車用發(fā)動機冷卻系統(tǒng)工作過程與匹配計算_圖文

1、2008年(第30卷 第9期汽車工程Aut omotive Engineering2008(Vol . 30 No . 92008170車用發(fā)動機冷卻系統(tǒng)工作過程與匹配計算成曉北, 潘立, 周祥軍112(11華中科技大學(xué)能源與動力工程學(xué)院, 武漢430074; 21玉柴機器股份有限公司技術(shù)中心, 玉林537005摘要對一臺車用柴油機的冷卻系統(tǒng)進(jìn)行冷卻系統(tǒng)水流和熱流分布臺架試驗, 利用流體系統(tǒng)仿真分析軟件對整個冷卻系統(tǒng)工作循環(huán)過程、熱平衡狀態(tài)和冷卻系統(tǒng)匹配性能進(jìn)行仿真計算, 并依據(jù)試驗得到的相關(guān)結(jié)果驗證了計算模型, 對影響其冷卻性能的一些因素進(jìn)行詳細(xì)分析, 最后指出該冷卻系統(tǒng)存在的問題, 并提出

2、優(yōu)化改進(jìn)方案。關(guān)鍵詞:汽車柴油機; 冷卻系統(tǒng); 水流分布; 熱流分布; 試驗; 仿真Working Pr ocess and Matching Si m ulati on of Cooling System in D iesel EngineCheng X i a obe i , Pan L i i a 11211School of Energy &Po w er Engineering, Huazhong uhan 430074;21R &D Center , Yulin iesel Yulin 537005Abstractand heat flux distributi o

3、ns in the cooling syste m of a vehicle diesel engine is . si m ulati on on the working p r ocess, ther mal balance and matching perf or mance of the whole cooling syste m is carried out with one 2di m ensi onal co mmercial s oft w are F LOWMASTER2. The si m ulati on models are verified by test resul

4、ts, and s ome fact ors affecting the perf or mance of cooling syste m are analyzed in de 2tail . Finally, the p r oble m s re mained in existing cooling syste m are pointed out with i m p r ove ment sche me p r oposed .Keywords:veh i cle d i esel eng i n e; cooli n g syste m; wa ter flow d istr i bu

5、ti on; hea t flux d istr i buti on; test ;si m ul a ti on水泵流量過大等。通過對影響冷卻性能的因素進(jìn)行前言隨著發(fā)動機升功率的不斷提高, 產(chǎn)生的熱流密度也隨之增大, 普遍存在著發(fā)動機冷卻液溫度過高的問題。因此, 對發(fā)動機冷卻系統(tǒng)進(jìn)行整體優(yōu)化改進(jìn), 解決高功率密度下發(fā)動機冷卻和熱平衡問題是滿足上述要求而必須突破的技術(shù)關(guān)鍵?，F(xiàn)代發(fā)動機設(shè)計中, 必須要考慮發(fā)動機各流體系統(tǒng)之間的熱影響, 即發(fā)動機的熱管理1分析, 提出了對該發(fā)動機冷卻系統(tǒng)的改進(jìn)方案。1熱流分布試驗所研究的柴油機為重型車用柴油機, 主要技術(shù)參數(shù)見表1。熱流分布試驗實際上包含了水流分布

6、試驗和熱平衡試驗3, 即需要同時考慮流動和傳熱在發(fā)動機冷卻系統(tǒng)各部分的分布情況。111水流分布試驗, 而對于發(fā)動機熱管理系統(tǒng)2仿真來說, 必須要將發(fā)動機本體、冷卻系統(tǒng)、空氣側(cè)系統(tǒng)等流體系統(tǒng)結(jié)合在一起進(jìn)行仿真。作者結(jié)合試驗研究和仿真計算, 對一臺車用發(fā)動機冷卻系統(tǒng)的冷卻性能和熱平衡狀態(tài)進(jìn)行分析評價。原機存在的問題:在夏季高溫時以及車輛低速行駛時發(fā)動機水溫過高, 冷卻系統(tǒng)部件匹配不理想,水流分布試驗是在發(fā)動機倒拖條件下進(jìn)行的, 主要是了解發(fā)動機內(nèi)各缸冷卻液流量分布均勻性。通過對冷卻系統(tǒng)各部件壓力損失的情況分析, 從宏觀上評估冷卻系統(tǒng)各部件匹配的合理性; 另外, 可通過對各缸中每個上水孔處的水流速、

