扇的轉(zhuǎn)速、效率、所消耗的功率等，以及發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻液出口溫度和發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻液進(jìn)出口溫差。

1.2 基于發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)出口溫差和出口溫度的計(jì)算

將發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻液出口溫度和進(jìn)出口溫差作為輸入值，在確定了發(fā)動(dòng)機(jī)散熱量的情況下，可以解出水泵和風(fēng)扇的轉(zhuǎn)速、效率、消耗的功率等，見圖2。

1.3 系統(tǒng)最小耗功

通常，對(duì)于冷卻系統(tǒng)而言，系統(tǒng)所消耗的功率主要表現(xiàn)為水泵和風(fēng)扇所消耗的功率。

水泵所消耗的功率計(jì)算公式［5］為：

式中:Nw為水泵消耗的功率；qvw為水泵流量；pw為水泵泵水壓力；?濁w為水泵總效率。

風(fēng)扇所消耗的功率計(jì)算公式［5］為：

式中:Na為風(fēng)扇消耗的功率；qva為風(fēng)扇流量； pa為風(fēng)扇的供氣壓力；?濁a為風(fēng)扇總效率。

其中，水冷式冷卻系統(tǒng)空氣通道的阻力、也就是風(fēng)扇的供氣壓力一般為［5］ ：

pa=?駐pR+?駐pL（3）

式中:?駐pR為散熱器的阻力；?駐pL為除散熱器外所有空氣通道的阻力，對(duì)于一般的汽車，?駐pL=（0.4~1.1）?駐pR。

因此，系統(tǒng)的總耗功為：

從該公式可以得出，系統(tǒng)總耗功與水泵流量、水泵泵水壓力、風(fēng)扇流量、散熱器氣側(cè)阻力以及水泵和風(fēng)扇的效率有關(guān)。

在考慮散熱器散熱性能的情況下，對(duì)公式（4）進(jìn)行變形，獲得公式（5）：

式中：a1、a2為常數(shù)，c1為冷卻液比熱容，c2為冷卻空氣比熱容，Q為散熱量，?駐T12為發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)出口溫差，T1為發(fā)動(dòng)機(jī)出口溫度，T3為環(huán)境溫度，k為散熱器傳熱系數(shù)，A為散熱器熱交換面積。

1.4 基于最小耗功的匹配計(jì)算

基于發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)出口溫差和出口溫度的計(jì)算流程，同時(shí)根據(jù)最小耗功原則，建立基于最小耗功的匹配計(jì)算過(guò)程，見圖3。

基于最小耗功的匹配計(jì)算的核心是，在確定了散熱量的情況下，設(shè)定發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻液出口溫度以保證“不開鍋”，并且假定在確定了散熱器、風(fēng)扇和水泵的情況下，還可以通過(guò)在一定范圍內(nèi)改變發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻液進(jìn)出口溫差，獲得水泵和風(fēng)扇即冷卻系統(tǒng)的最小耗功，以及與最小耗功對(duì)應(yīng)的冷卻液流量和冷卻空氣流量、對(duì)應(yīng)的水泵轉(zhuǎn)速和風(fēng)扇轉(zhuǎn)速。根據(jù)獲得的水泵轉(zhuǎn)速和風(fēng)扇轉(zhuǎn)速，對(duì)風(fēng)扇傳動(dòng)比或風(fēng)扇離合器、水泵傳動(dòng)比進(jìn)行匹配計(jì)算。

本文研究的重點(diǎn)是在確定了冷卻系統(tǒng)的主要零部件散熱器、風(fēng)扇和水泵的情況下，對(duì)風(fēng)扇匹配的“合理性”進(jìn)行分析研究，并且對(duì)風(fēng)扇和水泵驅(qū)動(dòng)件的傳動(dòng)比進(jìn)行了分析計(jì)算。

2 某發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻系統(tǒng)的計(jì)算結(jié)果分析

某客車柴油機(jī)冷卻系統(tǒng)（見圖4）使用機(jī)械式傳動(dòng)方式來(lái)驅(qū)動(dòng)水泵，并且使用電磁離合器來(lái)驅(qū)動(dòng)風(fēng)扇。在匹配時(shí)，為獲得最合適的水泵流量，節(jié)溫器全開。

