電氣化冷卻系統與發動機匹配試驗與分析

陽焱屏，林承伯，王延昭，郭遷，葉文臨

(廣州汽車集團股份有限公司汽車工程研究院，廣東 廣州 511434)

隨著智能技術的發展，汽車電子技術開始應用于汽車行業，零部件電氣化已成為趨勢，電子控制模塊通過對運行工況的甄別，能夠使發動機各個系統、多個參數之間的配合達到最優。傳統的冷卻系統都處于被動控制，對發動機的工作性能和熱負荷的控制局限性很大，因此電子水泵(Electric Water Pump，以下簡稱EWP)、電子節溫器、溫控模塊(Thermal Management Module，簡稱TMM)會成為未來發動機本體熱管理領域的主要研究及發展方向[1-2]。

研究對象為已完成冷卻系統電氣化設計的2.0 L自然吸氣發動機，該發動機搭載了電子水泵、溫控模塊，通過自主控制電子水泵的轉速以及溫控模塊開度實現精確控制水溫，以適配發動機在不同工況下的不同需求，最終實現縮短暖機時間，減少摩擦損失，節能減排的目的[3-8]。為分析電子水泵與該發動機的匹配性能，評估溫控模塊控制邏輯是否滿足設計要求，在發動機臺架上開展了匹配試驗，保持散熱器、膨脹水壺、暖風等附件的狀態、布置高度、管道的長度與整車狀態一致，同時散熱器配備風機，用于散熱器的冷熱交換，精確控制發動機出水溫度。

1 電子水泵選型及溫控模塊原理

該機型冷卻系統組成如圖1所示。冷卻液經電子水泵加壓后分流三路：一路經缸蓋，一路經暖風，一路經缸體。其中前兩個支路混合后由入口in_1進入TMM，而缸體支路由入口in_2進入TMM。TMM出口out_1為散熱器，經散熱器后回到電子水泵前；出口out_2為小循環，直接回到電子水泵前。

圖1 發動機冷卻系統示意

1.1 電子水泵選型計算

考慮整個冷卻系統包括發動機本體(缸蓋與缸體)水套、散熱器、機油冷卻器、暖風、溫控模塊及管路等零部件在內的壓力損失特性，結合發動機標定工況的冷卻需求，該發動機標定工況下水泵揚程要求大于等于10 m@105 L/min[9]。

按照式(1)計算，電子水泵所需功率約為381 W，因此選配市場上現有的450 W電子水泵，電子水泵主要參數如表1所示。

(1)

式中：P為電子水泵功率；Q為水泵流量；H為水泵揚程；ρ為冷卻液密度；g為重力加速度；η為電子水泵效率(取45%)。

1.2 溫控模塊控制邏輯

溫控模塊(TMM)通過電機驅動球閥，調節球閥開口位置：當球閥開口與對應管路對齊，該支路打開；當球閥開口與對應管路錯開，該支路關閉；亦可實現半開閉的狀態。從圖1看出，TMM設計為二進二出，二進口分別為缸蓋+暖風、缸體，二出口分別為散熱器、小循環。TMM改變球閥開度來調節缸體(Block)、散熱器(Radiator，以下簡稱RAD)及小循環(Bypass)流量分布。表2示出TMM球閥開度特征值，體現的是各支路初開、全開、初關、全關等特征狀態下球閥開度設計值。

球閥開度與各個支路流通面積的關系如圖2所示。將溫控模塊球閥開度定義為5個區間，因缸蓋支路常開，不作詳細說明。

圖2 球閥開度與支路流通面積的關系

區間1：Bypass支路全開，RAD和Block支路全關。此時冷卻液經EWP流向缸蓋和暖風進入TMM后，從Bypass支路出。

區間2：Bypass支路全開，Block支路流通面積逐漸增加。此時冷卻液經EWP流向缸體、缸蓋和暖風進入TMM后，從Bypass支路出。

區間3：Bypass和RAD支路均有一定開度，缸體支路全開。該狀態下TMM球閥開口與兩個入口和兩個出口均有重疊。

區間4：RAD支路流通面積逐漸增加，Bypass支路關閉。冷卻液經EWP流向缸體、缸蓋和暖風進入TMM后，全部從RAD支路流出，且隨著球閥開度的增加，冷卻系統壓損減少，流量將逐步增加。

