內燃叉車冷卻系統散熱器耦合熱分析及優化

唐景春, 吳 鑫, 孫東方, 張弘強

(合肥工業大學 汽車與交通工程學院,安徽 合肥 230009)

0 引 言

與傳統汽車相比,叉車機艙內部空間狹小,各部件的布置較為緊湊[1]。發動機、傳動系統和液壓系統運行時所產生的熱量難以散發到外界環境中。因此,為了整車熱平衡溫度處于正常水平,使得各系統能夠平穩正常的工作,進行叉車冷卻系統的耦合熱分析具有實際工程意義。

文獻[2]通過一維仿真與三維仿真,模擬軍用車輛冷卻系統和空調系統;文獻[3]通過對電動汽車熱管理系統的仿真模擬,分析該車在高溫環境下的冷卻性能;文獻[4]應用Flowmaster仿真軟件對工程機械發動機熱管理系統進行研究分析,對冷卻系統進行了優化,解決發動機和液壓系統的過熱問題;文獻[5]應用一維仿真軟件Kuli分析重型柴油發動機冷卻系統在額定功率下的冷卻效率。

本文應用理論分析與實驗相結合的研究方法,基于AMESim一維仿真軟件,對額定起重量為3.5 t的內燃叉車冷卻系統中發動機冷卻液循環、傳動油冷卻循環和液壓油冷卻循環進行熱分析,并提出系統優化方案。

1 冷卻系統的傳熱分析

1.1 發動機冷卻液循環

基于發動機熱平衡試驗的理論分析,燃料與空氣混合后經燃燒過程產生熱量,一部分轉換為有效功,一部分被冷卻液、機油和排氣帶走散發到外界空氣中,其余部分通過油箱底殼、機體和缸蓋表面等部件散熱[6],該過程滿足熱平衡方程:

QF=Qe+Qw+Qeo+Qr+Qs

(1)

其中:QF為燃料燃燒產生的總熱量;Qe為轉換為有效功的熱量;Qw為冷卻液帶走的熱量;Qeo為機油帶走的熱量;Qr為排氣帶走的熱量;Qs為余項損失。根據廠家所提供的發動機熱平衡試驗數據,額定工況下冷卻液所帶走的熱量約占總熱量的19%,即為22 kW。

1.2 傳動油冷卻循環

叉車行駛過程中,以傳動油作為工作介質,經過能量轉換過程,將發動機輸出的機械能通過液力變矩器傳遞至變速箱。由于傳動油本身存在一定的黏性,在傳動過程中為了克服各種阻力,會造成能量的損失,主要包括流動損失、機械損失和容積損失3個部分[7]。這些損失是造成傳動系統產熱的主要原因。

傳動系統所產生的熱量一部分通過傳動油進入油冷器完成冷卻過程將熱量散發到外界空氣中,一部分通過變速箱、液力變矩器的殼體、與其他部件的接觸散熱,其余的熱量則是留在傳動油中,使得油液的溫度升高,其熱平衡方程表達式為:

QT=(1-ηt)Nb

(2)

QT=Qb+Qto+Qm

(3)

其中:QT為傳動系統的發熱量;ηt為液力變矩器的效率;Nb為變矩器泵輪軸的輸入功率;Qb為通過殼體表面散發的熱量;Qto為通過油冷器散發的熱量;Qm為通過與其他部件接觸散發的熱量。

針對傳動油冷卻循環的分析,考慮在極端工況下的發熱量,即在叉車載貨3.5 t時(滿載),頻繁完成叉車的啟動與制動過程。根據廠家提供的試驗測量數據,傳動系統的發熱量取8 kW。

1.3 液壓油冷卻循環

叉車在完成對貨物的搬運過程中,涉及叉車的液壓舉升系統與液壓傾斜系統,液壓系統是通過機械動力驅動液壓泵,使之轉變為油液的壓力能,從而推動油缸的運動。

運行過程中,系統的壓力損失、容積損失以及機械摩擦是液壓系統產熱的主要原因,產生的熱量一部分通過液壓油進入油冷器完成冷卻過程將熱量散發到外界空氣中,一部分通過油箱散熱,其余的熱量則是留在液壓油中,使得油液的溫度升高。液壓系統發熱量的計算公式為:

QH=Qp+Qv

(4)

Qp=860N(1-ηp)

(5)

Qv=1.405pq

(6)

