輕型卡車冷卻系統設計和校核方法研究

吳昌慶，劉聰聰，馬驍宇

（安徽江淮汽車技術中心，安徽 合肥 230001）

輕型卡車冷卻系統設計和校核方法研究

吳昌慶，劉聰聰，馬驍宇

（安徽江淮汽車技術中心，安徽 合肥 230001）

文章主要介紹輕型卡車冷卻系統的設計原則，包括對冷卻系統影響較大的散熱器、中冷器、冷凝器、風扇和水泵的選型等，重點介紹選型校核的計算方法，包括校核計算所需參數、散熱器和發動機水流量校核計算、前端冷卻模塊和風扇總風阻的校核計算，同時對發動機在工況點散熱量進行對比，驗證冷卻模塊能否滿足整車需求。

散熱器；冷卻模塊；熱傳遞系數；校核計算

10.16638/j.cnki.1671-7988.2016.12.028

CLC NO.: U464.138 Document Code: A Article ID: 1671-7988 (2016)12-81-06

引言

輕型卡車一般都裝有散熱器和風扇組成的冷卻裝置，但是隨著輕型卡車全面推進國四改革，為了降低有害物質排放和提升功率，同時為了提升整車的空調制冷效果，發動機廣泛采用增壓中冷裝置，同時采用較大迎風面積冷凝器。由于中冷器和冷凝器本身的散熱量和風阻對散熱器將產生很大影響，因此傳統的冷卻系統校核方法已經不能滿足需求，必須將整車熱問題作為一個系統問題研究。本文提出將散熱器、中冷器和冷凝器集成為冷卻前端模塊，和整車風扇進行匹配并進行必要的校核計算，以驗證選型設計是否滿足工況需求。

1、傳熱系數及發動機散熱量計算公式

熱量的傳遞分為導熱、對流和輻射，由于汽車冷卻系統的熱交換是通過風扇的強對流換熱所實現，導熱和輻射影響微小，因此本文討論僅限于對流換熱。文獻[1]介紹了散熱量和傳熱系數及散熱面積有關。傳熱系數指的是換熱器（散熱器、中冷器和冷凝器等）在單位溫度（平均溫度和初始溫度之差）和單位面積（參與換熱表面積）情況下所能散出的熱量。傳熱系數不僅與換熱載體和換熱介質有關，還與換熱表面形狀、大小，特別是冷卻介質的流速和冷卻空氣的流速有密切關系，一般由散熱器廠家通過風洞臺架測定。文獻[2]介紹了散熱器散熱量的計算公式：

式中，

K――散熱器傳熱系數（W/（m2·℃））

A――散熱器散熱面積（m2）

tw1――散熱器水側進口溫度（℃）

ta1――散熱器空氣側進口溫度（℃）

Gw――冷卻水流量（kg/h）

Cpw――冷卻水定壓比熱（W.h/（kg·℃））

Ga――冷空氣流量（kg/h）

Cpa――冷空氣定壓比熱（W.h/（kg·℃））

發動機通過冷卻系統散發的熱量無法通過實驗直接測出，在對冷卻系統校核計算時，一般以經驗公式估算冷卻系統需要散熱量：

式中，

η——熱能傳遞系數

ge——內燃機燃料消耗率（kg/kW·h）

Ne——柴油機發出功率（kW）

hn——燃料低熱值 （kJ/kg）

其中，熱能傳遞系數η指發動機傳給冷卻系統的熱量占燃料熱能的百分比，對汽油機η=0.23～0.30，柴油機η=0.18～0.25；燃料低熱值hn對于柴油機一般取41870kJ/kg；內燃機燃料消耗率ge和發動機功率Ne一般由發送機臺架試驗給出。當發動機有機油冷卻器和EGR冷卻器時，QE應增大10%～20%。

文獻[3]在校核時，以散熱器、中冷器和冷凝器前風速相同，采用在給定的壓差下這兩部分的流量按面積比例分配，而沒有考慮兩部分的冷卻空氣流速差異，這顯然是不合理的。對于前端模塊的散熱器、中冷器和冷凝器而言，其迎風面積是不同的，且相互之間有重疊和非重疊部分，而重疊部分又分為二重疊和三重疊，冷卻空氣通過不重疊、二重疊和三重疊部分的風阻都是不同的，通過的冷卻空氣流量也是不同的，因此，文獻中方法具有一定局限性。對于前端冷卻模塊的布置方式，需要分別確定冷卻空氣通過這三部分的流量的分配，因此其選型和校核計算要更加符合整車實際布置。與文獻[3]不同的是，本文通過前端冷卻模塊各零部件風阻曲線分別計算通過不重疊、二重疊和三重疊部分的單位面積流速。