7、流量分布情況定性地分析缸蓋、缸體冷卻水套內(nèi)結(jié)構(gòu)的合理性。原稿收到日期為2008年1月31日, 修改稿收到日期為2008年4月29日。2008(Vol . 30 No . 9成曉北, 等:車用發(fā)動機冷卻系統(tǒng)工作過程與匹配計算759表1柴油機主要技術(shù)參數(shù)型式缸徑/mm行程/mm壓縮比標(biāo)定功率/kW 標(biāo)定轉(zhuǎn)速/r m in -11400r/min 時最大轉(zhuǎn)矩/Nm直噴式水冷六缸120145171527521001550 和流量, 則可確定熱平衡時發(fā)動機各散熱部分的熱流分布情況, 為匹配散熱器、冷卻水泵、風(fēng)扇以及整機熱平衡計算結(jié)果提供較為準(zhǔn)確的評判依據(jù)。標(biāo)定工況熱平衡時整機熱流分布見圖3, 其中冷卻介

8、質(zhì)從水套缸蓋帶走的熱量(Q w 占燃料燃燒放出的全部熱量的1714%、冷卻介質(zhì)通過機油冷卻器從機油中帶走的熱量(Q o 僅占218%, 從熱流分布可以看出, 中冷器和機油冷卻器的換熱量較低, 而其他換熱損失則較高, 需要對中冷器和機油冷卻器散熱效率或散熱面積進(jìn)行優(yōu)化匹配。增壓方式中冷方式 燃油耗率/g(k W h 最高爆發(fā)壓力/MPa-1渦輪增壓空2空中冷19816確定發(fā)動機各個氣缸水套內(nèi)流量和流阻分布, 為后續(xù)確定各缸換熱量及整個水套的換熱量做準(zhǔn)備。水流分布試驗結(jié)果如圖1所示, 可見通過各缸的冷卻水流量是不均勻的, 這與該機體內(nèi)水道為縱向布置結(jié)構(gòu)有關(guān), 其中第2缸冷卻水流量在各缸中是最大的,

9、 第1缸則最小。2所示, 原因, , 增大第4缸冷卻水流 量, 是后續(xù)優(yōu)化改進(jìn)的方向, 對水腔進(jìn)行CF D 三維模擬計算是有效的手段。圖3標(biāo)定工況熱平衡時各部分熱流分布2發(fā)動機冷卻系統(tǒng)工作過程計算211冷卻系統(tǒng)各部件模型及元件參數(shù)采用一維流體系統(tǒng)仿真分析軟件F LOWMAS 24TER2, 所研究發(fā)動機的冷卻系統(tǒng)結(jié)構(gòu)布置如圖4所示。圖1各缸冷卻水流量占總流量百分?jǐn)?shù)圖圖4冷卻系統(tǒng)結(jié)構(gòu)布置模型圖建立如圖5所示計算模型。在建模過程中將主要部件定義為壓損元件, 即主要依據(jù)流量(流速 2壓圖2標(biāo)定工況熱平衡時各缸熱流分布112熱平衡試驗熱平衡試驗分別進(jìn)行了標(biāo)定工況和最大轉(zhuǎn)矩工 況試驗, 通過測量冷卻系統(tǒng)