其中:QH為液壓系統的發熱量;Qp為液壓泵損失所產生的熱量;Qv為安全閥損失所產生的熱量;N為液壓泵的輸入功率;ηp為液壓泵的總效率,一般在0.70～0.85之間,常取0.80;p為液壓泵實際出口壓力;q為液壓泵實際流量。

針對液壓油冷卻循環的分析,叉車載貨3.5 t時(滿載),VDI 2198循環工況下的發熱量達到最大。根據廠家提供的試驗測量數據,液壓系統的發熱量取5 kW。其中,發動機額定工況下,冷卻液帶走的熱量最大。因此,后續的仿真分析中,冷卻系統的工況設定為額定工況,液壓系統發熱量的數值設定取最大發熱量。

2 冷卻系統建模與試驗

2.1 冷卻系統模型的構建

內燃叉車冷卻系統由發動機、散熱器、油冷器、節溫器、風扇、循環水泵、油泵、水箱、油箱和冷卻管路等子模塊組成。發動機冷卻系統采用水冷閉式循環,利用循環水泵將發動機外部的冷卻液吸入,依次流經發動機的缸體、水套后帶走大部分熱量[8],冷卻液通過節溫器后進入散熱器,在冷卻風扇的作用下將熱量散發到外界空氣中。傳動油冷卻循環與液壓油冷卻循環相似,均是通過油泵的運轉,高溫的油液進入油冷器完成冷卻過程。

應用AMESim軟件對叉車冷卻系統進行一維建模與仿真分析,所構建的模型如圖1所示。

圖1 內燃叉車冷卻系統模型架構

散熱器和2個油冷器均采用氣-液熱交換器子模型進行仿真模擬,仿真軟件中熱交換量的計算過程采用結合對流換熱系數的半經驗公式計算法[9],公式為:

Qrad=AeU(Tin-Tout)

(7)

其中:Qrad為散熱器中空氣與冷卻液在單位時間內的熱交換量;Ae為散熱器內部的熱交換面積;U為對流換熱系數;Tin、Tout分別為散熱器進水溫度、出水溫度。

對流換熱系數的確定通過部分試驗數據在AMESim軟件中進行擬合得出,其計算公式為:

(8)

其中:km為散熱器管道的導熱系數;Ma、Mf分別為空氣、冷卻液的質量流量;aa、af分別為空氣側、冷卻液側對流修正系數。

散熱器與油冷器并聯布置,自上而下分別是發動機散熱器、液壓油冷器和傳動油冷器,與風扇距離100 mm,各部件布置情況如圖2所示。

圖2 冷卻系統各部件布置情況

散熱器、油冷器均采用管帶式熱交換器,相關參數參照實際車輛設置,流程數均為1,具體參數見表1所列。

表1 散熱器、油冷器主要參數

冷卻風扇、循環水泵采用發動機曲軸連接驅動,傳動比均為1.23;傳動油泵和液壓油泵與發動機曲軸的傳動比均為1,相關參數參照實際車輛設置,具體參數見表2所列。

表2 冷卻風扇、循環水泵、油泵主要參數

2.2 冷卻系統模型驗證

為檢驗冷卻系統模型的準確性,對發動機水冷系統的散熱器進行風洞試驗檢測其散熱性能。

根據試驗數據,計算標準散熱量的公式如下:

Qn=60Qw/(t1-ta1)

(9)

Qw=mwcpw(t2-t1)

(10)

其中:Qw為水側吸熱量;mw為冷卻水的質量流;cpw為冷卻水的平均定壓比熱容;t1、t2分別為冷卻水進水溫度、出水溫度。

針對發動機散熱器的風洞試驗臺主要包括水路循環、空氣側流道、數據采集系統和加熱系統等。由于散熱器風側與空氣接觸的面積較大,冷卻空氣接觸散熱器后,溫度分布并不均勻,為減小測量誤差,在進行散熱器風洞試驗過程中,采用風管取樣法對散熱器的進口溫度進行取樣并進行溫度測量,實物圖如圖3所示。

圖3 散熱器風洞試驗空氣側溫度測量實物圖

在風洞試驗中,通過控制水側的進水溫度在83～86 ℃、空氣側的進風溫度在34～36 ℃的范圍內,改變散熱器水側的進口流量及空氣側的風速,得出10組不同工況下的試驗數據,并根據試驗數據進行散熱量的計算。同時將相同的邊界條件帶入冷卻系統模型中進行理論散熱量的計算,將2種方式計算所得的散熱量進行對比,結果見表3所列。

