载货汽车散热器的设计计算概要

载货汽车散热器的设计计算刘立军1傅景军2赵化冰3(1•东南大学能源与环境学院(2.上汽商用车技术中心(上海(1、3.上汽商用车技术中心南汽研究院摘要以散热器为核心部件的冷却系统决定着整车的热平衡，对维持发动机和整车的正常工作起着至关重要的作用。本文以拟配装四款柴油发动机的载货汽车冷却系统的全新开发工作为例，依据整车开发流程，较系统地介绍了散热器设计计算的基本思路和方法，并通过系统级CFD分析和试验手段进行了验证。关键词:载货汽车柴油机散热器计算整车开发流程散热器是汽车冷却系统的核心，也是影响整车布置和系统热效率的关键部件。散热器性能的优劣对发动机和整车的动力性、经济性、可靠性和污染物排放都有很大影响。以计算分析为依据，可以对散热器进行详细设计和优化，从而提高发动机的热效率，实现整车的节能减排。通常需要输入尽可能全面的参数进行设计计算和校核(见表1,但新车型开发可能与发动机开发并行开展，初步设计过程中很难得到完整的输入条件。多数情况只能通过经验公式估算所需参数，从而预测系统性能及必要的布置空间。随着开发流程的推进，输入参数会逐步完善。通常散热器的设计先行于机舱内其他系统及零部件，其初步计算通常在设计阶段初期、全面CAE分析和试验验证开始前完成。根据初步计算结果，可以完成散热器初始数模的搭建，并提交整车完成总布置检查(DMU。2.1迎风面积计算散热器芯部的迎风面积Ff可以通过以下两种方法计算确定：Ff1(m2>0.1+0.032Vn式中Vn———发动机的排量Ff2(m2=(0.0027—0.0034Ne(2其中Ne为发动机功率，当Ne>73.5KW时取下限，当Ne<73.5KW时取上限。1散热器设计计算所需基本参数表1某型载货汽车散热器设计计算所需输入参数(片段序号物理量数值单位1发动机型号EA-2排量Vn2.998L3额定功率Ne110kW1冷却液许用温度T105C1冷却液许用温度T105C5扭矩点转速nT1600rpm108压力盖压力阀限值P108kPa2概念设计阶段的初步计算表2散热器迎风面积初步计算结果(M表示Max发动机Vn(LNe(kWFf1(m2Ff2(m2EA2.9981100.1960.297EB3.761150.220.3105EC3.921250.2250.3375MED4.31180.238M0.3186经公式得出的结果通常为一个取值范围，应根据实际情况选取合适的散热器迎风面积。对于本例，根据计算结果认为该车型需要的散热器迎风面积范围为 0.238-0.3375m2带有水冷EGR的发动机在此基础上还应留有10-15%的富裕度。2.2散热面积计算散热器的散热面积S可通过以下两种方法计算：S仁S比XNe(3其中,S比根据经验取0.17—0.27散热器安装在发动机的前端，迎风效果好。S比初步取0.17。S2=Q/t(4其中,Q=Q水套+Q中冷器+Q其他，为冷却模块最大散热量(从降低风扇能耗的角度考虑，散热器应能抵消尽可能多的热负荷;Q其他包括置于散热器前的冷凝器或变速器机油冷却器等的散热量;K为换热系数,由供应商提供;△t为液气平均温差，根据发动机允许的出水温度和销售地区环境情况取值(允许冷却液出口温度高的发动机取较大值。与迎风面积计算一样，经公式得出的结果同样为一个取值范围。对于本例 ，认为该车型需要的散热器散热面积范围为21.25-25.2m2带有水冷EGR的发动机在此基础上还应留有10-15%的富裕度。为提高散热效率，尽可能减小散热器芯厚，应散热面积通常取较小值。如果配装带水冷EGR的发动机，取较大值更利于增强冷却系统的适应能力。2.3迎风面积和散热面积的初步校核将Ff1、Ff2以及S1、S2分别与两家供应商提供的初步计算数据相比较，认为供应商拟提供的两款散热器产品基本满足该车型的散热要求(见表4。