10、各部件進(jìn)出口處的溫度力關(guān)系對元件模型進(jìn)行定義; 將水套、散熱器、中冷器、機油冷卻器等定義為換熱元件, 需要提供這些換熱元件的換熱面積或換熱效率等參數(shù)。根據(jù)試驗數(shù)據(jù)和各零部件供應(yīng)商提供的基本參數(shù), 對模型中各個相關(guān)元件的基本輸入?yún)?shù)進(jìn)行設(shè)定如下。760汽車工程2008年(第30卷 第9 期及試驗過程中各參數(shù)測量存在的測量誤差等, 因此得到的散熱器出水溫度較實際情況稍低, 相應(yīng)計算得到的散熱量則偏高。設(shè)水路部分換熱熱平衡偏差百分?jǐn)?shù)為(Q w +Q o -Q rQ w +Q o×100%(1式中Q w 為水套散熱量, Q o 為機油冷卻器散熱量, Q r為散熱器散熱量。根據(jù)式(1 可得水路

11、部分換熱熱平衡模擬結(jié)果, 熱平衡偏差僅為4141%, 可見, 該計算模型較接近實際情況, 各項偏差均在允許的范圍內(nèi), 表明模擬預(yù)測是可信的。圖5冷卻系統(tǒng)部件計算模型管網(wǎng)圖標(biāo)定工況下熱平衡時根據(jù)試驗得到水套散熱量Q w =132k W , 水泵流量取010049m /s, 散熱器換熱33計算結(jié)果及分析3效率r =0163, 中冷器迎風(fēng)速度為7m /s, 中冷器換熱效率a =0176, 中冷器增壓空氣進(jìn)口溫度191, 增壓壓力為0125MPa, 風(fēng)扇轉(zhuǎn)速2100r/min, 機油壓力為11573kg/s 。2127:、器和散熱器處, 在水套處壓損達(dá)到01004MPa 。由圖8可見:水流速率在水套處

12、突然增大, 主要是因為相對其他流動管路, 水套內(nèi)流道較狹窄, 在流量不變的情況下, 流速激增 。通過大量試驗進(jìn)行仿真模型的反復(fù)校驗, 尋求符合工程實際的模型修正策略, 以提高預(yù)測的精度; 利用經(jīng)過修正的模型, 對發(fā)動機標(biāo)定工況下熱平衡時冷卻系統(tǒng)進(jìn)行模擬仿真和性能預(yù)測, 實現(xiàn)柴油機冷卻系統(tǒng)的優(yōu)化設(shè)計。各參數(shù)試驗數(shù)據(jù)和模擬數(shù)據(jù)對比見圖6?？梢? 除了對散熱器換熱量的模擬偏差較大之外, 其他參數(shù)的模擬偏差均很小。造成散熱器換熱量模擬偏差較大的原因是:模型選取的是散熱器較理想的情況, 沒有考慮散熱器內(nèi)部介質(zhì)的流動和換熱損失, 以圖7冷卻介質(zhì)沿程壓力損失曲線(大循環(huán) 圖8沿程冷卻介質(zhì)流速曲線(大循環(huán)31

13、2中冷器進(jìn)風(fēng)溫度和中冷器效率的影響圖6各參數(shù)試驗數(shù)據(jù)和模擬數(shù)據(jù)對比圖散熱器換熱效率r 是影響整個冷卻系統(tǒng)冷卻2008(Vol . 30 No . 9成曉北, 等:車用發(fā)動機冷卻系統(tǒng)工作過程與匹配計算761性能的主要因素, 通過利用試驗結(jié)果, 對模型進(jìn)行流動和傳熱的標(biāo)定得到散熱器的實際r =0163, 同時為了考察散熱器較高換熱效率(r =0173 時冷卻性能的變化, 因此分別考慮r =0163和r =0173兩種情況并進(jìn)行對比分析, 對其他因素的分析作同樣的處理, 不再贅述。保持其他參數(shù)基本不變, 中冷器進(jìn)風(fēng)溫度取2040的情況。由圖9可知, 中冷器進(jìn)風(fēng)溫度對發(fā)動機進(jìn)出水溫度及散熱量的影響十分