2、前端冷卻模塊、風扇及水泵的選型

2.1 前端冷卻模塊選型

散熱器、中冷器和冷凝器都是屬于翅片式圓管或扁管換熱器，其散熱量與其散熱面積和迎風面積相關。校核其性能能夠滿足整車要求時，應盡量選擇迎風面積較大、厚度較薄的芯體。因為芯體厚，阻力增大，相同風速下通過換熱器的風量減少，同時容易被灰塵和污染物堵塞，降低散熱量。換熱器的選型時還需考慮翅片的間距，試驗發現相同的進風風速下，翅片的間距減小，散熱量增大，但是風阻同時增大，從而增大風扇的功率消耗，降低整車經濟性[4]。

對于普遍使用的吸風式風扇而言，前端冷卻模塊的布置方式從前向后一般是冷凝器、中冷器和散熱器，其優點是利于通過前端模塊的冷卻空氣全部通過散熱器，且利于散出的熱量通過發艙排出。前端冷卻模塊的布置上，要求迎風面積最大化，即被前格柵和前保險桿遮掩的面積最小化，可有效增大進風量和減少風阻。

2.2 風扇選型

風扇轉動時產生流動空氣流經前端冷卻模塊帶走其產生的熱量。輕型卡由于運動速度較快且大都采用發動機前置縱置方式，風扇氣流方向應于高速迎面氣流一致，故輕型卡車一般選擇吸風式風扇。

風扇的風量與轉速、葉片直徑三次方成正比，風扇的消耗功率與其轉速的三次方成正比，因此，為了獲得較大的風量和消耗較小的功率，應選擇較大直徑的葉片，同時盡可能減小風扇的轉速，已獲得最高效率。風扇的噪聲是其葉尖線速度的函數，應控制風扇的轉速和葉片的直徑使得葉尖線速度在適當范圍內：輕型車輛發動機一般要求控制在71m/s-91 m/s，使風扇噪聲保持在可接受范圍內[5]。

2.3 水泵選型

車用水泵一般分為電子水泵和機械式水泵。對于普通乘用車和載貨車，一般選用機械離心式葉片泵，當水泵葉片旋轉時，葉片對冷卻液施加作用力，水泵的機械能轉換為冷卻液的動能，從而保證冷卻液在系統內循環。

同一轉速下，水泵的流量和阻力成反比[6]。水泵的各轉速下的流量要能滿足散熱器、EGR冷卻器和油冷器的流量需求，同時其揚程要能夠和各散熱器流阻水阻匹配。

3、選型校核計算

3.1 校核計算工況

校核工況應選擇發動機工作最惡劣的情況，乘用車一般采用電子風扇，且大都使用高轉速高功率發動機，故一般以額定功率點為主要校核計算工況，以爬坡工況為次要計算工況；商用車一般采用機械風扇，大都使用低轉速大扭矩發動機，爬坡時發動機處于大扭矩工況區間，氣缸壓力增高，散熱量增大，且此時發動機轉速較低，即風扇轉速低、進風量小，此工況冷卻系統熱負荷大、散熱條件差，因此必須以該工況作為主校核計算工況，以額定工況為次校核計算工況。

3.2 校核計算所需參數

冷卻系統的校核實際上是冷卻模塊散熱量和工況點發動機散熱量之間的校核，在進行校核之前必須組織相關數據，主要有發動機參數，如工況點參數等，散熱器、中冷器、冷凝器、風扇和水泵的相關臺架參數。本文以某公司輕型皮卡車型的冷卻系統匹配為例，探討該校核計算方法。

3.2.1 發動機相關參數

發動機性能參數及額定轉速下水分量設計參數見表1、表2所列。

表1 發動機性能參數表

表2 發動機冷卻系統設計流量分布表

3.2.2 散熱器相關參數

根據廠家臺架試驗數據，計算散熱器的不同風速下平均風阻和不同流量下平均水阻，散熱器性能參數見表3所列。其中，散熱器迎風面積Fr=0.32m2，散熱面積A=14.74m2，進水溫度80℃，進風溫度20℃。

