張弘強(qiáng), 孫東方, 江 斌, 蔣 影, 張 銳

(1.合肥工業(yè)大學(xué) 汽車與交通工程學(xué)院,安徽 合肥 230009; 2.合肥安信瑞德精密制造有限公司,安徽 合肥 230061)

目前我國(guó)叉車行業(yè)正處在一個(gè)高速發(fā)展的時(shí)期,叉車的需求量隨著物流行業(yè)的蓬勃發(fā)展不斷提高。為了控制污染物排放,減輕空氣污染程度,國(guó)家對(duì)于發(fā)動(dòng)機(jī)的排放要求在逐步提高,這也對(duì)叉車發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻系統(tǒng)的冷卻性能提出了較高要求。發(fā)動(dòng)機(jī)是內(nèi)燃叉車的心臟,發(fā)動(dòng)機(jī)工作過(guò)程中會(huì)產(chǎn)生大量的廢熱,若熱量不能及時(shí)散出去,會(huì)嚴(yán)重影響發(fā)動(dòng)機(jī)工作性能甚至引起故障,而實(shí)際情況中,叉車故障很大一部分是由發(fā)動(dòng)機(jī)故障引起的。冷卻系統(tǒng)的冷卻性能對(duì)于發(fā)動(dòng)機(jī)壽命和整車性能有著極其重要的作用。叉車和普通車輛的區(qū)別在于工作環(huán)境相對(duì)惡劣,而發(fā)動(dòng)機(jī)艙結(jié)構(gòu)緊湊、空間狹小,這對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻系統(tǒng)的散熱能力有著更高的要求[1-4]。

文獻(xiàn)[5]通過(guò)建立簡(jiǎn)化四缸柴油機(jī)冷卻水套幾何模型,對(duì)柴油發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻水套進(jìn)行流動(dòng)與傳熱的數(shù)值仿真,分析了發(fā)動(dòng)機(jī)水套的傳熱特性;文獻(xiàn)[6]對(duì)冷卻水泵進(jìn)行三維流場(chǎng)數(shù)值模擬,分析離心泵內(nèi)的流場(chǎng)分布特性,并對(duì)冷卻水泵進(jìn)行了改進(jìn)與優(yōu)化;文獻(xiàn)[7]通過(guò)編制管帶式汽車散熱器的傳熱與流動(dòng)阻力計(jì)算程序,分析發(fā)現(xiàn)散熱帶波距是影響散熱器性能的主要參數(shù)。目前,對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻系統(tǒng)主要部件做深入研究的較多,而將主要部件改變與冷卻系統(tǒng)相聯(lián)系的研究相對(duì)較少。文獻(xiàn)[8]通過(guò)自主研制的一維模擬仿真軟件,模擬了冷卻系統(tǒng)空氣側(cè)的整體情況,并與CFD軟件進(jìn)行耦合,得到較為準(zhǔn)確的空氣流動(dòng)分布情況;文獻(xiàn)[9]基于四缸汽油機(jī)采用AMESim軟件搭建了發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻系統(tǒng)模型,并通過(guò)實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證了模型的準(zhǔn)確性;文獻(xiàn)[10]通過(guò)建立車輛冷卻系統(tǒng)模型,分析了低速高負(fù)荷和高速爬升工況條件下冷卻系統(tǒng)的水溫變化情況。

本文采用AMESim仿真軟件建立工程機(jī)械車輛發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻系統(tǒng)仿真模型,分析環(huán)境溫度以及冷卻系統(tǒng)主要部件參數(shù)即水泵傳動(dòng)比和散熱器翅片波距變化對(duì)冷卻系統(tǒng)性能的影響,并探討冷卻系統(tǒng)性能的優(yōu)化路徑。

1 冷卻系統(tǒng)仿真模型

內(nèi)燃叉車發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻系統(tǒng)的基本結(jié)構(gòu)如圖1所示。

