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【Climate】基于KULI的汽車空調(diào)系統(tǒng)性能仿真分析
2020-08-26 23:38:01· 來源：汽車CFD技術(shù)之家
摘要：利用一維仿真軟件KULI 建立基于結(jié)構(gòu)參數(shù)、單體性能參數(shù)以及試驗(yàn)數(shù)據(jù)的整車空調(diào)系統(tǒng)瞬態(tài)仿真分析模型，對某型汽車整車空調(diào)系統(tǒng)降溫性能進(jìn)行仿真分析，并利
摘要：利用一維仿真軟件KULI 建立基于結(jié)構(gòu)參數(shù)、單體性能參數(shù)以及試驗(yàn)數(shù)據(jù)的整車空調(diào)系統(tǒng)瞬態(tài)仿真分析模型，對某型汽車整車空調(diào)系統(tǒng)降溫性能進(jìn)行仿真分析，并利用其降溫試驗(yàn)數(shù)據(jù)驗(yàn)證仿真模型的準(zhǔn)確性。結(jié)果表明，各風(fēng)口出風(fēng)溫度、乘員艙平均溫度以及降溫速率誤差滿足實(shí)際工程需求。
隨著國內(nèi)汽車市場的日趨成熟，市場環(huán)境對汽車空調(diào)系統(tǒng)的制冷效果、成本、能耗、布置空間等方面的要求越來越高，空調(diào)性能的精益化設(shè)計(jì)開發(fā)需求越來越迫切。各主機(jī)廠需要根據(jù)車輛使用環(huán)境、用戶特殊需求以及競品車水平精確定義車輛的空調(diào)降溫目標(biāo)、采暖目標(biāo)和熱舒適性目標(biāo)。然后通過空調(diào)性能匹配分析將系統(tǒng)目標(biāo)分解至零部件目標(biāo)，完成關(guān)鍵零部件選型，并在空調(diào)系統(tǒng)開發(fā)過程中逐步評估設(shè)計(jì)變量及關(guān)聯(lián)因素變動所引起的整車空調(diào)性能風(fēng)險(xiǎn)。因此空調(diào)系統(tǒng)匹配分析對于空調(diào)系統(tǒng)開發(fā)至關(guān)重要。
空調(diào)系統(tǒng)匹配分析主要包含理論計(jì)算匹配、試驗(yàn)匹配及一維空調(diào)仿真匹配3 種方法。理論計(jì)算匹配是在汽車發(fā)展的早期進(jìn)行零部件性能目標(biāo)分解的主要方法，它只能進(jìn)行粗略的評估，無法精確評估耦合因素(如前端冷卻模塊的布置、空調(diào)控制策略等) 、不同環(huán)境、不同工況對空調(diào)效果的影響，結(jié)果存在很大的不確定性; 試驗(yàn)匹配包括搭建空調(diào)系統(tǒng)臺架試驗(yàn)臺和平臺車(與被開發(fā)車型動力總成相同或高度近似的車型) 改車試驗(yàn)，能夠充分考慮環(huán)境參數(shù)、整車工況等影響，但是試驗(yàn)匹配所需資源多、匹配成本高、試驗(yàn)周期長，已經(jīng)無法滿足當(dāng)前整車開發(fā)需求; 一維空調(diào)仿真匹配可以結(jié)合參考車整車空調(diào)系統(tǒng)降溫試驗(yàn)進(jìn)行仿真對標(biāo)，從而提升仿真精度，能夠?yàn)檎囬_發(fā)各個階段提供空調(diào)性能匹配分析支持，同時具備需求資源少、驗(yàn)證及優(yōu)化的周期短、成本低等優(yōu)點(diǎn)，逐步替代傳統(tǒng)單純的理論匹配計(jì)算或單純試驗(yàn)匹配方法，成為目前主流的匹配方法。筆者利用KULI一維仿真軟件對某型汽車整車空調(diào)系統(tǒng)降溫性能進(jìn)行試驗(yàn)標(biāo)定及仿真分析。
1 空調(diào)系統(tǒng)模型建立
在仿真分析中，可以將空調(diào)系統(tǒng)抽象成制冷回路、空氣回路以及2個回路之間的耦合，制冷回路中各零部件可以用傳熱傳質(zhì)描述其工作狀態(tài)和性能。系統(tǒng)以及各元件之間的物理現(xiàn)象存在以下假設(shè)條件:
1)壓縮機(jī)的工作特性是由壓縮比、壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速、壓縮機(jī)排量和壓縮機(jī)的吸氣過熱度共同決定的;
