于卓弘

(上海汽車集團股份有限公司商用車技術中心,上海 200438)

0 前言

六西格瑪設計是以客戶需求為導向、數(shù)據(jù)為基礎,致力于系統(tǒng)穩(wěn)健性與性能優(yōu)化的設計方法。它出現(xiàn)于20世紀90年代,最早使用于電子行業(yè)并逐漸在汽車行業(yè)得到應用。通用汽車、福特汽車、大眾汽車、德爾福等知名整車廠及零部件企業(yè)均大力推廣并將此設計方法整合至整車及零部件設計開發(fā)中[1]。

隨著汽車工業(yè)的發(fā)展及客戶對汽車性能要求的不斷提升,動力總成冷卻性能的重要性越來越高。由于理論熱效率的限制,內(nèi)燃機的液體燃料在燃燒過程中產(chǎn)生的熱量無法全部轉(zhuǎn)換為機械能,故需要冷卻系統(tǒng)保證發(fā)動機的工作環(huán)境穩(wěn)定。如何結(jié)合整車架構(gòu)布置進行合理的冷卻系統(tǒng)設計,是整車熱管理開發(fā)中的一大難點。

本文基于某皮卡改型項目的開發(fā),該車型使用VM 2.8 T發(fā)動機與邦奇6檔手自一體變速箱(AT),由于變速箱采用外置油冷器且散熱器與中冷器沿用基礎車型,本項目將結(jié)合冷卻系統(tǒng)開發(fā)要求,采用六西格瑪設計的方法,針對格柵有效開口面積、導流板角度、風扇尺寸進行優(yōu)化,最后驗證設計方案。

1 冷卻性能設計的基本原理

冷卻系統(tǒng)設計需達到的目標主要包括：保證發(fā)動機在惡劣工況下發(fā)動機出水溫度不超過硬件設計邊界;滿足整車架構(gòu)提出的布置邊界;保證系統(tǒng)的可靠性;滿足系統(tǒng)空氣側(cè)、冷卻液側(cè)阻力要求等。其中,考核工況下散熱器的散熱量是最重要的性能指標。

1.1 冷卻系統(tǒng)熱平衡

通過對發(fā)動機熱平衡的理論計算,可以深入了解奧托循環(huán)中,能量轉(zhuǎn)化與分配的過程。發(fā)動機熱平衡關系式為

式中,Qf為燃料燃燒釋放的總熱量;Qc為冷卻液帶走的熱量;Qe為發(fā)動機有效功率;Qo為機油帶走的熱量;Qch為空燃比低于化學當量空燃比帶來的不完全燃燒熱損失熱量;Qex為排氣帶走的熱量;Qoth為其他熱損失,如發(fā)動機機體對外熱輻射、熱對流等方式散失的熱量,以及壓縮機水泵附件消耗的能量和摩擦損失等。并依照此原理使用Flowmaster搭建一維仿真數(shù)模,如圖1所示。

圖1 冷卻系統(tǒng)仿真模型示意圖

1.2 發(fā)動機熱平衡試驗

發(fā)動機熱平衡試驗是冷卻系統(tǒng)設計的基礎,通過將散熱器、暖風芯體、冷卻管路等附件與臺架發(fā)動機相連接,保持冷卻系統(tǒng)各附件與整車一致[2],圖2為冷卻系統(tǒng)試驗傳感器布置示意圖。測量發(fā)動機在不同負荷下,各個傳感器數(shù)據(jù)(表1),最后計算冷卻液流量分布及熱平衡下冷卻液帶走的能量大小。通過整車設計工況下的轉(zhuǎn)速、扭矩數(shù)據(jù),對比臺架試驗結(jié)果便可得到該工況下發(fā)動機準確的散熱量,該散熱量即冷卻系統(tǒng)設計開發(fā)的目標值。

圖2 冷卻系統(tǒng)試驗傳感器布置示意圖

表1 各傳感器詳釋及量程

以轉(zhuǎn)速3 000 r/min為例,通過調(diào)節(jié)測功機,分別測量不同負荷下VM 2.8T發(fā)動機的散熱需求。每間隔轉(zhuǎn)速200 r/min為1組數(shù)據(jù),最終獲得不同負荷下的散熱量與功率比值(表2)。對數(shù)據(jù)進行冪函數(shù)處理,最終便可得到發(fā)動機的熱耗散特性曲線(圖3)。