圖1 冷卻系統(tǒng)結(jié)構(gòu)示意圖

冷卻系統(tǒng)主要包括發(fā)動(dòng)機(jī)、水泵、節(jié)溫器、油冷器、散熱器和風(fēng)扇。當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)處于冷態(tài)時(shí),冷卻液在冷卻水泵的驅(qū)動(dòng)下進(jìn)入發(fā)動(dòng)機(jī)水套,節(jié)溫器主閥關(guān)閉,冷卻液通過(guò)副閥再流入冷卻液泵形成小循環(huán),從而防止發(fā)動(dòng)機(jī)過(guò)冷,保證發(fā)動(dòng)機(jī)迅速暖起來(lái)。當(dāng)冷卻液溫度達(dá)到節(jié)溫器的開(kāi)啟溫度時(shí),冷卻液經(jīng)節(jié)溫器主閥流入散熱器,空氣在風(fēng)扇的驅(qū)動(dòng)下通過(guò)散熱器以熱對(duì)流的形式帶走冷卻液的熱量,冷卻液返回冷卻水泵形成大循環(huán)。

本文基于AMESim軟件搭建仿真模型,應(yīng)用冷卻系統(tǒng)庫(kù)、熱庫(kù)、信號(hào)控制庫(kù)、熱液壓庫(kù)、熱力庫(kù)對(duì)冷卻系統(tǒng)進(jìn)行一維和三維仿真計(jì)算,構(gòu)建的冷卻系統(tǒng)模型與實(shí)際冷卻系統(tǒng)物理模型保持一致,冷卻系統(tǒng)模型如圖2所示。

系統(tǒng)模型主要包括發(fā)動(dòng)機(jī)子模型、節(jié)溫器子模型、水泵子模型、散熱器子模型、油冷器子模型和風(fēng)扇子模型[11]。

圖2 基于AMESim的發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻系統(tǒng)模型

1.1 發(fā)動(dòng)機(jī)

發(fā)動(dòng)機(jī)燃料燃燒產(chǎn)生的熱量主要轉(zhuǎn)化為3個(gè)部分:① 轉(zhuǎn)化為輸出的有用功;② 通過(guò)發(fā)動(dòng)機(jī)水套被冷卻液帶走的熱量;③ 燃料燃燒后排出氣體的熱量。發(fā)動(dòng)機(jī)子模型選用CSEN00元件。

發(fā)動(dòng)機(jī)散熱量隨轉(zhuǎn)速和軸功的變化情況如圖3所示。

圖3 發(fā)動(dòng)機(jī)散熱量與轉(zhuǎn)速、軸功的關(guān)系

發(fā)動(dòng)機(jī)換熱量采用經(jīng)驗(yàn)公式結(jié)合燃料特性和發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)進(jìn)行計(jì)算:

(1)

其中:A為發(fā)動(dòng)機(jī)散熱量占燃料總熱量的百分比;ge為發(fā)動(dòng)機(jī)燃料消耗率;Ne為發(fā)動(dòng)機(jī)功率;hn為燃料低熱值。

1.2 散熱器

本文研究的內(nèi)燃叉車散熱器為管帶式水箱散熱器,結(jié)構(gòu)參數(shù)見(jiàn)表1所列。其中芯片尺寸單位為mm。

表1 散熱器主要參數(shù)

仿真建模時(shí)散熱器子模型選用氣-液熱交換器HEATRAD2001元件。散熱器氣-液熱交換公式為:

Q=AU(Tin-Tout)

(2)

其中:Q為散熱器中空氣與冷卻液在單位時(shí)間內(nèi)的熱交換量;A為散熱器內(nèi)部的熱交換面積;U為對(duì)流換熱系數(shù);Tin、Tout為散熱器進(jìn)、出口冷卻液的溫度。

對(duì)流換熱系數(shù)通過(guò)一組試驗(yàn)數(shù)據(jù),采用AMESim基于NTU的方式計(jì)算出導(dǎo)熱系數(shù)和對(duì)流修正系數(shù),計(jì)算公式為:

(3)