2)制冷劑在蒸發(fā)器及冷凝器內(nèi)部做一維流動，流動狀態(tài)僅沿管長方向變化，忽略軸向變化及重力影響;
3) 忽略蒸發(fā)器及冷凝器管壁熱阻，忽略管壁在軸向的換熱;
4) 流體在膨脹閥內(nèi)絕熱流動。
壓縮機(jī)為空調(diào)系統(tǒng)的動力源，其將低溫低壓氣態(tài)制冷劑壓縮成高溫高壓制冷劑。根據(jù)壓縮機(jī)模型及單體試驗(yàn)數(shù)據(jù)計(jì)算出不同轉(zhuǎn)速及壓比下的無量綱常數(shù)(等熵效率及容積效率等)，并將在不同轉(zhuǎn)速及壓比下的無量綱常數(shù)以MAP形式輸入仿真軟件，用于模擬壓縮機(jī)性能。
冷凝器和蒸發(fā)器建模是基于換熱器型式、流程設(shè)計(jì)、結(jié)構(gòu)參數(shù)和寬運(yùn)行工況下的性能試驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行擬合的方法實(shí)現(xiàn)。幾何形狀參數(shù)包括芯體長度、厚度、高度以及內(nèi)部管路布置、翅片形狀等。根據(jù)冷凝器/蒸發(fā)器單體性能試驗(yàn)環(huán)境(包括環(huán)境溫度、風(fēng)速、制冷劑流量、壓力等)對模型的制冷量和壓降進(jìn)行校核，調(diào)節(jié)模型中的傳熱因子與摩擦因子，使冷凝器/蒸發(fā)器單體的模擬結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果一致，然后將校核后的冷凝器/蒸發(fā)器加入系統(tǒng)模型進(jìn)行空調(diào)性能模擬。冷凝器/蒸發(fā)器空氣側(cè)的換熱計(jì)算是采用相似原理，先將試驗(yàn)中的物理量無量綱化，再根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式與無量綱系數(shù)計(jì)算實(shí)際值?？諝鈧?cè)換熱量需要通過結(jié)構(gòu)參數(shù)與試驗(yàn)數(shù)據(jù)相結(jié)合的方法進(jìn)行計(jì)算。
Nu = c1 Ｒec2Prc3η (1)
式中: Nu 為空氣側(cè)的努塞爾數(shù); Ｒe 為空氣側(cè)的雷諾數(shù); Pr 為空氣側(cè)的普朗特?cái)?shù); η 為翅片效率; c1，c2和c3分別為由換熱器單體性能試驗(yàn)數(shù)據(jù)計(jì)算的無量綱常數(shù)。換熱器制冷劑側(cè)分為單相區(qū)和兩相區(qū)，制冷劑側(cè)換熱詳見文獻(xiàn)［1］。
2 主要零部件對標(biāo)分析
2. 1 換熱器標(biāo)定
通過建立與冷凝器/蒸發(fā)器單體試驗(yàn)相同測試條件的一維模型對該部件進(jìn)行單體性能標(biāo)定。冷凝器/蒸發(fā)器性能檢測在焓差試驗(yàn)室完成，冷凝器測試條件為環(huán)境溫度38℃，制冷劑入口壓力為1.2MPa±0.02 MPa，制冷劑入口過熱度為25℃。蒸發(fā)器測試條件為環(huán)境溫度38℃，膨脹閥入口壓力為1.74MPa±0． 02MPa，膨脹閥入口過冷度為5℃±0.5℃。為降低標(biāo)定及整車降溫仿真誤差，標(biāo)定換熱器時選取的試驗(yàn)工況點(diǎn)覆蓋范圍應(yīng)盡量廣泛并平均，本文換熱器標(biāo)定選取的工況點(diǎn)為風(fēng)量及制冷劑流量最大點(diǎn)、風(fēng)量及制冷劑流量最小點(diǎn)，另外中間平均選取2 個點(diǎn)，具體工作點(diǎn)如表1所示。
基于結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行冷凝器/蒸發(fā)器建模，換熱器具體參數(shù)如表2所示，并根據(jù)單體性能試驗(yàn)數(shù)據(jù)對其進(jìn)行性能標(biāo)定，空氣側(cè)狀態(tài)參數(shù)以及制冷劑側(cè)狀態(tài)參數(shù)與試驗(yàn)值相同，標(biāo)定目標(biāo)為冷凝器空氣側(cè)出口及制冷劑側(cè)出口狀態(tài)參數(shù)與試驗(yàn)值誤差在±5%內(nèi)，蒸發(fā)器出口各狀態(tài)量與試驗(yàn)誤差在±10%內(nèi)(蒸發(fā)器由于冷凝水析出原因?qū)е乱痪S仿真模型計(jì)算與試驗(yàn)結(jié)果誤差較大) 。