圖3 不同負荷下發(fā)動機熱耗散曲線

2 冷卻性能設計的基本原理

傳統(tǒng)的冷卻性能優(yōu)化方案大多基于工程師對試驗樣本的試驗數(shù)據(jù)分析,但對于系統(tǒng)級別的問題,優(yōu)化方案往往包括多個控制因子,缺少因子影響結(jié)果。同時由于個人能力及經(jīng)驗的不同,往往無法形成有效的問題解決模式。使用六西格瑪設計方法,則可對問題進行科學的、模式化的分析,將問題剖析得更加徹底,為后續(xù)項目的開展提供更直接有效的參考依據(jù)。

根據(jù)問題樣本,本文采用改進流程(IDOV)模式進行分析,即確認機會、定義要求、優(yōu)化設計、試驗確認。

2.1 確認機會

如圖4所示,前端配置包括格柵開孔、導流板、中冷器、冷凝器、散熱器及風扇總成。對于整車性能而言,前端配置的好壞能夠影響到動力總成冷卻性能,選擇最優(yōu)的前端配置,可以滿足發(fā)動機在極限工況下的冷卻要求,保證車輛動力性。言,前端配置的好壞能夠影響到動力總成冷卻性能,選擇最優(yōu)的前端配置,可以滿足發(fā)動機在極限工況下的冷卻要求,保證車輛動力性。

表2 3 000 r/min下不同負荷發(fā)動機的散熱量

圖4 前端模塊示意圖

本項目依據(jù)某皮卡項目平臺,通過對不同前端配置進行仿真計算,選擇出在惡劣工況下,滿足發(fā)動機冷卻要求且性能最優(yōu)的配置方案。

由于本項目為改型項目,為追求低成本開發(fā),散熱器及安裝支架等零件均沿用基礎車型,節(jié)省開模等一次性費用。本項目主要針對格柵開口形狀、導流板角度、風扇扇葉尺寸進行匹配,暫不考慮散熱芯體等因素,如圖5所示。

本項目依據(jù)某皮卡項目平臺,通過對不同前端配置進行仿真計算,選擇出在惡劣工況下,滿足發(fā)動機冷卻要求且性能最優(yōu)的配置方案。

由于本項目為改型項目,為追求低成本開發(fā),散熱器及安裝支架等零件均沿用基礎車型,節(jié)省開模等一次性費用。本項目主要針對格柵開口形狀、導流板角度、風扇扇葉尺寸進行匹配,暫不考慮散熱芯體等因素,如圖5所示。

本項目依據(jù)某皮卡項目平臺,通過對不同前端配置進行仿真計算,選擇出在惡劣工況下,滿足發(fā)動機冷卻要求且性能最優(yōu)的配置方案。

由于本項目為改型項目,為追求低成本開發(fā),散熱器及安裝支架等零件均沿用基礎車型,節(jié)省開模等一次性費用。本項目主要針對格柵開口形狀、導流板角度、風扇扇葉尺寸進行匹配,暫不考慮散熱芯體等因素,如圖5所示。

圖5 優(yōu)化設計范圍

2.2 定義要求

通過整車考核工況下的車速、整車質(zhì)量及坡度結(jié)合變速箱速比,可計算出考核工況下的轉(zhuǎn)速及扭矩需求[3]。表3為結(jié)合不同負荷下發(fā)動機熱耗散曲線及流量分布曲線,最終確定的散熱量及冷卻液流量。

通過整車考核工況下的車速、整車質(zhì)量及坡度結(jié)合變速箱速比,可計算出考核工況下的轉(zhuǎn)速及扭矩需求[3]。表3為結(jié)合不同負荷下發(fā)動機熱耗散曲線及流量分布曲線,最終確定的散熱量及冷卻液流量。

以發(fā)動機出水溫度110℃為目標,在Flowmaster模型中,可推算最低進風量為46.8 m3/min,故本次優(yōu)化目標為散熱器進氣量大于46.8 m3/min,見圖6。

圖6 發(fā)動機出水溫度與散熱器進風量關系

2.3 優(yōu)化設計

根據(jù)項目范圍,本次優(yōu)化控制因子包括格柵有效開口面積、導流板角度、風扇扇葉尺寸[4]。該方案為非動態(tài)響應,不考慮噪聲影響,優(yōu)化設計參數(shù)圖如圖7所示。

根據(jù)參數(shù)圖及零件單體的可更改范圍確認控制因子及水平[4],由表4可知,優(yōu)化方案為3個水平的3個因子,應使用L9(33)正交列表進行正交試驗,簡化試驗次數(shù),如表5所列。