其中:K為散熱器管道的導(dǎo)熱系數(shù);Gin為冷卻液質(zhì)量流量;Gout為空氣質(zhì)量流量;ain、bin為冷卻液側(cè)對(duì)流修正系數(shù);aout、bout為空氣側(cè)對(duì)流修正系數(shù)。

1.3 節(jié)溫器

節(jié)溫器模型選取CSTH1元件。蠟式節(jié)溫器主要作用是通過(guò)冷卻液溫度來(lái)調(diào)節(jié)冷卻回路流量的分配,從而改變冷卻系統(tǒng)的散熱能力,保障發(fā)動(dòng)機(jī)在合適的溫度范圍內(nèi)工作。節(jié)溫器開(kāi)啟溫度范圍為70～74 ℃,節(jié)溫器中蠟的溫度與來(lái)流冷卻液溫度的關(guān)系為:

(4)

其中:Tw為節(jié)溫器內(nèi)蠟的溫度;Tc為冷卻液的溫度;mCp為節(jié)溫器內(nèi)蠟的熱熔;hA為節(jié)溫器蠟與冷卻液換熱的總熱導(dǎo)。

節(jié)溫器中冷卻液流量計(jì)算公式為:

(5)

其中:Qv為冷卻液體積流量;Cq為流量系數(shù);A為等效面積;Δp為節(jié)溫器進(jìn)出口壓差;ρ為冷卻液密度。

1.4 水泵

水泵模型選取CSCP100元件,4C3-60C31型離心式水泵揚(yáng)程≥10 m,水泵與曲軸的傳動(dòng)比為1.23。水泵的主要作用是對(duì)冷卻液加壓,保障其在冷卻系統(tǒng)中循環(huán)流動(dòng),使冷卻液不斷從發(fā)動(dòng)機(jī)吸收熱量,再經(jīng)過(guò)散熱器帶走熱量,從而保證發(fā)動(dòng)機(jī)不過(guò)熱。冷卻水泵在4 000 r/min轉(zhuǎn)速下的性能曲線如圖4所示。

圖4 水泵性能曲線

泵的出口壓力計(jì)算:

pout=pin+Δp

(6)

其中:pout為水泵進(jìn)口壓力;Δp為水泵進(jìn)、出口壓差。

泵的轉(zhuǎn)速由發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速與傳動(dòng)比計(jì)算得到:

Nm=Neε

(7)

其中:Ne為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速;ε為水泵與發(fā)動(dòng)機(jī)的傳動(dòng)比。

水泵冷卻液出口溫度由冷卻液進(jìn)口溫度和泵提供的功率確定,水泵向冷卻液提供的功率為:

(8)

其中:Q為冷卻液體積流量;fe為全局效率,0≤fe≤1。

1.5 風(fēng)扇

風(fēng)扇模型選取HEATFAN001元件,為塑料排風(fēng)式風(fēng)扇,冷卻風(fēng)扇與曲軸轉(zhuǎn)速比為165∶134,葉片數(shù)為7,外徑為380 mm。根據(jù)空氣動(dòng)力學(xué)原理,風(fēng)扇的流量與轉(zhuǎn)速成正比,消耗功率與轉(zhuǎn)速成三次方關(guān)系。因此,在滿足散熱量要求的情況下,從燃油經(jīng)濟(jì)性考慮,可以適當(dāng)增大風(fēng)扇的直徑,降低風(fēng)扇的轉(zhuǎn)速。

風(fēng)扇性能曲線如圖5所示。

圖5 風(fēng)扇性能曲線圖

風(fēng)扇輸出壓力計(jì)算公式為:

pout=pin+Δp

(9)

風(fēng)扇壓力增加量是體積流量與風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)速的函數(shù),流量系數(shù)和壓力系數(shù)計(jì)算公式為:

(10)

(11)

其中:Q為體積流量;n為轉(zhuǎn)速;D為葉輪直徑;ρ為流體密度;Δp為壓力增量。

1.6 模型驗(yàn)證

為了驗(yàn)證模型的準(zhǔn)確性,選取冷卻系統(tǒng)一維仿真散熱器的出水溫度、出風(fēng)溫度、風(fēng)量以及換熱量與實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行對(duì)比。