表3 實測散熱量與仿真散熱量對比

從表3可以看出,在檢測散熱器散熱性能的風洞試驗中,不同進水流量、不同風速下所測得的10組數據,實測散熱量與仿真所得的散熱量誤差值均在5%以內,證明冷卻系統一維仿真模型的準確性。

3 冷卻性能影響因素分析及系統優化

利用構建的叉車冷卻系統一維仿真模型模擬并分析發動機額定工況下叉車冷卻系統的冷卻性能,本模型通過電動機模擬發動機帶動曲軸轉動的過程,電動機的轉速設置參照發動機的額定轉速,設為2 500 r/min。仿真得到散熱器、傳動油冷器、液壓油冷器的進、出口溫度,如圖4所示。

圖4 散熱器、油冷器進、出口溫度曲線

從圖4可以看出:發動機散熱器水側的進口溫度為74.62 ℃,出口溫度為71.20 ℃,冷卻水降低了3.42 ℃;傳動油冷器的進口溫度為98.08 ℃,出口溫度為93.62 ℃,傳動油降低了4.46 ℃;液壓油冷器的進口溫度為88.06 ℃,出口溫度為84.95 ℃,液壓油降低了3.11 ℃。

叉車冷卻系統中,發動機冷卻液帶走的熱量較大,但散熱器的進出口溫差較小;傳動油冷器和液壓油冷器的進口溫度較高,會導致傳動油和液壓油的黏度降低,從而影響叉車運行的穩定性。因此需要分析冷卻系統散熱性能的影響因素,從而對叉車冷卻系統進行優化。

3.1 散熱器的迎風面積與厚度對散熱性能影響

增大散熱器的迎風面積、增大散熱器的厚度均可有效提高其散熱性能[10],但由于叉車艙內空間有限,不能直接增大散熱器的總體積。現通過增大發動機散熱器迎風面積,同時減小散熱器的厚度的方法,在不增大散熱器體積的前提下,對散熱器的尺寸進行修改,具體參數見表4所列。通過仿真分析其對散熱性能的影響。

表4 發動機散熱器芯體不同尺寸參數

根據一維仿真結果,繪制不同散熱器尺寸的水側進、出口溫度柱狀圖,如圖5所示。

圖5 散熱器尺寸對進、出口溫度的影響

從圖5可以看出,散熱器原尺寸和尺寸A的進、出口溫差均為3.42 ℃,尺寸B的進、出口溫差為3.47 ℃,尺寸C的進、出口溫差為3.50 ℃。針對發動機散熱的尺寸修改,在不增大散熱器的體積的同時,能夠有效降低水側的進口溫度,尺寸C的進口溫度相比原尺寸降低了8.44 ℃。

3.2 散熱器的空間布置對散熱性能影響

通過改變發動機散熱器與兩個油冷器的空間布置,探究散熱器的空間布置對散熱性能的影響,原布置、布置A和布置B情況如圖6所示,且散熱器和油冷器的總體積與原布置相同,均為530 mm×460 mm×9 mm。

圖6 散熱器和油冷器的不同空間布置

原布置中,發動機散熱器與油冷器采用并聯布置,自上而下分別是發動機散熱器、液壓油冷器、傳動油冷器。布置A中,發動機散熱器與2個油冷器串聯布置,2個油冷器并聯布置,液壓油冷器布置在傳動油冷器上方。布置B中,發動機散熱器與2個油冷器串聯布置,2個油冷器并聯布置,傳動油冷器布置在液壓油冷器上方。

在保證散熱器與油冷器總體積不變的前提下,修改散熱器的空間布置后,得出一維仿真結果,并根據仿真結果繪制散熱器、油冷器在不同布置下,水側/油側的進、出口溫度柱狀圖,分別如圖7～圖9所示。

圖7 空間布置對發動機散熱器進、出口溫度的影響

從圖7可以看出,發動機散熱器的散熱性能有小幅提升,布置A和布置B中水側進、出口溫差均提高了0.10 ℃,水側進口溫度在布置A中降低了2.12 ℃,在布置B中降低了2.19 ℃。

從圖8可以看出,傳動油冷器在布置B中散熱性能提升較大,油側進、出口溫差由4.46 ℃變為4.81 ℃,提高了0.35 ℃,且油側進口溫度有較大幅度降低,由98.08 ℃變為77.79 ℃,降低了20.29 ℃。

