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某車型熱管理系統(tǒng)匹配分析研究
2020-06-30 23:54:37· 來源：《 某車型熱管理系統(tǒng)匹配分析研究》 作者：海馬汽車股份有限公司
前言本文提出一種整車熱管理系統(tǒng)精確匹配方法，應(yīng)用于車型開發(fā)過程中系統(tǒng)的精確匹配分析。本文方法結(jié)合一維解析軟件Flowmaster和CFD軟件STAR-CCM+，以散熱器進(jìn)風(fēng)
前言
本文提出一種整車熱管理系統(tǒng)精確匹配方法，應(yīng)用于車型開發(fā)過程中系統(tǒng)的精確匹配分析。本文方法結(jié)合一維解析軟件Flowmaster和CFD軟件STAR-CCM+，以散熱器進(jìn)風(fēng)溫度、散熱器進(jìn)風(fēng)量、發(fā)動(dòng)機(jī)散熱需求、電子風(fēng)扇性能、散熱器冷卻液流量參數(shù)為依據(jù)進(jìn)行匹配，解析得到精確的匹配結(jié)果，實(shí)現(xiàn)精確匹配。相較依據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)額定功率通過經(jīng)驗(yàn)公式粗略估算匹配的方法，此方法解決了匹配過程中性能嚴(yán)重過剩的問題。
1 整車熱管理系統(tǒng)分析計(jì)算
1.1 發(fā)動(dòng)機(jī)散熱需求分析計(jì)算
整車熱管理系統(tǒng)模型基于整車熱平衡工況的穩(wěn)態(tài)模型建立，在特定工況下發(fā)動(dòng)機(jī)做功產(chǎn)生的能量流動(dòng)處于平衡狀態(tài)。能量流動(dòng)主要方向分為發(fā)動(dòng)機(jī)輸出功率、發(fā)動(dòng)機(jī)本體釋放至外界的熱量、冷卻液吸收的熱量、排出廢氣帶走的能量等。其中冷卻液吸收熱量為系統(tǒng)匹配直接相關(guān)參數(shù)，此參數(shù)通過發(fā)動(dòng)機(jī)熱平衡臺(tái)架試驗(yàn)獲得。發(fā)動(dòng)機(jī)臺(tái)架試驗(yàn)條件中扭矩和轉(zhuǎn)速根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)所匹配車型的熱平衡工況分析獲得，散熱器冷卻液流量依據(jù)水泵等相關(guān)零部件的水力特性匹配分析獲得，冷卻液最小循環(huán)流量需滿足缸體水套溫度場的要求。
整車熱平衡工況依據(jù)按照匹配車型工作極限條件設(shè)定，整車熱平衡工況邊界條件確定了發(fā)動(dòng)機(jī)散熱性能需求。各工況定義如表1所示：
1.1.1 發(fā)動(dòng)機(jī)輸出扭矩解析
發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速、扭矩為臺(tái)架熱平衡試驗(yàn)直接相關(guān)邊界條件，轉(zhuǎn)速、扭矩由整車設(shè)定工作條件下的行駛阻力決定。行駛阻力由滾動(dòng)阻力和風(fēng)阻兩部分構(gòu)成，滾動(dòng)阻力與整車重量、路面狀況、坡度相關(guān)，風(fēng)阻與車輛風(fēng)阻系數(shù)、迎風(fēng)面積和車速相關(guān)。路面狀況符合GB12534標(biāo)準(zhǔn)要求路面。
在設(shè)定工況下，滾動(dòng)阻力與車輛坡道、車速相關(guān)，風(fēng)阻與車速相關(guān)，高速工況發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩達(dá)到最大值。爬坡工況以坡道滾動(dòng)阻力為主要影響因素，高速工況以風(fēng)阻為主。代入相關(guān)參數(shù)，求解方程得到發(fā)動(dòng)機(jī)在各工況下輸出扭矩。求解結(jié)果與對(duì)應(yīng)工況的空調(diào)壓縮機(jī)需求扭矩之和為發(fā)動(dòng)機(jī)實(shí)車輸出扭矩，如表2所示。
