电气化冷却系统与发动机匹配试验与分析

2021-02-26阳焱屏林承伯王延昭郭迁叶文临

车用发动机 2021年1期

阳焱屏，林承伯，王延昭，郭迁，叶文临

(广州汽车集团股份有限公司汽车工程研究院，广东广州 511434)

随着智能技术的发展，汽车电子技术开始应用于汽车行业，零部件电气化已成为趋势，电子控制模块通过对运行工况的甄别，能够使发动机各个系统、多个参数之间的配合达到最优。传统的冷却系统都处于被动控制，对发动机的工作性能和热负荷的控制局限性很大，因此电子水泵(Electric Water Pump，以下简称EWP)、电子节温器、温控模块(Thermal Management Module，简称TMM)会成为未来发动机本体热管理领域的主要研究及发展方向[1-2]。

研究对象为已完成冷却系统电气化设计的2.0 L自然吸气发动机，该发动机搭载了电子水泵、温控模块，通过自主控制电子水泵的转速以及温控模块开度实现精确控制水温，以适配发动机在不同工况下的不同需求，最终实现缩短暖机时间，减少摩擦损失，节能减排的目的[3-8]。为分析电子水泵与该发动机的匹配性能，评估温控模块控制逻辑是否满足设计要求，在发动机台架上开展了匹配试验，保持散热器、膨胀水壶、暖风等附件的状态、布置高度、管道的长度与整车状态一致，同时散热器配备风机，用于散热器的冷热交换，精确控制发动机出水温度。

1 电子水泵选型及温控模块原理

该机型冷却系统组成如图1所示。冷却液经电子水泵加压后分流三路：一路经缸盖，一路经暖风，一路经缸体。其中前两个支路混合后由入口in_1进入TMM，而缸体支路由入口in_2进入TMM。TMM出口out_1为散热器，经散热器后回到电子水泵前；出口out_2为小循环，直接回到电子水泵前。

图1 发动机冷却系统示意

1.1 电子水泵选型计算

考虑整个冷却系统包括发动机本体(缸盖与缸体)水套、散热器、机油冷却器、暖风、温控模块及管路等零部件在内的压力损失特性，结合发动机标定工况的冷却需求，该发动机标定工况下水泵扬程要求大于等于10 m@105 L/min[9]。

按照式(1)计算，电子水泵所需功率约为381 W，因此选配市场上现有的450 W电子水泵，电子水泵主要参数如表1所示。

(1)

式中：P为电子水泵功率；Q为水泵流量；H为水泵扬程；ρ为冷却液密度；g为重力加速度；η为电子水泵效率(取45%)。

1.2 温控模块控制逻辑

温控模块(TMM)通过电机驱动球阀，调节球阀开口位置：当球阀开口与对应管路对齐，该支路打开；当球阀开口与对应管路错开，该支路关闭；亦可实现半开闭的状态。从图1看出，TMM设计为二进二出，二进口分别为缸盖+暖风、缸体，二出口分别为散热器、小循环。TMM改变球阀开度来调节缸体(Block)、散热器(Radiator，以下简称RAD)及小循环(Bypass)流量分布。表2示出TMM球阀开度特征值，体现的是各支路初开、全开、初关、全关等特征状态下球阀开度设计值。

球阀开度与各个支路流通面积的关系如图2所示。将温控模块球阀开度定义为5个区间，因缸盖支路常开，不作详细说明。

图2 球阀开度与支路流通面积的关系

区间1：Bypass支路全开，RAD和Block支路全关。此时冷却液经EWP流向缸盖和暖风进入TMM后，从Bypass支路出。

区间2：Bypass支路全开，Block支路流通面积逐渐增加。此时冷却液经EWP流向缸体、缸盖和暖风进入TMM后，从Bypass支路出。

区间3：Bypass和RAD支路均有一定开度，缸体支路全开。该状态下TMM球阀开口与两个入口和两个出口均有重叠。

区间4：RAD支路流通面积逐渐增加，Bypass支路关闭。冷却液经EWP流向缸体、缸盖和暖风进入TMM后，全部从RAD支路流出，且随着球阀开度的增加，冷却系统压损减少，流量将逐步增加。