但考虑配装水冷EGR和SCR两种类型的发动机，而EGR型发动机散热量与SCR型相比约增加10-15kW,这样散热面积稍显不足，需对散热器芯部结构进行优化。随着整车开发流程的逐步推进，输入数据进一步完善，此时需要根据可预见的恶劣使用条件对散热器的散热能力做进一步校核。考虑到发动机、散热器等零部件需要同步开发，通常得到此次校核所需参数的时间大致在整车开发流程的中期 ，也可称为中期校核”此时试验样车远未完成，还无法进行试验验证，因此中期校核非常重要。中期校核需要输入的参数（以发动机EA为例,主要包括:水泵在额定工率点和最大扭矩点的水流量，以及散热器（样件性能试验数据（即某液气温差△t条件下，散热器散热能力Q相对于冷却液流量qmw和风速Va的变化情况，见表5。3.1功率点校核根据热平衡试验，发动机额定工况点需要散热器带走的热量为 105kW（已考虑前置中冷器和冷凝器的影响。此时发动机转速高，水泵流量基本达到220L/min;车速也较高，迎面风速不低于10m/s而散热器的散热能力高达131.6kW,因此能够满足性能要求。3.2扭矩点校核车辆在长时间爬坡时，发动机一般处于低速大扭矩的工况。此时发动机转速较低,水泵流量约为132L/min;车速也较低，迎面风速度一般在5—6m/s左右;散热器的最低散热能力约为74.7KW。而根据发动机热平衡试验，需要散热器带走的热量约为72.2kW（已考虑前置中冷器和冷凝器的影响，因此该散热器也满足冷却性能要求但富裕度不足，需要对散热器芯部结构（如开窗型式等进行优化。3.3冷却模块与风扇的匹配表3散热器散热面积初步计算结果(M表示Max发动机Ne(kWQ(kWS1(m2S2(m2EA11010518.725.2MEB1158219.5519.68EC12583.221.25M19.97ED11894.3720.0622.65表4供应商提供的散热器迎风面积和散热面积发动机型号Ff(m2S(m2供应商1供应商2供应商1供应商2EA/EB/EC/ED0.34630.338821.7522.893工程设计阶段散热能力的校核表5某供应商提供的散热器台架试验结果58101613274.798.0116.9155.322088.6112.9131.6175.6Va(m/sQ(kWqmw(L/min通过风洞试验获得经过优化设计的冷却模块(包括散热器、中冷器和冷凝器的阻力曲线，以风速-风阻(Va-△P的形式列出表格(见表6同时取得风扇性能曲线（需考虑传动比，以风速-静压（Va-△P的形式列出表格（见表7。ChinaAllrightsreserved.PublishingHouse.kLnet1994-2011AcAdeiriic Fl«ctrrvnic根据表6、表7,插值后可得冷却模块与风扇的匹配曲线。由图1可见,匹配点风速为11.1m/s此时实际风速约为：V=11.1*n（5其中n为系统阻力系数，包括进气格栅效率、护风罩径向间隙、风扇与散热器轴向间隙以及机舱温升等引起的流量损失 ，根据经验取n=75%则：V=11.1*75%=8.325m/s（6此时散热性能大于8m/s时的112.9kW,同时也大于功率点冷却系统理论散热量105kW,因此风扇和冷却模块匹配情况良好。同理可以验证扭矩点冷却模块和风扇的匹配也满足性能要求。4.1CFD分析验证随着计算机技术的进步和发展，系统级CFD分析已经成为支持工程师进行创新设计和优化设计的重要工具和有效手段。特别是传统手工计算难以涉及的领域,CFD分析可以给出准确的结果和合理的优化方向在整车开发的模拟样车”阶段,数模趋于完整，参数收集基本齐全，此时就可以进行冷却系统的CFD分析。表8为配装EA发动机的某载货汽车冷却系统1DCFD网络模型和分析结果。