某輕型卡車發(fā)動機冷卻系統(tǒng)性能虛擬試驗方法

黃 鑫

（濰柴動力股份有限公司 上海研發(fā)中心，上海 200122）

汽車發(fā)動機冷卻系統(tǒng)的性能與汽車產(chǎn)品銷售的區(qū)域直接相關(guān)，同時也與燃油經(jīng)濟性能、噪聲振動與聲振粗糙度（Noise Vibration Harshness,NVH）性能、成本相矛盾，在產(chǎn)品開發(fā)過程的前期進行常規(guī)的一維仿真、后期進行試驗驗證的方法被整車設(shè)計企業(yè)普遍采用[1-3]。但隨著客戶對整車的燃料經(jīng)濟性能和NVH性能的期望越來越高，冷卻系統(tǒng)的設(shè)計更加精細(xì)化，其余量變得越來越小[4]，希望能通過試驗或者仿真的手段得到更加準(zhǔn)確的預(yù)判。而實車驗證受開發(fā)周期、試驗環(huán)境、工況模擬的可操作性及試驗過程的控制程度的影響，及時獲得冷卻系統(tǒng)評估數(shù)據(jù)的可能性較低，且基本不能進行準(zhǔn)確的預(yù)判。常規(guī)的仿真方法嚴(yán)重依賴發(fā)動機、散熱器等零部件供應(yīng)商提供的臺架性能試驗數(shù)據(jù)的準(zhǔn)確程度，可以說只有完美的零部件試驗結(jié)果才可能會得到準(zhǔn)確的整車系統(tǒng)評估結(jié)果。本文以某輕型卡車為研究對象，運用Kuli軟件對冷卻系統(tǒng)進行一維仿真分析，對比分析了常規(guī)仿真方法與實車道路試驗結(jié)果的差異，并由此提出一種以替代實際試驗為目標(biāo)的，通過結(jié)合仿真模型和前期試驗結(jié)果實現(xiàn)的虛擬性能試驗方法。

1 研究對象及參數(shù)

本文以總質(zhì)量7 500 kg的某輕型卡車為研究對象，整車主要參數(shù)如表1所示。

表1 整車主要技術(shù)參數(shù)

輕型卡車廠商一般不具備冷卻系統(tǒng)零部件級的性能試驗?zāi)芰Γ抡嫠璧男阅軘?shù)據(jù)由零部件供應(yīng)商提供。

發(fā)動機熱平衡試驗數(shù)據(jù)如表 2所示。散熱器芯體尺寸為（565×509.8×36）mm，熱側(cè)冷卻液進口溫度為80 ℃，冷側(cè)空氣進口溫度為20 ℃。中冷器芯體尺寸（492×332×52）mm，熱側(cè)空氣進口溫度為150 ℃，熱側(cè)空氣進口壓力為150 kPa，冷側(cè)空氣進口溫度為25 ℃。風(fēng)扇采用490 mm直徑、9片葉片的電磁離合風(fēng)扇，與發(fā)動機轉(zhuǎn)速傳輸比為1.13。水泵為機械式，與發(fā)動機轉(zhuǎn)速傳輸比為1.332。

表2 160馬力發(fā)動機熱平衡試驗數(shù)據(jù)

2 常規(guī)仿真方法及結(jié)果

對冷卻系統(tǒng)進行常規(guī)的仿真，依據(jù)表 2的發(fā)動機熱平衡試驗數(shù)據(jù)、散熱器及風(fēng)扇等其他零部件性能數(shù)據(jù)、各零部件的尺寸及其在整車中的位置坐標(biāo)在Kuli軟件中建立模型，如圖1、圖2所示。

圖1 冷卻系統(tǒng)循環(huán)框圖

圖2 冷卻系統(tǒng)空氣側(cè)示意圖

冷卻液回路建模時考慮暖風(fēng)芯體對整個冷卻液回路的分流及節(jié)溫器的節(jié)流作用，并以等效的直管代替發(fā)動機內(nèi)部流動阻力。空氣側(cè)建模時根據(jù)樣車前臉的布置情況，將中冷器和散熱器的進風(fēng)分為兩個區(qū)域，以進出口壓降模型和內(nèi)部壓降模型來模擬，其相應(yīng)的入口壓降值（Coefficient of Pressure, CP）和通道阻力值（Built In Resistances,BIR）采用該型輕卡的常規(guī)值。

仿真工況采用《汽車熱平衡道路試驗方法》（GB/T 12542—2009）中推薦的極限使用工況，仿真結(jié)果如表3所示。

表3 常規(guī)仿真工況及結(jié)果

依據(jù)常規(guī)仿真得到的結(jié)果該車匹配的冷卻系統(tǒng)能夠滿足極限使用許用環(huán)境溫度高于41 ℃、中冷壓降低于12 kPa、冷后溫升低于30 ℃的要求，可以進行試裝，并進行道路試驗驗證。

3 道路試驗方法與結(jié)果

整車熱平衡道路試驗在試驗場進行，對樣車進行必要的改制，使節(jié)溫器處于大循環(huán)全開及小循環(huán)全關(guān)的狀態(tài)，鎖死冷卻風(fēng)扇的電磁離合器，使發(fā)動機與冷卻風(fēng)扇保持剛性連接。試驗時將空調(diào)模式設(shè)定為制冷且冷卻風(fēng)量最大，采用負(fù)荷拖車控制試驗車輛運行在GB/T 12542—2009規(guī)定的極限使用工況，試驗結(jié)果如表4所示。