從圖9可以看出:液壓油冷器在布置A和布置B中散熱性能均有小幅提升,布置A提升0.07 ℃,布置B提升0.06 ℃;油側進口溫度的降低較為明顯,布置A中油側進口溫度由88.06 ℃變為77.81 ℃,降低10.25 ℃;布置B中油側進口溫度由88.06 ℃變為78.76 ℃,降低9.30 ℃。

綜合圖7～圖9的分析可知:散熱器并聯布置的優點是能夠降低冷卻系統的風阻、降低空氣側的進口溫度,但存在2個油冷器液側進口溫度較高的問題;將發動機散熱器與油冷器串聯布置,其優點是能夠增大散熱器和油冷器的迎風面積,從而降低水側/油側的進口溫度。

3.3 冷卻液對散熱性能影響

發動機冷卻液常使用純水或水與乙二醇的混合溶液,使用含有乙二醇的混合溶液,能夠有效地防止冷卻液在冬季結冰,防止在夏季沸騰[11]。

不同混合比例的冷卻液在物性參數上均有差異,冷卻液中乙二醇的占比越高,冷卻液的密度和黏度越大,比熱容和導熱系數越小,導致在冷卻循環中冷卻液的流量減小、散熱器進口溫度升高。

使用冷卻液時,其冰點要低于該地環境最低溫度10 ℃左右,以防止天氣突變。本文所研究的內燃叉車使用地區的環境最低溫度約-10 ℃。我國發布的GB 29743—2013《機動車發動機冷卻液》中指出,40%乙二醇水溶液,冰點約-25 ℃,滿足使用要求。通過仿真分析其對散熱性能的影響,仿真結果如圖10所示。

圖10 冷卻液對散熱器進、出口溫度的影響

使用40%乙二醇水溶液與使用純水相比,散熱器進口溫度提高了0.53 ℃,進、出口溫差提高了0.40 ℃。表明使用40%乙二醇的水溶液作為冷卻液有利于發動機的冷啟動和快速暖機,且仍然可以保持冷卻系統良好的散熱性能。

3.4 冷卻系統優化方案

綜合以上對散熱器的迎風面積與厚度、散熱器的空間布置、冷卻液等冷卻性能影響因素的分析,針對原有內燃叉車冷卻系統,現提出以下優化方案。

1) 對散熱器和油冷器的迎風面積與厚度進行修改,見表5所列。

表5 散熱器、油冷器芯體原尺寸與優化尺寸對比

2) 對冷卻系統中散熱器的空間布置進行修改,采用布置B方案,即發動機散熱器與油冷器串聯布置,傳動油冷器與液壓油冷器并聯布置。

3) 將發動機散熱器的冷卻液由純水改為40%乙二醇水溶液。

優化前后的冷卻系統一維仿真結果如圖11、圖12所示。

圖11 優化前散熱器、油冷器空氣側進、出口溫度

圖12 優化后散熱器、油冷器液側進、出口溫度

從圖11、圖12可以看出,優化后的冷卻系統與原系統相比:① 發動機散熱器的進口溫度降低1.46 ℃,進、出口溫差提高了0.50 ℃;② 傳動油冷器的進、出口溫差由4.46 ℃提高至4.81 ℃,提高了0.35 ℃,且油側的進口溫度由98.08 ℃降低至77.79 ℃,降低了20.29 ℃;③ 液壓油冷器的進、出口溫差提升較小,僅提高0.06 ℃,油側的進口溫度由88.06 ℃降低至78.76 ℃,降低了9.30 ℃。

4 結 論

通過對額定工況下發動機散熱器、傳動油冷器和液壓油冷器的散熱性能進行仿真分析和實驗研究,得出以下結論。

1) 增大散熱器的迎風面積,減小散熱器厚度,將發動機散熱器與油冷器串聯布置,相比較原冷卻系統的并聯布置,能夠有效降低水側/油側的進口溫度。

2) 根據車輛使用地區的環境最低溫度選取發動機冷卻液,使用40%乙二醇水溶液作為冷卻液,冰點約-25 ℃,且仍然可以保持冷卻系統良好的散熱性能,滿足使用要求。

3) 優化后的冷卻系統,發動機散熱器水側進口溫度降低了1.46 ℃;傳動油冷器油側進口溫差有0.35 ℃的提高;2個油冷器的進口溫度均有較大幅度的降低,傳動油冷器進口溫度降低了20.29 ℃,液壓油冷器進口溫度降低了9.30 ℃。