2.1 建立發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻系統(tǒng)模型

使用GT-Cool軟件建立發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻系統(tǒng)仿真計(jì)算模型。根據(jù)第1.2節(jié)的計(jì)算流程，在模型中，水泵和風(fēng)扇與發(fā)動(dòng)機(jī)解耦，并且通過(guò)控制調(diào)節(jié)水泵和風(fēng)扇的轉(zhuǎn)速，獲得預(yù)設(shè)的發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)出口溫差以及發(fā)動(dòng)機(jī)出口溫度。

2.2 額定轉(zhuǎn)速下最小耗功的確定

目前，柴油機(jī)的進(jìn)出口溫差一般控制在3 ℃~7 ℃，而柴油機(jī)的正常工作溫度控制在80 ℃~95 ℃［6］。此外，在設(shè)計(jì)時(shí)，外界環(huán)境溫度，即散熱器氣側(cè)進(jìn)氣溫度一般可取40 ℃~45 ℃［9］。

發(fā)動(dòng)機(jī)額定轉(zhuǎn)速為2 300 r/min，外界環(huán)境溫度設(shè)置為45 ℃。同時(shí)，柴油機(jī)冷卻液出口溫度設(shè)置為95 ℃，柴油機(jī)冷卻液進(jìn)出口溫差在4 ℃~12 ℃的范圍內(nèi)變動(dòng)。水泵和風(fēng)扇的功率特性曲線分別見圖5和圖6。

仿真計(jì)算結(jié)果見圖7。由于水泵的特性曲線已經(jīng)確定，所能達(dá)到的溫差只能為4 ℃~9 ℃。

從圖7可見，隨著發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)出口溫差的增加，在發(fā)動(dòng)機(jī)散熱量一定的情況下，水泵流量會(huì)相應(yīng)地減少。通常水泵流量與水泵泵水壓力成正比，因此根據(jù)公式（1），水泵消耗的功率也相應(yīng)地減小。并且，根據(jù)公式（5），隨著發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)出口溫差的增加，系統(tǒng)總耗功為先減小后增加，因此，在該工況下存在最小系統(tǒng)總耗功，即此時(shí)存在最合適的水泵流量與風(fēng)扇流量。

2.3 外特性下總功耗以及最合適的水泵流量和風(fēng)扇流量

用同樣方法，可獲得外特性下不同發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)出口溫差時(shí)的總功耗和發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的關(guān)系曲線，見圖8。從圖8可見，在發(fā)動(dòng)機(jī)高轉(zhuǎn)速區(qū)域，發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)出口溫差為6℃時(shí)系統(tǒng)耗功最小，在發(fā)動(dòng)機(jī)中低轉(zhuǎn)速區(qū)域，發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)出口溫差的改變對(duì)總功耗的影響較小。同時(shí)獲得外特性下最合適的水泵流量、風(fēng)扇流量與發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的關(guān)系，見圖9。

3 發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻系統(tǒng)的匹配分析

3.1 風(fēng)扇的匹配分析

該車型所匹配的風(fēng)扇特性曲線見圖10，圖10顯示了風(fēng)扇在風(fēng)扇轉(zhuǎn)速為2 100 r/min、2 400 r/min、2 700 r/min和3 000 r/min時(shí)風(fēng)扇的流量與靜壓的關(guān)系曲線，同時(shí)還顯示了風(fēng)扇在各個(gè)轉(zhuǎn)速下的效率等值線。圖10中的虛線為上文所得的最合適風(fēng)扇流量所對(duì)應(yīng)的風(fēng)扇運(yùn)行工況點(diǎn)。

從圖10可見，即便按照最小功耗原則確定運(yùn)行工況點(diǎn)，所得的風(fēng)扇運(yùn)行工況點(diǎn)并未分布在風(fēng)扇特性曲線上的效率最高區(qū)域。由此可見，雖然使用該風(fēng)扇可以保證發(fā)動(dòng)機(jī)“不開鍋”，也盡量做到功耗最小，但是該風(fēng)扇與發(fā)動(dòng)機(jī)并不是最佳匹配，所以，需要在冷卻系統(tǒng)計(jì)算平臺(tái)上進(jìn)行相關(guān)零部件的優(yōu)化匹配設(shè)計(jì)。