換熱器在各工況點(diǎn)下的壓降、換熱量的仿真與試驗(yàn)值的對標(biāo)結(jié)果如圖1～圖4所示。
通過與冷凝器/蒸發(fā)器單體性能試驗(yàn)在4個工況點(diǎn)下對標(biāo)，冷凝器制冷劑側(cè)壓降標(biāo)定誤差小于4%，換熱量標(biāo)定誤差小于2%; 蒸發(fā)器制冷劑側(cè)壓降標(biāo)定誤差小于8%，制冷量標(biāo)定誤差小于4%，因此冷凝器/蒸發(fā)器單體性能標(biāo)定誤差滿足工程應(yīng)用要求。
2. 2 風(fēng)管風(fēng)量分配及傳熱性能標(biāo)定
根據(jù)平臺車空調(diào)箱體各風(fēng)口風(fēng)量分配比例及風(fēng)管傳熱性能進(jìn)行風(fēng)管內(nèi)阻和傳熱屬性標(biāo)定。筆者根據(jù)某型汽車平臺車空調(diào)箱體風(fēng)量分配計(jì)算結(jié)果和整車空調(diào)系統(tǒng)降溫試驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行標(biāo)定，空調(diào)箱體總風(fēng)量為468m3/h (對應(yīng)風(fēng)機(jī)最高檔位7
檔)，風(fēng)口為前排吹面4個分口及后排總風(fēng)口，各風(fēng)口風(fēng)量配比約為13:12:12:14:10。高溫環(huán)境下空調(diào)箱體與所處環(huán)境之間存在熱交換，由于箱體、風(fēng)管和風(fēng)口的裝配誤差導(dǎo)致的漏風(fēng)損失是造成汽車空調(diào)冷量損失的主要原因，通常通過增加保溫措施及提高零部件之間的密封以最大限度降低箱體傳熱及漏風(fēng)損失。標(biāo)定過程中根據(jù)平臺車整車降溫試驗(yàn)數(shù)據(jù)，對箱體(含風(fēng)管) 與箱體外部空氣環(huán)境的傳熱系數(shù)進(jìn)行標(biāo)定，標(biāo)定模型如圖5所示。
各風(fēng)口風(fēng)量及傳熱性能標(biāo)定具體結(jié)果見圖6和圖7，左風(fēng)口為主駕左吹面風(fēng)口，中左風(fēng)口為主駕右吹面風(fēng)口，中右風(fēng)口為副駕左吹面風(fēng)口，右風(fēng)口為副駕右吹面風(fēng)口。由圖可知，各風(fēng)口風(fēng)量標(biāo)定誤差小于1.5%，風(fēng)口溫度標(biāo)定誤差小于0.5℃，標(biāo)定誤差滿足工程應(yīng)用要求。
3 空調(diào)系統(tǒng)仿真與試驗(yàn)驗(yàn)證
根據(jù)建模原理和對標(biāo)后的換熱器及箱體模型，建立與整車試驗(yàn)相吻合的空調(diào)系統(tǒng)模型，仿真模型中乘員艙采用簡易模型，其中乘員艙光照強(qiáng)度1000W/m2，乘員2人。風(fēng)機(jī)風(fēng)量設(shè)置為7檔，仿真工況與整車降溫試驗(yàn)工況一致，如表3所示。
在車輛實(shí)際運(yùn)行過程中，格柵正對前端冷卻模塊位置、模塊間隙漏風(fēng)及風(fēng)機(jī)旋轉(zhuǎn)等造成冷凝器進(jìn)風(fēng)側(cè)風(fēng)速分布不均勻，而氣流分布將影響冷凝器內(nèi)制冷劑冷卻情況［4］。因此，在整車空調(diào)系統(tǒng)降溫分析中，為更貼合實(shí)際運(yùn)行狀態(tài)，在前端冷卻模塊增加風(fēng)速分布矩陣。筆者通過三維機(jī)艙流場分析得出前端冷卻模塊風(fēng)速分布矩陣并導(dǎo)入一維空調(diào)模型，風(fēng)速分布矩陣如圖8所示。
表4所示為不同工況下乘員面部平均溫度、降溫速度的仿真與試驗(yàn)結(jié)果，圖9所示為乘員面部平均溫度曲線。由對比結(jié)果可知，仿真計(jì)算可以較好地模擬整車空調(diào)系統(tǒng)降溫的過程，精度滿足工程開發(fā)要求。圖10所示為各風(fēng)口溫度的仿真值，經(jīng)過試驗(yàn)標(biāo)定后，各風(fēng)口溫度的仿真值可以反映不同風(fēng)口溫度的差異。