1.1.2 發(fā)動(dòng)機(jī)散熱需求解析
根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)熱平衡試驗(yàn)測得發(fā)動(dòng)機(jī)在不同轉(zhuǎn)速、不同扭矩下的散熱量數(shù)據(jù)生成散熱性能需求MAP。依據(jù)發(fā)動(dòng)扭矩和發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速，從MAP中得到精確的發(fā)動(dòng)機(jī)散熱需求。
發(fā)動(dòng)機(jī)本體散熱通道為與測試環(huán)境空氣自然對(duì)流傳熱和與測試環(huán)境輻射傳熱。發(fā)動(dòng)機(jī)測試環(huán)境空氣溫度20℃，墻壁溫度20℃。在整車工況下發(fā)動(dòng)機(jī)與機(jī)艙周邊溫度相近傳熱溫差小，傳熱量可忽略。發(fā)動(dòng)機(jī)在臺(tái)架測試中本體散熱量比實(shí)車狀態(tài)散熱量大，此熱量差值在整車工況下轉(zhuǎn)移至散熱器，通過散熱器傳遞到流通空氣中。
發(fā)動(dòng)機(jī)表面積約1.369m2，根據(jù)經(jīng)驗(yàn)值自然對(duì)流傳熱系數(shù)取11W/(m2·K)，自然對(duì)流傳熱量約805W。熱輻射傳熱過程傳熱簡化為發(fā)動(dòng)機(jī)與測試環(huán)境墻壁兩個(gè)表面組成的封閉腔的輻射傳熱，發(fā)動(dòng)機(jī)本體表面發(fā)射系數(shù)取0.82，墻壁表面發(fā)射率0.92，估算輻射傳熱量約774W。
在測試獲得的散熱需求MAP值增加1.579kW為實(shí)車發(fā)動(dòng)機(jī)散熱需求，如表2所示。
1.2 熱管理系統(tǒng)邊界條件及計(jì)算解析
熱管理系統(tǒng)邊界條件由液側(cè)邊界條件和空氣側(cè)邊界條件組成。液側(cè)邊界條件直接相關(guān)參數(shù)為冷卻液流量、冷卻液溫度。空氣側(cè)邊界條件直接相關(guān)參數(shù)為空氣側(cè)的空氣流量、空氣溫度。
1.2.1 液側(cè)邊界條件解析
液側(cè)循環(huán)系統(tǒng)由發(fā)動(dòng)機(jī)水泵、發(fā)動(dòng)機(jī)水套、機(jī)油冷卻器、增壓器冷卻水道、節(jié)溫器、變速箱油冷卻器、散熱器、暖風(fēng)芯體和相關(guān)管道構(gòu)成，其水力特性分別如圖2、圖3所示。
液側(cè)邊界條件直接相關(guān)參數(shù)為冷卻液流量、冷卻液溫度。冷卻液流量根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)的水泵水力特性MAP、相關(guān)零部件的水力特性參數(shù)解析獲得。解析過程中把相關(guān)元器件水力特性參數(shù)轉(zhuǎn)化為軟件可以利用格式，借助工具一維解析軟件Flowmaster獲取解析結(jié)果。
依據(jù)各零部件水力特性建立冷卻液側(cè)流動(dòng)阻力模型，通過一維解析軟件Flowmaster中對(duì)模型進(jìn)行求解獲得散熱器在各工況下精確冷卻液流量。根據(jù)各工況下水泵轉(zhuǎn)速計(jì)算對(duì)應(yīng)工況液側(cè)流量分布如表3所示。
1.2.2 空氣側(cè)邊界條件解析