3.2 風(fēng)扇驅(qū)動(dòng)部件的匹配分析

同時(shí)，還獲得風(fēng)扇轉(zhuǎn)速與發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的關(guān)系曲線，以及對(duì)應(yīng)的速比，見圖11。從圖11可見，風(fēng)扇速比的最高值為1.35。因此電磁離合器的最高擋位速比可取1.35。

3.3 水泵傳動(dòng)比的匹配分析

根據(jù)最小功耗原則計(jì)算得到的對(duì)應(yīng)的水泵速比見圖12。從圖12可見，水泵速比的最高值為1.17。因此，如果采用機(jī)械式驅(qū)動(dòng)方式，那么水泵速比應(yīng)采用1.17。此時(shí)，在其它水泵速比不為1.17的發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速下，由于速比的增大，使得水泵提供的流量大于根據(jù)最小耗功原則求得的流量，該部分多余的流量只能通過(guò)節(jié)溫器分流。

4 結(jié)論

（1） 根據(jù)某客車的冷卻系統(tǒng)結(jié)構(gòu)，建立了發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻系統(tǒng)仿真模型。

（2） 根據(jù)最小耗功原則，獲得了最合適的冷卻液流量和冷卻空氣流量與發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的關(guān)系曲線。

（3） 獲得了風(fēng)扇運(yùn)行工況點(diǎn)在風(fēng)扇特性曲線上的分布，表明雖然該風(fēng)扇可滿足“不開鍋”的要求，然而風(fēng)扇并未運(yùn)行在效率最高區(qū)域。

（4） 根據(jù)獲得的外特性下水泵轉(zhuǎn)速與發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的關(guān)系曲線，如果采用機(jī)械式驅(qū)動(dòng)方式，水泵與發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速之間的速比應(yīng)為1.17，同時(shí)獲得風(fēng)扇轉(zhuǎn)速與發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的關(guān)系曲線，可知電磁離合器的最高檔位的速比應(yīng)取1.35。

參考文獻(xiàn)：

［1］ 倪計(jì)民. 汽車內(nèi)燃機(jī)原理［M］. 上海：同濟(jì)大學(xué)出版社，1997.

［2］ G. Cantore，F(xiàn). Paltrinieri，F(xiàn). Perini，et al. A Lumped Parameter Approach for Simulation of ICE Cooling Systems［C］. SAE Paper 2009-01-2760.

［3］ 姚仲鵬，王新國(guó). 車輛冷卻傳熱［M］. 北京：北京理工大學(xué)出版社，2001.

［4］ 吳海榮，郭新民. 發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻系統(tǒng)設(shè)計(jì)參數(shù)的確定［J］. 農(nóng)業(yè)化研究，2007，1：223-224.

［5］ 楊連生. 內(nèi)燃機(jī)設(shè)計(jì)［M］. 北京：中國(guó)農(nóng)業(yè)出版社，1981.

［6］ 王金華，孫長(zhǎng)亮. 發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻系統(tǒng)的選型［J］. 工程機(jī)械與維修，2008，6：152-153.

［7］ Jimin Ni，Wanying Yu，Xiuyong Shi，et al. Optimization of Combination among Key Components at Air Side in Vehicle Thermal Management System［C］//2010 International Conference on System Science， Engineering Design and Manufacturing Informatization （ICSEM 2010），Yichang，2010：310-313.

［8］ GU Ning， NI Jimin. Simulation of Engine Cooling System Based on AMESim ［C］//the Second International Conference on Information and Computing Science（ICIC2009），Manchester，2009：117-120.

［9］ 柴油機(jī)設(shè)計(jì)手冊(cè)編撰委員會(huì). 柴油機(jī)設(shè)計(jì)手冊(cè)［M］. 北京：中國(guó)農(nóng)業(yè)機(jī)械出版社，1984.