某车型冷却系统针对中东工况的仿真与试验

林卉 林铁平 万星荣

（广州汽车集团股份有限公司汽车工程研究院）

随着国内车企的壮大，越来越注重海外市场。中东地区气候、地形及客户用车习惯与国内存在区别，若整车出口中东地区，则需要对其进行新的验证或改善。其中，中东地区高温、多沙及低坡等特点，对汽车冷却系统提出了较高的要求。文章基于某车型出口中东地区的需求，对其冷却系统在中东地区进行仿真分析，结果显示不符合要求，故根据仿真分析的结果筛选出5个优化方案，并在环境试验室里进行优化方案验证，结果表明，优化方案能有效解决冷却系统存在的风险，满足出口中东地区的要求。

1 中东地区工况和目标值的设定

1）通过世界气象信息服务网对中东地区多个城市和中国多个城市的对比得到，近30年来，中东城市平均最高气温在42～47℃，中国城市平均气温在30～35℃，中东最高气温比中国平均气温高12℃。除了资料记录的气候地形信息，选择科威特和伊朗进行了实地考察，最高气温为D，坡度为B±3%，湿度为10%。鉴于以上描述，设定中东工况为40 km/h，空调开，环境温度为E+12℃=D，坡度为B，湿度为10%，日照强度为1 000 W/m2。（注：工况设定属于公司机密，具体数值由字母替代。）

2）国内设定的最严苛工况为中低速，空调温度为E，坡度为B（不带拖车）和C（带拖车），湿度为50%，日照强度为1 000 W/m2。

3）目标值设定采用ATB方法，导致冷却液沸腾的环境气体温度（ATB）：式中：Tv——系统最大压力下的冷却液沸点温度，℃；

Tu——发动机出口处冷却液温度，℃；

Ta——环境气体温度，℃。

故针对中东地区工况的环境温度（D），车型冷却液沸点为130℃，ATB≥F，目标Tu≤122℃。

2 仿真分析及试验验证

2.1 仿真分析

仿真分析分为三维整车流场温度场计算和一维冷却系统匹配计算两部分[1-2]。其中，三维整车流场温度场计算采用整车模型，运用软件进行网格划分和仿真计算。计算域加密后，体网格数量约1 000万个。模型进口边界设置为40 km/h，地面无滑移；介质为空气，温度为D，稳态，常密度；湍流模型选择Real i zabl ek-ε，冷凝器、发动机散热器及中冷器选择多孔介质模型；风扇选择M RF模型，温度场计算只考虑空气对流换热，不考虑热辐射和固体热传导。

原方案三维流场计算结果，如图1所示；散热器迎面的法向风速计算结果，如图2所示。

图1 整车原始方案的速度云图

图2 散热器迎风面速度分布云图

根据三维整车流场温度场计算出发动机散热器的迎面风速和风温，将风速和风温输入一维冷却系统匹配模型里进行发动机散热器水温计算[3-4]。

一维冷却系统计算主要输入参数为：发动机散热器迎面风速为2.58 m/s，散热量为30.64 kW，冷却液流量为58 L/min，散热器尺寸为720 mm×420 mm×26 mm。

通过以上的三维耦合一维计算，得到在中东地区工况下的发动机散热器进水温度为128.6℃，大于目标值122℃，故得出结论，该状态下的车型若出口中东地区，冷却系统不合格。水温优化至少要降低7℃。

文章提出5种优化方案，每种方案在进行试验前都进行了仿真分析，预估其水温降低效果。

2.2 优化方案及仿真效果

2.2.1 增大格栅开口（方案1）

增大格栅开口[5]，即增大散热器进风量。该方案的三维速度场仿真结果，如图3所示。再耦合一维进行结算，结果显示，增大格栅开口后，散热器前空气温度降低2℃，风速增大5%，水温降低4℃。