可见，该车型发动机出水温度和许用环境温度(Tltd分别满足小于92C和大于42C的设计要求。此外，还需要冷却系统配合整车及进、排气等周边子系统完成3DCFD流场分析,主要用于评价前端进风口造型，系统零部件布置和机舱热环境等。4.2试验验证主要依据GB/T12542《汽车热平衡能力道路试验方法》以及各整车厂的特别(通常更为严格、试验项目也更多要求在道路或转鼓试验台上进行加注、除气以及冷却性能试验等。其中冷却系统性能试验可以通过许用环境温度 Tltd评价冷却系统及其零部件是否满足设计要求。试验分析用到的理论公式为 ：Tcoolant=Tmax1-Tc1(7Toil=Tmax2-Tc2(8Tltd=max(Tcoolant,Toil(9对于50%的乙二醇型冷却液，在海拔500m处，逸气阀压力设定为1bar时,冷却液沸点Tmax1约为112C;机油许用温度Tmax2由油品型号决定。Tc1(或Tc2为冷却常数，定义为热平衡时冷却液(或机油温度与环境温度的差值，要求取正向和逆向行驶两次试验的算术平均值。通常温带、热带和沙漠环境下Tltd分别取42C、冷却模块阻力特性(Va-△P参数试验数据Va(m/s4681012AP(kPa0.1950.3620.5150.8181.13表7风扇在额定功率转速时的性能(Va-△P,片段参数试验数据Va(m/s3.514.61 ……12.514^P(kPa4.123.530.510.12图1冷却模块与风扇的性能匹配4冷却系统性能验证表8某载货汽车冷却系统1DCFD分析结果发动机转速rpm热负荷kW出水温度CTltdC350068.783.449.9280065.988.644.7160037.783.549.8表9配装EA型发动机的载货汽车热平衡试验结果试验项目优化前优化后功率点扭矩点功率点扭矩点 TcoolantToilC38C54C49C54C43CC59C50C和60C,则表9所示试验数据证明该车型冷却系统满足整车性能要求 ，并验证了前期开发过程中散热器设计计算和CFD分析结果的准确性，同时为后续车型的开发积累了数据资料。本文以一款载货汽车全新开发工作为例，较全面地记述了散热器设计计算的基本思路和方法，并通过CFD分析和整车试验对计算和性能优化的结果进行了验证。证明以整车开发流程为主线的计算方法可以保证散热器和冷却系统其他零部件得到优化匹配，有助于设计出满足整车运行工况要求、具有较高热效率的冷却系统。参考文献1余宝迂等•汽车设计手册（发动机附件卷[M].长春:长春汽车研究所，1998.2朱思洪，缪小红译.载货汽车技术（原书第二版[M].北京:机械工业出版社,2009.3《汽车工程手册》编委会.汽车工程手册（设计篇[M].北京:人民交通出版社,2001.4Dipl.-lng.ChristianKarl,UlrichFeldhaus.CFDsimulationforthecoolingcircuitofatruckdieselengine[J].MTZWroldwide,2008,6:12 19.5董军启.车辆冷却系统空气侧特性研究[D].上海交通大学，2007.6剧冬梅，孟红，韩恺.发动机及其冷却系统耦合仿真方法研究[J].系统仿真学报，2009（4.7于海群.发动机冷却系统匹配设计及动态特性仿真[D].江苏大学,2007.8常贺.基于CFD方法的汽车散热器仿真研究[D].吉林大学,2009.9赵军.重型载重车发动机冷却系统设计改进及试验研究 .5结论即使是从混合动力汽车发动机产生的排放物中，也有许多是对环境有害的。然而美国普渡大学的研究人员开发出的一个新系统，却能够收集汽车排气口排出的尾气热量，以便产生电能和降低车辆的燃油消耗。创新的发动机设计已经得到美国国家科学基金会和美国能源部为期3年的资助/r/