表3 散熱器性能參數表

由表3可畫出臺架散熱器在各測試點水阻和風阻曲線，【同一水流量下，水阻變化較小，因此取平均值做的曲線；風阻類似】如圖1、圖2所示。

圖1 散熱器冷卻水側阻力曲線

圖2 散熱器風阻曲線

3.2.3 中冷器相關參數

根據中冷器廠家提供中冷器冷側流量及風阻試驗數據，見表4。其中，中冷器迎風面積Fi=0.283m2。

表4 中冷器冷側風阻表

3.2.4 冷凝器相關參數

廠家提供空氣測流量及風阻試驗數據，見表5。其中，冷凝器迎風面積Fc=0.266m2。

表5 冷凝器冷側風阻表

3.2.5 風扇相關參數

根據風扇相關臺架試驗數據，計算風扇在極限工況下的進風量和風阻，圖3給出了風扇在不同轉速下的風量和風阻關系。其中，風扇-發動機轉速比為1.234。

圖 3 風扇臺架性能曲線

由表1和圖3可知發動機最大凈扭矩轉速和風扇性能曲線，利用插值法計算可得出風扇在發動機處于該工況下的性能曲線。為保證較大安全系數，計算時取較小值進行驗證。最大凈扭矩風扇轉速為：

利用插值法做出風扇該轉速下風量-風阻曲線，見圖4。

圖4 工況點風扇性能曲線

3.2.6 水泵相關參數

根據水泵相關臺架試驗數據，計算水泵在極限工況下的水流量和水阻，圖5給出了水泵在發動機不同轉速下的流量-揚程曲線。其中，水泵-發動機轉速比為1.497。

圖 5 水泵臺架性能曲線

根據發動機最大凈扭矩轉速和水泵臺架性能曲線，利用插值法計算水泵在發動機該工況下的性能曲線。為保證較大安全系數，計算時取較小值進行驗證。最大凈扭矩水泵轉速為：

利用插值法做出水泵在該轉速下流量-水阻曲線，見圖6。

圖 6 工況點水泵性能曲線

3.3 選型校核計算步驟

選型計算的實質是確定風扇和前端冷卻模塊的正確組合，同時確定發動機水泵和散熱器的正確組合，使得整個冷卻系統能夠滿足發動機在惡劣工況下的散熱量需求。校核計算按照下列步驟：

（1）利用風扇和前端模塊總風阻性能曲線確定風扇的空氣流量；

（2）利用水泵和散熱器性能曲線確定通過散熱器的水流量；

（3）確定散熱器的熱傳遞系數；

（4）散熱量校核

3.4 風扇的冷卻空氣流量

利用風扇、散熱器、中冷器和冷凝器的性能曲線，按下列步驟確定風扇的冷卻空氣流量。

（1）確定前端冷卻模塊的總風阻；

（2）繪制風扇與前端冷卻模塊的性能配合曲線圖；

（3）確定風扇冷卻空氣流量；

3.4.1 前端冷卻模塊總風阻計算

計算前端冷卻模塊總風阻之前，需要將廠家提供的散熱器、中冷器和冷凝器的性能曲線繪制到同一坐標系中（臺架試驗數據提供的風速單位需要換算成各自的單位重量風速單位，其中，空氣密度取1.29kg/m3），形成前端模塊零部件風阻圖，見圖7所示。

圖 7 前端模塊零部件風阻圖

對于散熱器、中冷器和冷凝器的迎風面積全部覆蓋的情況，在某冷卻空氣流量下的總阻力等于散熱器、中冷器和冷凝器在該流量下的阻力的和。

對于散熱器、中冷器和冷凝器的迎風面積不相同，不能全部覆蓋的情況，其總阻力的計算更加復雜一些。以散熱器迎風面積為基準，冷卻空氣通過的沿程為三個部分：直接通過散熱器、通過中冷器-散熱器、通過冷凝器-中冷器-散熱器，見圖8所示。