根據(jù)參數(shù)圖及零件單體的可更改范圍確認控制因子及水平[4],由表4可知,優(yōu)化方案為3個水平的3個因子,應使用L9(33)正交列表進行正交試驗,簡化試驗次數(shù),如表5所列。

表4 控制因子與水平

通過L9(33)正交列表試驗確定試驗方案,使原本27次試驗簡化為9次試驗,該方法可有效縮短試驗次數(shù),減少優(yōu)化時間。對該9個方案繪制網(wǎng)格文件,在Fluent軟件中進行進氣量仿真計算,如圖9所示。最終9個方案進氣量結(jié)果匯總于表6中,得到9次響應數(shù)據(jù),接下來便對9次響應進行分析。

通過L9(33)正交列表試驗確定試驗方案,使原本27次試驗簡化為9次試驗,該方法可有效縮短試驗次數(shù),減少優(yōu)化時間。對該9個方案繪制網(wǎng)格文件,在Fluent軟件中進行進氣量仿真計算,如圖9所示。最終9個方案進氣量結(jié)果匯總于表6中,得到9次響應數(shù)據(jù),接下來便對9次響應進行分析。

通過L9(33)正交列表試驗確定試驗方案,使原本27次試驗簡化為9次試驗,該方法可有效縮短試驗次數(shù),減少優(yōu)化時間。對該9個方案繪制網(wǎng)格文件,在Fluent軟件中進行進氣量仿真計算,如圖8所示。最終9個方案進氣量結(jié)果匯總于表6中,得到9次響應數(shù)據(jù),接下來便對9次響應進行分析。

表5 L9(33)正交列表試驗方案

圖8 Fluent仿真流場示意圖

表6 正交試驗仿真結(jié)果

圖9為各控制因子水平對響應結(jié)果的影響分析,由因子水平與響應值圖表可得出如下結(jié)論：

(1)格柵開孔和風扇直徑2個控制因子對于響應(散熱器進氣量)為重要因子;

(2)導流板角度對散熱器進氣量影響不顯著;

(3)A3B1C3因子組合對提示散熱系統(tǒng)進氣量而言較為有利。

圖9 因子水平響應均值分布

由于選定方案A3B1C3因子組合為L9(33)正交列表試驗方案7,故該方案散熱器進氣量為57.7m3/mm的仿真結(jié)果無須重新計算。將此進氣量作為邊界條件輸入Flowmaster模型中,仿真計算該優(yōu)化方案發(fā)動機出水溫度為105℃,整理相關數(shù)據(jù)如表7所示。

表7 仿真發(fā)動機出水溫度

3 整車試驗驗證

在仿真優(yōu)化完成后,制作對應方案試驗樣件,于整車環(huán)境艙根據(jù)CVTC31022整車熱管理環(huán)境艙試驗標準進行實車驗證,如圖11所示。并將試驗結(jié)果與仿真結(jié)果進行對比,數(shù)據(jù)整理于表8中。

通過整車環(huán)境艙試驗數(shù)據(jù)可知,在車速90km/h,負荷7.2%工況下,發(fā)動機出水溫度102℃,低于目標值110℃,設計目標達成。數(shù)據(jù)結(jié)果與計算流體力學(CFD)仿真分析結(jié)果基本吻合,誤差在2.9%,同時證明了CFD計算分析的準確性。

表8 優(yōu)化方案仿真發(fā)動機出水溫度

4 總結(jié)

本課題將六西格瑪設計方法引入動力總成冷卻開發(fā)流程,運用試驗、仿真的手段相互補充、相互驗證。通過正交試驗對格柵形狀、導流板角度及風扇直徑進行了響應分析,明確各控制因子對響應影響的顯著性,最終確認優(yōu)化方案,得到了預期的效果。

(1)通過發(fā)動機熱耗散試驗,可確認冷卻系統(tǒng)流量分配及不同負荷下發(fā)動機的散熱量,該數(shù)據(jù)是前期開發(fā)的重要依據(jù)。

(2)應用格柵有效開口面積24.8%、導流板角度-15°、風扇直徑480 mm的優(yōu)化方案,最終實車驗證發(fā)動機出水溫度102℃,低于目標值110℃,設計目標達成。

(3)仿真分析與實車驗證誤差2.9%,該優(yōu)化設計方法滿足工程應用要求。

(4)格柵有效開口面積與風扇直徑對提高散熱器進風量,降低發(fā)動機水溫有顯著影響。

(5)引入六西格瑪設計方法,可針對后續(xù)項目進行不同控制因子的驗證,為后續(xù)項目積累了經(jīng)驗。