散熱器空氣側(cè)邊界條件受前端模塊布置、前格柵開孔、發(fā)動(dòng)機(jī)布置方式以及機(jī)艙布置影響。在前期開發(fā)階段主要考慮影響因素為前格柵、前端模塊布置以及機(jī)艙背壓。解析過程中按照25%開孔率設(shè)定前格柵，基于CFD分析值設(shè)定背壓、空氣流量等參數(shù)，按照前端模塊布置建立前端模塊模型。
汽車行駛過程中，冷卻系統(tǒng)的起動(dòng)阻力等于風(fēng)扇靜壓與行駛風(fēng)壓之和。車輛迎風(fēng)在前格柵附近因空氣流道收縮部分動(dòng)壓轉(zhuǎn)化為靜壓，靜壓升高，有一定程度上對(duì)進(jìn)氣有預(yù)壓縮效果，有利于進(jìn)氣。機(jī)艙出風(fēng)口在機(jī)艙下部與道路交界面處，空氣相對(duì)車輛運(yùn)動(dòng)底部空氣靜壓較低有利于機(jī)艙出風(fēng)?？諝鈧?cè)阻力模型簡單空氣流動(dòng)復(fù)雜，空氣流動(dòng)同時(shí)受到到機(jī)艙熱空氣回流、前端模塊周邊高速時(shí)漏風(fēng)低速時(shí)熱氣回流、前機(jī)艙空氣流道復(fù)雜等邊界條件影響?？諝鈧?cè)零部件空氣流動(dòng)阻力特性、電子風(fēng)扇性能如圖7所示。
分析計(jì)算需借助CFD軟件STAR-CCM+解析參數(shù)后代入一維解析軟件。在計(jì)算過程中設(shè)定進(jìn)風(fēng)為恒密度、恒溫的空氣，進(jìn)風(fēng)總壓以空氣流動(dòng)動(dòng)壓和空氣靜壓構(gòu)成。設(shè)定中冷器、冷凝器、散熱器為多孔介質(zhì)，輸入?yún)?shù)如表4所示。
通過STAR-CCM+軟件結(jié)合3D數(shù)據(jù)解析得出各工況下散熱器進(jìn)風(fēng)量，各工況散熱器進(jìn)風(fēng)量如表5所示。
1.2.3 熱管理系統(tǒng)性能計(jì)算解析
根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)在整車工況的實(shí)際工作條件，搭建發(fā)動(dòng)機(jī)熱管理系統(tǒng)一維模型。根據(jù)CFD計(jì)算結(jié)果獲取各工況下前端模塊進(jìn)風(fēng)量。根據(jù)中冷器風(fēng)阻、冷凝器風(fēng)阻、中冷器散熱量、冷凝器散熱量、發(fā)動(dòng)機(jī)散熱需求、散熱器性能MAP輸入相關(guān)參數(shù)，解析得到散熱器各工況進(jìn)風(fēng)溫度、發(fā)動(dòng)機(jī)出水溫度等參數(shù)，解析結(jié)果如表6所示。
2 整車熱管理系統(tǒng)計(jì)算結(jié)果分析
風(fēng)扇控溫策略為水溫升至95℃時(shí)風(fēng)扇低速開啟、水溫回落至90℃風(fēng)扇關(guān)閉，水溫升至105℃風(fēng)扇高轉(zhuǎn)速開啟、水溫回落至102℃風(fēng)扇低轉(zhuǎn)速開啟。根據(jù)計(jì)算結(jié)果，發(fā)動(dòng)機(jī)散熱性能需求與散熱器散熱量繪制性能曲線，如圖10所示。
2.1 工況一計(jì)算結(jié)果分析
工況一條件下，發(fā)動(dòng)機(jī)散熱性能需求曲線與散熱器散熱量曲線交匯于風(fēng)扇高轉(zhuǎn)速散熱量曲線水溫106.2℃點(diǎn)處。此工況風(fēng)扇高轉(zhuǎn)速運(yùn)轉(zhuǎn)，發(fā)動(dòng)機(jī)出水溫度穩(wěn)定在106.2℃。
2.2 工況二計(jì)算結(jié)果分析
工況二條件下發(fā)動(dòng)機(jī)輸出扭矩與工況一接近，車速由29.9km/h提升至49.6km/h，迎面風(fēng)速提高后散熱器進(jìn)風(fēng)量提升、散熱器進(jìn)風(fēng)溫度下降。發(fā)動(dòng)機(jī)散熱性能需求曲線與散熱器散熱量曲線交匯于風(fēng)扇高轉(zhuǎn)速散熱量曲線水溫102.3℃。此工況風(fēng)扇高轉(zhuǎn)速運(yùn)轉(zhuǎn)，發(fā)動(dòng)機(jī)出水溫度穩(wěn)定在102.3℃。