图3 增大格栅开口方案的速度图对比

2.2.2 液力变矩器锁止（方案2）

液力变矩器在低车速时，用于增大扭矩，处于非锁止状态。当液力变矩器非锁止时，传动效率降低。

传动效率：η=η1η2

其中，η1根据变速箱转速、变速箱扭矩及挡位3个要素确定；η2根据e（e=涡轮转速/泵轮转速）的大小从该变矩器特性曲线插值得到。

通过仿真计算得到锁止和非锁止的效率相差14.5%，锁止后的大循环散热量（即通过散热器冷却的散热量）降低了5.46 kW，则散热器进水温度降低了9℃。

2.2.3 冷却模块上下密封（方案3）

对于冷却系统来说，做好冷却模块四周密封，阻止怠速和低速状况下的热气回流带来的空调压力升高，以及散热器进水温度升高是一件必要的工作。该车型由于前期关注点在低速工况的热气回流，而忽略了怠速时热气回流更加严重的情况，故在本次优化方案中，提出对怠速工况进行空调及散热器水温的验证。对于在中东地区使用，用户更关注在高温和汽车长时间怠速的直观感受[6]。

2.2.4 提高散热器单品散热能力和风扇功率（方案4）

散热器换热为强制对流换热，换热系数（h）用公式表示如下：

式中：Pr——普朗特数，常数；

Re——雷诺数，常数；

Nu——努赛尔数，常数；

A——迎风面积，m2。

所以，为了提高散热器单品散热能力，也就是提高其翅片和扁管的Pr和Re。其中采取的具体措施是：扁管增加凹点扰流，提高水侧湍流强度，提高Re；扁管和翅片排列进行优化，增大A。由于散热器单品风侧阻抗增加，通过散热器压降和风扇压升的匹配，增大风扇功率，保证散热器优化前后的风速一致[7-9]。表1示出散热器单品能力提高的效果对比。

表1散热器单品散热能力提高效果（固定风速）

2.2.5 减少中冷器排数（方案5）

该车型原有布置中，考虑离地角、防撞梁及性能预留，中冷器布置偏高，与冷凝器重叠面积大，理论上减小了处于它后方的冷凝器和散热器的进风量。通过仿真分析，得到减少中冷器内部1排散热片后，散热器的进风风速和风温仿真结果，如图4和图5所示。表2示出相对应的风温风量具体变化值。由于减少中冷器内部1排散热片后的风量和风温变化在3%和1℃以内，故判断中冷器减少这个方案不可行。但后续试验出于验证考虑，仍然加上了这个验证方案。

图4 中冷器减少1排方案的速度分布图

图5 中冷器减少1排方案的温度场分布图

表2 中冷器减少1排散热片后的风量和风温变化数值

2.3 试验验证效果

对于冷却系统的验证试验优先考虑在风洞进行，但出于时间和地点考虑，本次验证试验地点选择了佛山检测中心（环境试验舱，非风洞）。该检测中心的环境试验室缺少光照，且最高环境温度设置为45℃，故验证试验只能得到优化方案的效果，非绝对值。试验条件设置如下[10]：试验室环境温度为45℃，车速为40 km/h和怠速，坡度为B，空调设置至最大风量，外循环，无光照。

试验结果表明，加大格栅开孔和液力变矩器锁止对发动机散热器进水温度影响最大，但仍需考虑对其他系统影响。液力变矩器在低速工况锁止造成汽车抖动，驾驶性劣化，考虑驾驶调教的周期和成本，故不考虑锁止液力变矩器方案。而中冷器减少1排方案无优化作用，故也不采取。采取方案1，3，4组合后的发动机散热器水温可优化10℃，基本满足目标值降低7℃需求。

中东地区工况中，除了低速行驶工况的水温需要考察，怠速工况的空调舒适性也需要重点考察。而在原始状态试验中，低速行驶结束进入怠速阶段，冷凝器前空气温度由于热气回流升高，导致空调压缩机高压升高，超过切断压力（该车型为3.14 M Pa），且无法恢复，严重影响了乘坐的舒适性。而采取冷却模块上下密封后，冷凝器前进气温度较原始状态降低18℃，怠速空调压力降低至少0.3 M Pa，避免了空调切断。其他工况也有降低空调压力，改善空调舒适性的作用。表3示出发动机进水温度降低后的仿真和试验结果。

表3 5种优化方案发动机进水温度仿真和试验结果 ℃

3 结论

综上所述，因方案3使进水温度只降低0～1℃，所以忽略不计，故采用方案1和方案4组合后即可降低发动机散热器进水温度10℃，基本满足降低7℃的目标。同时采取冷却模块密封方案，可解决在怠速时由于热气回流带来的空调切断问题。文章的思路从工况选取、仿真分析、优化方案筛选及试验验证优化方案的效果，并最后结合每个优化方案带来的设计变更来确定最终的方案，体现了完整解决问题的流程。