區間5：RAD支路全開。此時冷卻液經電子水泵后流向缸體、缸蓋和暖風，進入溫控模塊，全部從溫控模塊散熱器管口出，冷卻系統流量達到最大。

2 系統布置對電子水泵性能的影響

按整車冷卻系統搭建好臺架，采用透明殼體電子水泵開展試驗。往膨脹水箱緩慢加注冷卻液，直至充滿膨脹水箱，此時電子水泵不能完全接觸到冷卻液[10-12]，從而造成電子水泵偶爾進入空轉狀態并進行自我保護。且水泵無論運轉多長時間，水泵殼體水室內上方的空氣始終無法排盡(見圖3)。

圖3 水室情況

結合當前系統布置狀態(見圖4)進行分析，水泵出水口向下，不利于水泵水室內氣體排出，且水泵入水口高于補水口布置，導致電子水泵工作時水泵水室上方成為局部高點，且膨脹水壺補水需要克服一定的重力才能進入水泵，補水不順暢，即使控制水泵轉速達到標定轉速100%，水泵流量及功率均小于目標值。

圖4 當前布置

將透明電子水泵從缸體安裝位置取下，旋轉電子水泵安裝角度，使水泵出水口向上，同時降低安裝高度，使得補水口與水泵入口平齊，且補水管斜向上布置，避免高低折拐，用相同的方法對冷卻系統進行加注及充分排氣后，透明電子水泵水室內已充滿冷卻液(見圖5)，且運行中未發現氣泡，可進行下一步試驗。

圖5 調整水泵布置

綜上分析，因電子水泵由電機驅動，布置位置相對自由，受限于整車布置電子水泵出水口與發動機入水口需通過管路連接，適當降低水泵安裝高度使水泵入口與補水口平齊，避免水泵出水管路的高低折拐，膨脹水壺補水亦大大改善，使得水泵靜止及運轉條件下水室內部均能充滿冷卻液，保障水泵正常工作。

3 電子水泵與發動機匹配分析

3.1 各支路流量及壓損分析

電子水泵與發動機匹配臺架試驗，目的之一是與冷卻系統一維仿真分析中散熱器全開條件下流量及壓力分布結果進行對比分析，評估整個冷卻系統各支路流量，以及各零部件包括缸蓋/缸體水套、散熱器、機油冷卻器、暖風等零部件壓力損失是否滿足設計要求，從而為設計優化提供方向及數據支撐[13]。

圖6、圖7分別示出仿真與實測各支路流量、壓損對比。其中散熱器、暖風和機油冷卻器的流量及壓損分布實測結果均滿足仿真需求，誤差很小。而機體流量，即缸體/缸蓋總流量與仿真結果基本相符，但流量分配比例偏離較大，缸體流量偏大。

圖6 仿真與實測流量對比

圖7 仿真與實測壓損對比

基于上述異常結果，測量標定工況內各測點溫度分布，發現缸體上層水套出水溫度反而比缸體出水溫度高。結合缸體水套結構進行分析，該機型缸體水套通過隔板分成上下兩層，冷卻液從前端排氣側進入上層水套，先后流經進氣側、排氣側，回到上層水套入口臨近位置，通過水套隔板上下通道進入下層水套。隨冷卻液流向水溫應逐漸升高，與試驗結果相反，可能原因為排氣側水套隔板發生泄漏。假定排氣側水套隔板發生泄漏(見圖8)，利用STAR CCM+進行仿真分析，對比水套隔板正常及泄漏情況下冷卻液流速分布，如圖9、圖10所示。

圖8 水套隔板泄漏位置設定

圖9 水套隔板正常時流速分布

圖10 水套隔板泄漏時流速分布

水套隔板泄漏時，流經排氣側上下水套的冷卻液流速明顯降低，流量減小。原因為隔板泄漏造成上層水套內的部分冷卻液提前進入下層水套，缸體內冷卻液流經管路距離減小，阻力降低，缸體總流量增大，但排氣側水套流量減小，排氣側水溫反而高，冷卻液存在局部過熱，與試驗結果相吻合。

3.2 水泵流量對熱平衡的影響

圖11示出某中速中等負荷工況下，電子水泵流量對發動機熱平衡的影響。調整電子水泵流量及風機風量使得發動機出水溫度為105 ℃，散熱器溫差6.9 ℃，達到初始熱平衡；保持風機風量不變，降低水泵轉速以降低散熱器流量，使發動機達到新的熱平衡。

圖11 水泵流量對熱平衡的影響

結果顯示，調整電子水泵占空比降低水泵轉速，散熱器流量為23.6 L/min時，發動機進水溫度迅速降低，出水溫度則緩慢升高，原因是水泵轉速降低，流經散熱器的冷卻液流量降低，在風機風量保持不變的情況下，散熱器出水(發動機進水)溫度降低。