發(fā)動(dòng)機(jī)出水溫度處于風(fēng)扇高轉(zhuǎn)速運(yùn)轉(zhuǎn)回落至低轉(zhuǎn)速臨界點(diǎn)處，且風(fēng)扇高轉(zhuǎn)速散熱器散熱量高于風(fēng)扇低轉(zhuǎn)速散熱器散熱量，實(shí)車發(fā)動(dòng)機(jī)出水溫度可能在102.3℃以下區(qū)間循環(huán)波動(dòng)。
2.3 工況三計(jì)算結(jié)果分析
工況三條件下整車空檔、發(fā)動(dòng)機(jī)怠速，此工況發(fā)動(dòng)機(jī)輸出扭矩需求低，主要為壓縮機(jī)工作扭矩需求扭矩和摩擦阻力需求扭矩，此工況下發(fā)動(dòng)機(jī)散熱量需求約6.57kW。由于冷凝器側(cè)空氣流量低，空調(diào)系統(tǒng)冷凝側(cè)壓力較高，空調(diào)系統(tǒng)中壓開關(guān)間斷置位，電子風(fēng)扇處于高轉(zhuǎn)速速、低轉(zhuǎn)速交替運(yùn)行狀態(tài)。
發(fā)動(dòng)機(jī)散熱量需求處于風(fēng)扇低轉(zhuǎn)速散熱量區(qū)間和風(fēng)扇高轉(zhuǎn)速散熱量區(qū)間的中間區(qū)域，所有區(qū)間溫度點(diǎn)的發(fā)動(dòng)機(jī)需求散熱量與風(fēng)扇高轉(zhuǎn)速散熱量差值均小于與風(fēng)扇低轉(zhuǎn)速散熱量差值，在風(fēng)扇高低轉(zhuǎn)速切換后發(fā)動(dòng)機(jī)出水溫度升溫速率大于降溫速率。
空調(diào)系統(tǒng)熱容量大幅低于冷卻系統(tǒng)熱容量，且冷凝器傳熱效率大幅高于散熱器傳熱效率，電子風(fēng)扇高低轉(zhuǎn)速切換后的空調(diào)系統(tǒng)壓力變化快于發(fā)動(dòng)機(jī)水溫變化。
發(fā)動(dòng)機(jī)出水溫度低于90℃后冷卻液循環(huán)流量會(huì)根據(jù)控制策略降低，綜合分析后預(yù)測發(fā)動(dòng)機(jī)出水溫度隨風(fēng)扇高轉(zhuǎn)速、低轉(zhuǎn)速變化在90℃~95℃之間波動(dòng)。
2.4 工況四計(jì)算結(jié)果分析
在工況四條件下，發(fā)動(dòng)機(jī)輸出扭矩大，需求散熱量大。散熱器迎面風(fēng)速高、進(jìn)風(fēng)量大，進(jìn)氣溫度低。發(fā)動(dòng)機(jī)散熱性能需求曲線與散熱器散熱量曲線交匯于風(fēng)扇低轉(zhuǎn)速散熱量曲線96℃。此工況風(fēng)扇低轉(zhuǎn)速運(yùn)轉(zhuǎn)，發(fā)動(dòng)機(jī)出水溫度穩(wěn)定在96℃。
3 整車試驗(yàn)驗(yàn)證
整車熱平衡試驗(yàn)實(shí)際模擬極限行駛工況對(duì)熱管理系統(tǒng)的性能需求，對(duì)分析結(jié)果進(jìn)行驗(yàn)證。
整車熱平衡試驗(yàn)通過環(huán)境艙模擬外界環(huán)境溫度、光照強(qiáng)度、行駛阻力、迎面風(fēng)速，驗(yàn)證整車熱平衡性能。
表7 是整車熱平衡試驗(yàn)測試結(jié)果。發(fā)動(dòng)機(jī)水溫分析結(jié)果與實(shí)測結(jié)果百分比偏差如表8所示，發(fā)動(dòng)機(jī)出水溫度最大誤差百分比為5.46%，分析結(jié)果符合度高。
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