表4 道路試驗工況及結(jié)果

依據(jù)實車道路試驗結(jié)果判斷，該車?yán)鋮s系統(tǒng)的極限使用許用環(huán)境溫度低于41 ℃、中冷壓降高于12 kPa，不能滿足設(shè)計要求。

同樣是進行相同限值的冷卻系統(tǒng)可否滿足設(shè)計要求的判斷，常規(guī)仿真的方法和實車道路試驗的方法卻給出了相反的評價結(jié)果。用道路試驗結(jié)果為基準(zhǔn)，常規(guī)仿真與道路試驗對于冷卻系統(tǒng)評價指標(biāo)的相對偏差在8%～11%之間，如表5所示。

表5 常規(guī)仿真與道路試驗結(jié)果對比

4 常規(guī)仿真與道路試驗結(jié)果差異分析

常規(guī)仿真結(jié)果與道路試驗結(jié)果存在較大的差異，從兩個方面分別分析引入誤差的主要原因。

從試驗方面來看，冷卻系統(tǒng)的設(shè)計目標(biāo)值均為溫度或壓力的差值，所用傳感器通常標(biāo)注滿量程精度，這導(dǎo)致了測量誤差在差值結(jié)果中被放大。為獲得較好的測量精度，在試驗前對傳感器進行標(biāo)定、篩選并成對的使用，試驗過程中交換兩個測點的位置并再次試驗，可以獲得較好的測量準(zhǔn)確性。也有研究表明在溫差測量中通過使用對聯(lián)熱電偶將熱平衡誤差由傳統(tǒng)溫差測量方法的9.4%減小到3.1%[5]。

從仿真方面來看，常規(guī)仿真模型是理想狀態(tài)，而實車在設(shè)計裝配過程中的縫隙、臟污等影響因素也無法定量考慮。冷卻系統(tǒng)仿真嚴(yán)重依賴的各零部件的臺架性能試驗，也大多需要進行溫度和壓力差值的測量，同樣需要采用提升差值測量準(zhǔn)確性的試驗手段。《汽車散熱器散熱性能試驗方法》（QC/T 907—2013）中要求，冷熱兩側(cè)的熱平衡誤差在5%范圍內(nèi)的試驗數(shù)據(jù)是有效的。即滿足標(biāo)準(zhǔn)要求的零部件試驗數(shù)據(jù)，也可能會給仿真引入5%的誤差。

5 虛擬試驗方法與結(jié)果

本文定義的虛擬試驗方法是一種通過相似試驗進行模型標(biāo)定，以縮小適用范圍為代價，提高特定工況計算精度的仿真方法。

在Kuli軟件中建立與圖1相同的氣側(cè)模型，并依據(jù)表 6給出的發(fā)動機性能數(shù)據(jù)和其他相關(guān)零部件性能數(shù)據(jù)建立如圖 3所示的冷卻系統(tǒng)循環(huán)模型。

表6 150馬力發(fā)動機熱平衡試驗數(shù)據(jù)

圖3 優(yōu)化模型用的冷卻系統(tǒng)循環(huán)框圖

模型中定義修正系數(shù)OPTPAR用來模擬零部件性能試驗結(jié)果引入的偏差及實車與理想模型的差異引入的偏差。采用經(jīng)過嚴(yán)格控制的整車道路熱平衡試驗結(jié)果作為目標(biāo)值，對修正系數(shù)OPTPAR進行計算。

將計算得到的修正系數(shù)OPTPAR帶入模型的BIR中，再次進行仿真分析，結(jié)果如表7所示。

表7 虛擬試驗工況及結(jié)果

依據(jù)相同的標(biāo)準(zhǔn)進行的冷卻系統(tǒng)是否符合設(shè)計要求的判斷時，虛擬試驗方法和道路試驗的方法可以給出一致的結(jié)果。以道路試驗結(jié)果為基準(zhǔn)計算冷卻系統(tǒng)判斷值的相對偏差不大于1.5%，如表8所示。

表8 虛擬試驗與道路試驗結(jié)果對比

6 結(jié)語

本文基于某輕型卡車的發(fā)動機冷卻系統(tǒng)匹配過程進行研究，根據(jù)發(fā)動機臺架熱平衡試驗、冷卻系統(tǒng)相關(guān)零部件臺架試驗等結(jié)果進行冷卻系統(tǒng)性能的仿真分析，仿真與試驗相比較冷卻系統(tǒng)匹配符合性指標(biāo)偏差在8%～11%之間。在冷卻系統(tǒng)設(shè)計余量較小的情況下，該偏差不能滿足匹配評價的要求。分析常規(guī)仿真與試驗的結(jié)果差異，提出通過引入修正系數(shù)并借助前期試驗結(jié)果對仿真模型進行修正的虛擬試驗方法，將部分工況的匹配符合性指標(biāo)偏差降低至1.5%以內(nèi)，為類似冷卻系統(tǒng)的匹配提供了可行的思路和方法。