圖8 冷卻空氣沿程示意圖

冷卻空氣通過前端模塊過程中，非重疊、二重疊和三重疊部分的風阻是不同的，在三重疊部分，其風阻最大，等于散熱器、中冷器和冷凝器風阻之和，二重疊部分風阻次之，等于散熱器和中冷器風阻只和，非重疊部分風阻最小，僅為通過散熱器風阻。根據流體力學原理[7]，冷卻空氣在前端冷卻模塊中流動時，在冷凝器進口截面和散熱器出口截面之間的各個部分的壓力降是相同的，故通過非重疊、重疊部分的流速是不同的，流過非重疊部分因風阻小故流速大，流過重疊部分風阻大故流速小。根據以上原理，可以在圖9中計算中出整個前端模塊的總風阻，具體步驟如下：

圖 9 前端模塊總風阻計算圖

（1）先設定一總風阻，如取200Pa做一水平線（見圖9），分別于散熱器曲線、散-中串聯曲線和散-中-冷串聯曲線相交于A、B和C點。

（2）分別過A、B和C點作向下垂線和X軸交與Ga1、Ga2和Ga3點，這三點即為通過散熱器、散熱器-中冷器、散熱器-中冷器-冷凝器的冷卻空氣單位重量面積風速。通過這三部分的冷卻空氣的重量流量分別為和在200Pa風阻下，通過散熱器迎風面積Fr冷卻空氣總重量流量為這三部分重量流量之和。

（3）單位面積總重量流量Ga為：

（4）在X軸上Ga點做垂線和風阻為200Pa的水平線先交于H點，此點即為200Pa時前端模塊總風阻上的一點。

按照以上步驟，逐一設定不同數值總風阻，即可做出完整的前端模塊總風阻曲線，見圖9所示。

3.4.2 繪制風扇-前端模塊性能匹配曲線

根據工況點風扇性能曲線圖（圖4）和前端模塊總風阻圖（圖9），可繪制出風扇-前端模塊性能匹配曲線圖，見圖（10）。需要注意的是，在繪制風扇-前端模塊性能匹配曲線圖之前，需要將前端模塊總風阻圖橫坐標的流量單位（kg/(m 2·s)）轉換為和風扇性能曲線橫坐標（m3/s）一致，密度取1.29kg/m3。

圖10 風扇-前端模塊性能匹配曲線圖

3.4.3 確定風扇的冷卻空氣體積流量

在圖10的風扇和前端模塊性能匹配曲線圖中，風扇的性能曲線和前端模塊的總風阻曲線的交點A就是風扇和前端模塊匹配的實際工況點，這一點的橫坐標Va就是風扇的冷卻空氣體積流量。由圖（10）可知，風扇的冷卻空氣體積流量為1.35m3/s。根據散熱器的迎風面積Fr=0.32m2，可計算出通過散熱器的平均風速為4.22m/s。

3.5 散熱器的冷卻水流量

根據散熱器水側性能曲線、水泵工況點性能曲線和發動機額定轉速水分量的相關參數[8]，可確定通過散熱器的冷卻水流量。

3.5.1 工況點水泵-散熱器分配性能曲線

水泵在工況點運轉時，通過的水流量并不是全部通過前端散熱器，有部分流量分別經過EGR冷卻器，油冷器和暖風系統直接回到水泵入口處。

發動機冷卻系統流量分布和阻力成反比關系，根據發動機冷卻系統設計流量分布表（表2）和水泵工況點性能曲線圖（圖6），可繪出工況點水泵-散熱器分配性能曲線，見（圖11）。

圖11 工況點水泵-散熱器分配性能曲線圖

3.5.2 繪制散熱器-水泵性能匹配曲線

根據散熱器冷卻水側性能曲線圖（圖1）和工況點水泵-散熱器分配性能曲線（圖11），可繪出散熱器-水泵性能匹配曲線圖，見圖（12）。

圖12 散熱器-水泵性能匹配曲線圖

3.5.3 確定散熱器的冷卻水流量

在圖12的散熱器和水泵性能匹配曲線圖中，散熱器性能曲線和水泵-散熱器分配性能曲線的焦點B就是散熱器和水泵匹配的實際工況點，這一點的橫坐標Vw就是通過散熱器的實際水流量。由圖（12）可知，通過散熱器的冷卻水流量為118L/min。