圖11所示為左風(fēng)口出風(fēng)溫度試驗(yàn)與仿真結(jié)果對比。
4 空調(diào)系統(tǒng)降溫性能仿真分析
4. 1 箱體風(fēng)量對整車空調(diào)系統(tǒng)降溫性能的影響
整車空調(diào)系統(tǒng)模型建立和標(biāo)定以后用途很多，可以用于多種場合，評估不同因素對空調(diào)降溫性能的影響，比如評估箱體風(fēng)量變化對整車降溫性能的影響。
空調(diào)送風(fēng)噪聲是除了空調(diào)熱舒適性以外的另外一個重要關(guān)注點(diǎn)，而風(fēng)機(jī)在最大風(fēng)量下運(yùn)行時，雖然能夠迅速起到降低乘員艙內(nèi)溫度的作用，但隨之產(chǎn)生的噪聲在長時間開車時給駕乘人員非常不舒適的感受，因此需要評估中低檔風(fēng)量
情況下的整車降溫性能。筆者對原空調(diào)系統(tǒng)在中檔風(fēng)量情況下進(jìn)行了整車降溫仿真分析。將風(fēng)量設(shè)置為第5檔，此時對應(yīng)空調(diào)箱體送風(fēng)量為400m3/h。
仿真結(jié)果如圖12所示，送風(fēng)量降低導(dǎo)致送入乘員艙的單位時間冷量減小，造成在相同乘員艙熱負(fù)荷情況下艙內(nèi)平均溫度升高及降溫速度變慢。5檔風(fēng)量與7檔風(fēng)量的空調(diào)系統(tǒng)降溫效果的對比如表5所示。
4. 2 冷卻模塊布置對整車空調(diào)系統(tǒng)降溫性能的影響
當(dāng)今汽車?yán)鋮s模塊越來越復(fù)雜，越來越多的車型采用三層甚至更多層的冷卻模塊布置方案。比如對增壓發(fā)動機(jī)，可能會在冷凝器前布置空-空中冷器; 混合動力車型可能會在冷凝器前布置電機(jī)散熱器或電池散熱器; 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)需散熱的部分車型會在冷凝器前布置轉(zhuǎn)向散熱器等。這種在冷凝器前增加換熱器的布置方式將使冷凝器的換熱效率降低，從而降低整個空調(diào)系統(tǒng)降溫性能，需要在設(shè)計(jì)前期評估影響程度。筆者基于某車型的空調(diào)系統(tǒng)，在冷凝器前增加一個熱源模型A模擬換熱器，熱源模型A的發(fā)熱功率為固定值(6kW)。熱源模型A頂部與冷凝器頂部齊平，高度為冷凝器高度的30%，如圖13所示。
圖14所示為冷凝器前增加熱源模型A后，與原冷卻模塊方案的乘員面部平均溫度對比。計(jì)算結(jié)果表明，在冷凝器前增加熱源后，乘員面部平均溫度在行車工況(前4500s)下平均升高2℃，怠速工況(4500s以后)下平均升高3.2℃。冷凝器
散熱惡化導(dǎo)致行車工況下系統(tǒng)高壓平均升高0.35MPa，怠速工況下平均升高0.63MPa，壓縮機(jī)功耗增大，系統(tǒng)能效比降低。
5 結(jié)論
利用KULI一維仿真分析軟件對某型汽車空調(diào)系統(tǒng)降溫性能進(jìn)行了仿真分析與試驗(yàn)對比，得出以下結(jié)論:
1)仿真模型的建立、標(biāo)定以及模型的適用性界定非常重要。利用單體結(jié)構(gòu)參數(shù)和單體性能試驗(yàn)數(shù)據(jù)建立換熱器仿真模型并進(jìn)行對標(biāo)，可最大程度降低由于零部件建模所導(dǎo)致的誤差，為空調(diào)系統(tǒng)仿真提供指導(dǎo)。
2)整車降溫試驗(yàn)結(jié)果與仿真結(jié)果的對標(biāo)，表明通過一維仿真軟件對空調(diào)系統(tǒng)的模擬可以滿足實(shí)際工程要求。
3)利用仿真軟件(KULI)可以進(jìn)行多設(shè)計(jì)方案的論證選擇以及零部件設(shè)計(jì)參數(shù)的敏感性分析，可實(shí)現(xiàn)空調(diào)換熱器單體性能目標(biāo)的分解以及關(guān)聯(lián)因素對整車降溫性能的影響評估，對汽車空調(diào)系統(tǒng)的開發(fā)很有幫助。
作者：張風(fēng)利 閻志剛 楊勤超
比亞迪汽車工業(yè)有限公司
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