区间5：RAD支路全开。此时冷却液经电子水泵后流向缸体、缸盖和暖风，进入温控模块，全部从温控模块散热器管口出，冷却系统流量达到最大。

2 系统布置对电子水泵性能的影响

按整车冷却系统搭建好台架，采用透明壳体电子水泵开展试验。往膨胀水箱缓慢加注冷却液，直至充满膨胀水箱，此时电子水泵不能完全接触到冷却液[10-12]，从而造成电子水泵偶尔进入空转状态并进行自我保护。且水泵无论运转多长时间，水泵壳体水室内上方的空气始终无法排尽(见图3)。

图3 水室情况

结合当前系统布置状态(见图4)进行分析，水泵出水口向下，不利于水泵水室内气体排出，且水泵入水口高于补水口布置，导致电子水泵工作时水泵水室上方成为局部高点，且膨胀水壶补水需要克服一定的重力才能进入水泵，补水不顺畅，即使控制水泵转速达到标定转速100%，水泵流量及功率均小于目标值。

图4 当前布置

将透明电子水泵从缸体安装位置取下，旋转电子水泵安装角度，使水泵出水口向上，同时降低安装高度，使得补水口与水泵入口平齐，且补水管斜向上布置，避免高低折拐，用相同的方法对冷却系统进行加注及充分排气后，透明电子水泵水室内已充满冷却液(见图5)，且运行中未发现气泡，可进行下一步试验。

图5 调整水泵布置

综上分析，因电子水泵由电机驱动，布置位置相对自由，受限于整车布置电子水泵出水口与发动机入水口需通过管路连接，适当降低水泵安装高度使水泵入口与补水口平齐，避免水泵出水管路的高低折拐，膨胀水壶补水亦大大改善，使得水泵静止及运转条件下水室内部均能充满冷却液，保障水泵正常工作。

3 电子水泵与发动机匹配分析

3.1 各支路流量及压损分析

电子水泵与发动机匹配台架试验，目的之一是与冷却系统一维仿真分析中散热器全开条件下流量及压力分布结果进行对比分析，评估整个冷却系统各支路流量，以及各零部件包括缸盖/缸体水套、散热器、机油冷却器、暖风等零部件压力损失是否满足设计要求，从而为设计优化提供方向及数据支撑[13]。

图6、图7分别示出仿真与实测各支路流量、压损对比。其中散热器、暖风和机油冷却器的流量及压损分布实测结果均满足仿真需求，误差很小。而机体流量，即缸体/缸盖总流量与仿真结果基本相符，但流量分配比例偏离较大，缸体流量偏大。

图6 仿真与实测流量对比

图7 仿真与实测压损对比

基于上述异常结果，测量标定工况内各测点温度分布，发现缸体上层水套出水温度反而比缸体出水温度高。结合缸体水套结构进行分析，该机型缸体水套通过隔板分成上下两层，冷却液从前端排气侧进入上层水套，先后流经进气侧、排气侧，回到上层水套入口临近位置，通过水套隔板上下通道进入下层水套。随冷却液流向水温应逐渐升高，与试验结果相反，可能原因为排气侧水套隔板发生泄漏。假定排气侧水套隔板发生泄漏(见图8)，利用STAR CCM+进行仿真分析，对比水套隔板正常及泄漏情况下冷却液流速分布，如图9、图10所示。

图8 水套隔板泄漏位置设定

图9 水套隔板正常时流速分布

图10 水套隔板泄漏时流速分布

水套隔板泄漏时，流经排气侧上下水套的冷却液流速明显降低，流量减小。原因为隔板泄漏造成上层水套内的部分冷却液提前进入下层水套，缸体内冷却液流经管路距离减小，阻力降低，缸体总流量增大，但排气侧水套流量减小，排气侧水温反而高，冷却液存在局部过热，与试验结果相吻合。