搭建風(fēng)洞實(shí)驗(yàn)臺(tái),對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻系統(tǒng)散熱器的實(shí)際性能進(jìn)行測(cè)試,主要實(shí)驗(yàn)裝置有離心風(fēng)機(jī)、水泵、水加熱器、噴嘴、流量調(diào)節(jié)閥、水箱、采樣器等,其中通過(guò)水加熱器模擬發(fā)動(dòng)機(jī)發(fā)熱量,通過(guò)溫度、壓力、流量傳感器記錄實(shí)測(cè)數(shù)據(jù)。風(fēng)洞實(shí)驗(yàn)臺(tái)如圖6所示。

在水散熱器進(jìn)口冷卻液溫度為88.6 ℃、水量為1.62 kg/s,空氣側(cè)進(jìn)風(fēng)溫度為29.0 ℃、風(fēng)速為8.01 m/s的工況下進(jìn)行仿真運(yùn)行,得到水散熱器的出水溫度、出風(fēng)溫度、風(fēng)量以及換熱量的數(shù)值,并與實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)對(duì)比,結(jié)果見(jiàn)表2所列。

從表2可以看出,仿真結(jié)果與實(shí)驗(yàn)值之間的誤差在10%以內(nèi),從而驗(yàn)證了本文仿真模型的準(zhǔn)確性。

圖6 風(fēng)洞實(shí)驗(yàn)臺(tái)

表2 實(shí)驗(yàn)值與仿真值的對(duì)比

2 冷卻系統(tǒng)影響因素分析

2.1 環(huán)境溫度對(duì)冷卻系統(tǒng)的影響

環(huán)境溫度是一個(gè)不穩(wěn)定的外界因素,對(duì)冷卻系統(tǒng)的運(yùn)行狀態(tài)有著重要影響。工程機(jī)械車輛通常在環(huán)境相對(duì)惡劣的場(chǎng)所進(jìn)行作業(yè),而叉車一般在港口碼頭、機(jī)場(chǎng)車站以及倉(cāng)庫(kù)工廠等場(chǎng)所進(jìn)行裝卸、搬運(yùn)作業(yè),這些地方受陽(yáng)光直接照射或相對(duì)封閉,導(dǎo)致區(qū)域溫度較高,對(duì)叉車發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻系統(tǒng)性能有著較高的要求。

本文分析了叉車發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻系統(tǒng)性能隨室外環(huán)境溫度變化的情況,如圖7所示。

圖7 散熱器進(jìn)、出口溫度隨環(huán)境溫度的變化

從圖7可以看出:隨著環(huán)境溫度不斷升高,水箱散熱器進(jìn)、出口冷卻液溫度持續(xù)上升;隨著環(huán)境溫度升高,散熱器進(jìn)出口溫差在顯著減小。這表明散熱器的換熱能力在降低,冷卻系統(tǒng)冷卻性能顯著下降。

因此,冷卻系統(tǒng)的設(shè)計(jì)需要考慮高溫環(huán)境工況下散熱器的散熱性能會(huì)降低,應(yīng)該適當(dāng)提高極限工況下冷卻系統(tǒng)的性能,以保障冷卻系統(tǒng)的散熱能力仍能滿足發(fā)動(dòng)機(jī)的散熱要求。

2.2 水泵傳動(dòng)比對(duì)冷卻系統(tǒng)的影響

水泵作為冷卻液循環(huán)的動(dòng)力來(lái)源,對(duì)冷卻系統(tǒng)的散熱性能有著重要影響。隨著水泵傳動(dòng)比的提高,水泵轉(zhuǎn)速不斷增大,冷卻液循環(huán)加快,導(dǎo)致散熱器的換熱量增大。

散熱器冷卻液進(jìn)、出口溫度隨水泵傳動(dòng)比變化情況如圖8所示。

圖8 散熱器冷卻液進(jìn)、出口溫度隨水泵傳動(dòng)比變化

從圖8可以看出:隨著水泵傳動(dòng)比的提高,散熱器進(jìn)、出口冷卻液溫度逐漸降低,并且降低速率逐漸減緩;同時(shí),隨著水泵傳動(dòng)比增加,散熱器進(jìn)出口冷卻液溫差逐漸減小。