3.6 散熱器的熱傳遞系數K值

由散熱器的試驗數據(表3)和計算公式1可做出散熱器流量為80L/min、100L/min、120L/min時的風速-K值曲線，并從曲線中可求出風速為4.22m/s時的K值，如下圖所示：

圖13 風速-K值圖

由圖13可知，在風速為4.22m/s時，不同水流量下的K值，如下表6所示：

表6

由此可做出當風速為4.22m/s，水流量-K值曲線，并通過作圖法得到水流量為118L/min時的散熱器K值，如下圖14所示：

圖14 工況點散熱器K值

由上圖可知，水流量為118L/min時，散熱器K值為181.04[W/（m2·℃）]。

3.7 散熱量校核

3.7.1 工況點散熱量計算

將K值代入公式(1)，計算得：

Qw=57.5KW，其中各參數如下表所示：

表7

3.7.2 冷卻系統理論需求散熱量計算

由表1可知，發動機在扭矩點時對應的發功率為Ne=74.1Kw，將Ne和表1中參數代入公式（2）計算得：QE=60.4Kw，其中熱能傳遞系數η取較大值0.25，機油和EGR冷卻器以增大15%進行校核。

3.7.3 對比驗證

經過工況點散熱量Qw和理論需求散熱量QE進行對比，即散熱器在受中冷器和冷凝器共同影響下的散熱量大于發動機最大理論需求散熱量，故理論校核滿足設計要求。

3.8 極限使用溫度校核

由散熱量計算公式1，可推倒出環境溫度(散熱器空氣側進口溫度) ta1的計算公式4：

對于此款發動機要求發動機出水溫度（散熱器進水溫度）不高于110℃，即tw1≤110℃。將QE=60.4Kw代入公式4，可得ta1=46.9℃。

即冷卻系統可滿足整車在環境溫度不大于46.9℃的情況下使用。

3.9 熱平衡試驗

為了解該車實際使用工況的熱平衡效果,在某整車廠轉轂臺架進行了熱平衡測試。由于整車冷卻系統在發動機最大扭矩時的冷卻環境最為惡劣，故測試工況為發動機扭力點處。試驗數據如下：發動機進水溫度94℃，發動機出水溫度102℃，迎風溫度41℃，環境溫度38℃，冷卻常數為64℃，許用環境最高溫度46℃。

試驗結果表明，整車許用環境最高溫度為46℃，大于設計要求的45℃，與理論計算許用環境最高溫度46.9℃基本吻合。

4、總結

整車冷卻系統的匹配是系統校核過程，需要綜合考慮各方面的綜合因素。本文以最大扭矩工況為校核工況點，將冷凝器、中冷器和散熱器作為整體前端冷卻模塊，詳細說明了前端冷卻模塊的風阻分析方法，同時對水泵和散熱器水阻的匹配做了詳細說明。最終，通過計算出在工況點時實際散熱器的熱傳遞系數K，并對整個系統的散熱量和極限使用溫度進行校核。

本文在研究校核過程中，僅當做通過風扇的風量全部通過散熱器，未考慮風量流失影響，另外，整個發艙布置及通風對前端冷卻模塊風阻有較大影響，需對流場進行分析，避免排風不暢帶來不利影響。同時要避免熱風回流帶來進風溫度升高的不利影響。

本文通過理論計算作為匹配依據進行校核，同時以臺架熱平衡試驗數據進行實際對比，表明本理論校核方法具有一定實用性。

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Light truck cooling system design and checking method research

Wu Changqing, Liu Congcong, Ma Xiaoyu
(Anhui jianghuai Automobile Co., Ltd., Auhui Hefei 230601)

The design principles of light truck cooling system is introduced in this paper, including the influence on the cooling system of the radiator, inter-cooled apparatus, condenser, fan and water pump selection, etc., this paper mainly introduces the calculation method of selection of check, check calculation required parameters, including the radiator and engine water flow check calculation, front-end and fan cooling module checking calculation of the total wind resistance, the heat dissipating capacity on limiting condition at the same time, verify the cooling module can meet the demand of the vehicle.

radiator; cooling module; heat transfer coefficient; verifying calculation

U464.138

A

1671-7988 (2016)12-81-06

吳昌慶，就職于安徽江淮汽車股份有限公司。