3.2 水泵流量对热平衡的影响

图11示出某中速中等负荷工况下，电子水泵流量对发动机热平衡的影响。调整电子水泵流量及风机风量使得发动机出水温度为105 ℃，散热器温差6.9 ℃，达到初始热平衡；保持风机风量不变，降低水泵转速以降低散热器流量，使发动机达到新的热平衡。

图11 水泵流量对热平衡的影响

结果显示，调整电子水泵占空比降低水泵转速，散热器流量为23.6 L/min时，发动机进水温度迅速降低，出水温度则缓慢升高，原因是水泵转速降低，流经散热器的冷却液流量降低，在风机风量保持不变的情况下，散热器出水(发动机进水)温度降低。

出水温度升高是当前流量及风机风量达到新的热平衡的体现，响应时间较长，故而升高趋势较缓。

发动机进出水温差升高至16.9 ℃，是进出水温度变化的叠加作用的结果。图11中所示冷却液带走的热量通过式(2)计算：

Q=Cp×m×ΔT。

(2)

式中：Q为冷却液带走的热量；Cp为冷却液比定压热容；m为冷却液流量；ΔT为冷却液温差。

由图11可知，当流经散热器的冷却液流量降低至23.6 L/min时，冷却液温差增大，冷却液带走的热量相对于初始热平衡减小2.6 kW。根据发动机能量分布，其中部分热量将转化成指示功，一部分转化成排气能量[14]。尤其是该发动机缸体及缸盖水套均采用上下分层设计，水泵流量减小，发动机进水温度变低，缸盖下层水套及缸体上层水套沿冷却液流动方向处于上游位置，冷却液温度降低，大大改变了燃烧室附近机体换热，可一定程度上提高热效率，降低油耗。

4 TMM开启特性分析

TMM通过控制球阀开度来调节缸体流量、大/小循环流量分布，试验时对各支路流量进行监控测量，得到流量分布特性及球阀开度特征值，进一步分析球阀形状及控制逻辑是否满足使用需求。

4.1 球阀开启流量特性

各支路的流量分布随TMM球阀角度的变化如图12所示。通过分析各支路流量与球阀开度的关系，得到球阀开启特征值，结果见表3。结果显示Block全开与Bypass初关的球阀开度特征值与设计值基本相符，但其他的球阀开度特征值与设计值均有不同程度的提前或滞后，且Block全开、RAD初开、Bypass全关临界点，各支路流量均发生突变。

图12 TMM球阀开启流量特性分布

表3 球阀开度特征值

结合图12、表2进行分析，Block初开、RAD初开、Bypass全关时的球阀角度与设计不符，主要是受各支路初开或全关时流量突变影响，任一支路的流量突变对水温的精准控制及散热控制均不利；另一方面，RAD全开角度较设计值提前了16%，即散热器初开到全开过程对应的球阀角度范围变窄，且小循环关闭和散热器完全开启间隔非常小(区间4)，不利于高热负荷工况水温的精准控制，需要进一步优化球阀形状。

4.2 球阀开启特性分析与优化

图13示出球阀开口剖面图，TMM球阀开口通过球形倒角过渡，当球阀处于该边界位置时，球阀倒角的外侧阻断了TMM球阀开口与某一支路的连通，此时流量为0，一旦越过该边界位置，倒角位置流通面积瞬间增大，引起流量突变。

图13 球阀开口剖面图

解决流量突变的关键在于优化球阀开口形状，使得球阀开口与支路管路在对齐或错开的过程中，流通截面积缓慢增加。图14示出优化前后球阀开口形状展开图。优化后的球阀开口形状设计成水滴形，从而实现流通面积缓慢过渡。另一方面，针对散热器全开角度提前16%的问题，优化了球阀开口长度及宽度。优化前后的球阀开启流量特性如图15所示，优化后各支路流量突变已彻底解决，且球阀特征开启角度与设计目标相吻合，满足使用需求。