14、明顯, 中冷器進(jìn)風(fēng)溫度每增加5, 發(fā)動機進(jìn)出水溫度提高近5, 而散熱器散熱量則降低2k W 左右, 發(fā)動機進(jìn)出水溫度對應(yīng)中冷器進(jìn)風(fēng)溫度變化曲線近似為斜率為1的直線, 在中冷器換熱效率不變的情況下, 發(fā)動機進(jìn)出水溫差基本上保持在8左右。較高的中冷器進(jìn)風(fēng)溫度使散熱器進(jìn)風(fēng)溫度升高, 通過散熱器的散熱量減少, 發(fā)動機水溫上升。在中冷器進(jìn)風(fēng)溫度為30時, r =0173的發(fā)動機進(jìn)出水溫度均在100以下, 而r 0163時的發(fā)動機出水溫度過高, 境條件下, 時, r , 需要適當(dāng)提高r 。器換熱效率對發(fā)動機進(jìn)出水溫度的影響類似于中冷器進(jìn)風(fēng)溫度對發(fā)動機進(jìn)出水溫度的影響, 由于車用發(fā)動機中冷器是置于水散熱器之

15、前, 在中冷器進(jìn)風(fēng)溫度保持不變的情況下, 較高的中冷器換熱效率意味著高的散熱器進(jìn)風(fēng)溫度, 從而發(fā)動機水溫上升, 散熱器換熱量會有所減少, 但是同時增壓空氣通過中冷器傳給散熱器的散熱量也會增加, 這兩部分熱量的大小對比反映在圖10上即表現(xiàn)為散熱量隨a 增大的上下波動變化, 從仿真計算結(jié)果分析, 提高a 至018比較理想 。圖10發(fā)動機進(jìn)出水溫度、散熱器散熱量隨中冷器效率的變化曲線r 的影響313保持冷卻系統(tǒng)其他參數(shù)基本不變時, 改變r (r =01530180 對冷卻性能的影響如圖11所示?？梢妑 也是一個顯著影響發(fā)動機冷卻性能的因素。發(fā)動機進(jìn)出水溫度對應(yīng)r 的變化基本上是同步的, 在r >

16、;0171時, 發(fā)動機熱平衡時進(jìn)出水溫度均低于100, 可以滿足冷卻要求; 反之過低的r 將可能導(dǎo)致“開鍋”現(xiàn)象發(fā)生, 因此對散熱器進(jìn)行再匹配, 應(yīng)提高r 至0171以上。圖11反映出r 對散熱量的圖9發(fā)動機進(jìn)出水溫度、散熱器散熱量隨中冷器進(jìn)風(fēng)溫度的變化曲線變化曲線則并非為直線, 而是曲折上升的折線, 并非r 越高散熱量越大, 但總體是上升趨勢。314水泵流量的影響保持冷卻系統(tǒng)其他參數(shù)基本不變, 中冷器換熱效率a =01650185的情況。由圖10可見, 中冷保持其他參數(shù)基本不變, 水泵流量的變化(取30100301007m /s 的情況 的影響如圖12所示。762汽車工程32008年(第30

17、卷 第9 期01004m /s 之后, 發(fā)動機進(jìn)出水溫度反而升高了, 因此, 該機型的冷卻水泵流量應(yīng)控制在01004m /s 左右為宜。315機艙背壓的影響3保持其他參數(shù)基本不變, 機艙背壓(即風(fēng)扇后總壓 取9910113kPa 。發(fā)動機機艙后背壓是一個容易被忽視的因素, 由上述圖線可以明顯看到, 其對發(fā)動機冷卻性能的影響程度不亞于散熱器換熱效率等因素, 甚至更大。由圖13可知, 當(dāng)機艙背壓達(dá)到10011kPa 之后, 發(fā)動機水溫上升趨勢陡然加大, 達(dá)到大氣壓力時發(fā)動機出水溫度甚至達(dá)到115。可見, 將機艙背壓控制在10017kPa 以下, 能有效將發(fā)動機水溫降至100以下。另外由圖13可知,