出水溫度升高是當前流量及風機風量達到新的熱平衡的體現，響應時間較長，故而升高趨勢較緩。

發動機進出水溫差升高至16.9 ℃，是進出水溫度變化的疊加作用的結果。圖11中所示冷卻液帶走的熱量通過式(2)計算：

Q=Cp×m×ΔT。

(2)

式中：Q為冷卻液帶走的熱量；Cp為冷卻液比定壓熱容；m為冷卻液流量；ΔT為冷卻液溫差。

由圖11可知，當流經散熱器的冷卻液流量降低至23.6 L/min時，冷卻液溫差增大，冷卻液帶走的熱量相對于初始熱平衡減小2.6 kW。根據發動機能量分布，其中部分熱量將轉化成指示功，一部分轉化成排氣能量[14]。尤其是該發動機缸體及缸蓋水套均采用上下分層設計，水泵流量減小，發動機進水溫度變低，缸蓋下層水套及缸體上層水套沿冷卻液流動方向處于上游位置，冷卻液溫度降低，大大改變了燃燒室附近機體換熱，可一定程度上提高熱效率，降低油耗。

4 TMM開啟特性分析

TMM通過控制球閥開度來調節缸體流量、大/小循環流量分布，試驗時對各支路流量進行監控測量，得到流量分布特性及球閥開度特征值，進一步分析球閥形狀及控制邏輯是否滿足使用需求。

4.1 球閥開啟流量特性

各支路的流量分布隨TMM球閥角度的變化如圖12所示。通過分析各支路流量與球閥開度的關系，得到球閥開啟特征值，結果見表3。結果顯示Block全開與Bypass初關的球閥開度特征值與設計值基本相符，但其他的球閥開度特征值與設計值均有不同程度的提前或滯后，且Block全開、RAD初開、Bypass全關臨界點，各支路流量均發生突變。

圖12 TMM球閥開啟流量特性分布

表3 球閥開度特征值

結合圖12、表2進行分析，Block初開、RAD初開、Bypass全關時的球閥角度與設計不符，主要是受各支路初開或全關時流量突變影響，任一支路的流量突變對水溫的精準控制及散熱控制均不利；另一方面，RAD全開角度較設計值提前了16%，即散熱器初開到全開過程對應的球閥角度范圍變窄，且小循環關閉和散熱器完全開啟間隔非常小(區間4)，不利于高熱負荷工況水溫的精準控制，需要進一步優化球閥形狀。

4.2 球閥開啟特性分析與優化

圖13示出球閥開口剖面圖，TMM球閥開口通過球形倒角過渡，當球閥處于該邊界位置時，球閥倒角的外側阻斷了TMM球閥開口與某一支路的連通，此時流量為0，一旦越過該邊界位置，倒角位置流通面積瞬間增大，引起流量突變。

圖13 球閥開口剖面圖

解決流量突變的關鍵在于優化球閥開口形狀，使得球閥開口與支路管路在對齊或錯開的過程中，流通截面積緩慢增加。圖14示出優化前后球閥開口形狀展開圖。優化后的球閥開口形狀設計成水滴形，從而實現流通面積緩慢過渡。另一方面，針對散熱器全開角度提前16%的問題，優化了球閥開口長度及寬度。優化前后的球閥開啟流量特性如圖15所示，優化后各支路流量突變已徹底解決，且球閥特征開啟角度與設計目標相吻合，滿足使用需求。

圖14 球閥開口形狀展開示意

圖15 優化前后球閥開啟流量特性對比

5 結論

a) 電子水泵的布置對電子水泵水室內氣體排空有較大影響，將水泵出水口朝上布置，補水口與水泵入口平齊，可有效避免管路高低折拐，補水更順暢，有效排盡水室內空氣；

b) 該電子水泵可滿足發動機冷卻系統仿真需求，缸體缸蓋水套分層設計使得電子水泵在降低流量時，直接影響燃燒室附近的換熱情況，減少冷卻液帶走的熱量，提高熱效率，更大程度發揮電子水泵的作用，但水套隔板設計時需避免水套隔板變形引起泄漏；

c) 溫控模塊開啟流量分布，大小循環交叉位置居中，流量分配合理；球閥開口使用水滴形設計代替圓弧狀設計，可使球閥開口與各支路相接或相離時流通面積緩慢增加，實現流量平緩變化。