考慮到提高水泵傳動(dòng)比會(huì)增加水泵的消耗功率,建議在一定范圍內(nèi)適當(dāng)提高傳動(dòng)比,改進(jìn)冷卻系統(tǒng)的散熱性能。

2.3 散熱器翅片波距對(duì)冷卻系統(tǒng)性能的影響

散熱器是發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻系統(tǒng)的重要部件,其結(jié)構(gòu)對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻系統(tǒng)的散熱性能有著重要影響,叉車發(fā)動(dòng)機(jī)艙的空間較為緊湊,留給散熱器的空間相對(duì)有限。因此,在空間尺寸相對(duì)固定的情況下,優(yōu)化散熱器結(jié)構(gòu),提高傳熱系數(shù),增強(qiáng)冷卻系統(tǒng)的散熱能力成為關(guān)鍵。

對(duì)于管帶式散熱器,翅片波距是影響散熱器性能的主要參數(shù),本文重點(diǎn)探討散熱器翅片波距對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻系統(tǒng)性能的影響。

保持管帶式水散熱器芯體結(jié)構(gòu)尺寸、水管結(jié)構(gòu)不變,翅片結(jié)構(gòu)除波距外其余不變,通過(guò)只改變散熱器翅片波距來(lái)探究其對(duì)冷卻系統(tǒng)的影響。

本文在原散熱器的基礎(chǔ)上設(shè)計(jì)了2款散熱器,散熱器翅片波距依次減小0.3 mm,見(jiàn)表3所列。

表3 散熱器優(yōu)化參數(shù)表

不同散熱器結(jié)構(gòu)下,散熱器進(jìn)、出水冷卻液溫度變化如圖9所示。

從圖9可以看出,隨著散熱器翅片波距減小,換熱有效面積增加,換熱量提高,進(jìn)、出水溫差逐漸升高,表明優(yōu)化后的散熱器散熱性能提高,對(duì)冷卻系統(tǒng)有著積極的影響。

圖9 散熱器進(jìn)、出水冷卻液溫度變化

3 結(jié) 論

本文采用AMESim仿真軟件建立了叉車發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻系統(tǒng)模型,并基于風(fēng)洞實(shí)驗(yàn)臺(tái)驗(yàn)證了模型的準(zhǔn)確性,分析了環(huán)境溫度、水泵傳動(dòng)比以及散熱器翅片波距對(duì)冷卻系統(tǒng)性能的影響,研究結(jié)論如下:

(1) 發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻系統(tǒng)受環(huán)境溫度影響較大,隨著環(huán)境溫度的升高,冷卻系統(tǒng)的冷卻性能會(huì)顯著降低。因此,冷卻系統(tǒng)的設(shè)計(jì)應(yīng)該適當(dāng)提高極限工況下冷卻系統(tǒng)的性能以保障高溫工況下發(fā)動(dòng)機(jī)的散熱要求。另外,在高溫環(huán)境下,應(yīng)及時(shí)查看水溫,防止發(fā)動(dòng)機(jī)出現(xiàn)“開(kāi)鍋”現(xiàn)象。

(2) 提高水泵傳動(dòng)比可降低水箱散熱器冷卻液溫度,對(duì)冷卻系統(tǒng)性能有所提高,且提升趨勢(shì)逐漸變緩。因此,考慮到水泵消耗功率的增加,應(yīng)在一定范圍內(nèi)適當(dāng)提升傳動(dòng)比,以提高冷卻系統(tǒng)散熱性能。

(3) 本文通過(guò)適當(dāng)減小散熱器翅片波距優(yōu)化設(shè)計(jì)了2款散熱器,相較于原散熱器翅片波距依次減小0.3 mm,結(jié)果表明,優(yōu)化后的散熱器進(jìn)出水溫差依次提高0.2、0.3 ℃。