18、 機艙, 而與散熱器換, 保持其他參數(shù), 040m /s 的情況見圖14。圖14表明, 迎風(fēng)速度對發(fā)動機冷卻性能的影響也很大, 當(dāng)散熱器效率為0163、車輛低速行駛時, 發(fā)動機出水溫度在100以上, 只有當(dāng)車輛行駛速度超過20m /s 時, 發(fā)動機水溫才降至100以下, 隨著車速的繼續(xù)升高, 發(fā)動機水溫下降很迅速, 在車速達(dá)到30m /s 后, 散熱器散熱量也顯著增大。而當(dāng)r 增大 至0173時, 無論是車輛以低速還是高速行駛, 發(fā)圖11發(fā)動機進(jìn)出水溫度、, 、散熱器散熱量以及發(fā)動機水溫升在水泵流量達(dá)到301004m /s 之后變化很小, 由此可見, 通過盲目提高水泵流量來降低發(fā)動機水溫、提高

19、散熱器散熱量等獲得良好冷卻效果的措施是不合適的, 得不償失。3在r =0163時, 當(dāng)水泵流量從01003m /s 提高至圖12發(fā)動機進(jìn)出水溫度、散熱器散熱量、進(jìn)出水溫升隨水泵流量的變化曲線圖13發(fā)動機進(jìn)出水溫度、散熱器散熱量、風(fēng)量隨機艙背壓的變化曲線2008 (Vol 30 No. 9 . 成曉北 ,等 : 車用發(fā)動機冷卻系統(tǒng)工作過程與匹配計算 763 4 結(jié)論 依據(jù)冷卻系統(tǒng)水流分布和熱平衡試驗基礎(chǔ) , 從 優(yōu)化車用發(fā)動機整個冷卻系統(tǒng)匹配的觀點出發(fā) , 利 用試驗和仿真兩方面對影響冷卻系統(tǒng)的諸多因素進(jìn) 行詳細(xì)分析 ,為各部件之間的良好匹配提出了一種 行之有效的手段 。 通過對熱流分布試驗結(jié)果

20、分析發(fā)現(xiàn) , 原機型水 套各缸之間存在著熱流分布不均勻的問題 , 可以通 過對整個水套進(jìn)行三維 CFD 分析 , 優(yōu)化水腔內(nèi)流道 結(jié)構(gòu) ,增大第 4 缸冷卻水流量和熱流量加以解決 。 結(jié)合冷卻系統(tǒng)的仿真計算及影響因素的詳細(xì)分 析 ,對原機型所匹配冷卻系統(tǒng)的冷卻性能存在的問 題 ,提出了改進(jìn)方案 。 由中冷器 、 散熱器 、 風(fēng)扇 、 導(dǎo)流罩等部件組成的 空氣側(cè)部分的流動和傳熱對整個冷卻系統(tǒng)的影響很 大 ,如果要考慮這部分的影響 ,今后的工作可以同時 對空氣側(cè)部分進(jìn)行三維 CFD 流動分析計算 , 對空氣 側(cè)部件進(jìn)行合理布置和幾何結(jié)構(gòu)的改進(jìn) , 優(yōu)化迎風(fēng) 空氣流動和傳熱 ,提高冷卻性能 。 參考文獻(xiàn) 1 Mahmoud K G, Loibner E, W iesler B , et al Sim ulation 2 . Based C . SAE Paper 2003 - 01 - 0276. Exchanger Analysis Program s C . SAE Paper 2001 - 01 - 1695. 3 成曉北 ,王兆文 ,黃榮華 ,等 . 車用柴油機冷卻