鄧義斌

（武漢理工大學(xué)能源與動力工程學(xué)院 武漢 430063）

隨著現(xiàn)代車用發(fā)動機采用更加緊湊的設(shè)計和具有更大的升功率，強化程度越來越高，使發(fā)動機的熱負(fù)荷有較大提高，對車用發(fā)動機的冷卻系統(tǒng)提出更高的要求［1］.傳統(tǒng)的冷卻系統(tǒng)設(shè)計是根據(jù)相似車輛積累的經(jīng)驗進(jìn)行的，相關(guān)的熱力學(xué)參數(shù)和技術(shù)參數(shù)是在一定的經(jīng)驗范圍內(nèi)來選擇，但是影響這些參數(shù)的因素相當(dāng)復(fù)雜，不僅受到設(shè)計要求、換熱元件特性（阻力特性、熱力特性、幾何特性）等確定因素的影響，而且還受待定參數(shù)相互之間甚至人為因素等不確定因素的影響［2］.設(shè)計人員把大量的時間和精力用于繁重的計算中，而且經(jīng)過若干次試算，最后不一定能取得滿意的結(jié)果.因此，建立一個可以對各部件的匹配性能進(jìn)行預(yù)測分析且方便快捷的發(fā)動機冷卻系統(tǒng)模擬計算平臺是很有意義的.本文運用一維流體系統(tǒng)仿真分析軟件Flowmaster建立車用發(fā)動機冷卻系統(tǒng)的計算模型，預(yù)測分析系統(tǒng)的匹配性能.

1 Flowmaster下冷卻系統(tǒng)模型的建立

1.1 冷卻系統(tǒng)模型的建立

車用水冷式發(fā)動機通常都采用閉式強制循環(huán)冷卻系統(tǒng)，即利用水泵強制冷卻液在發(fā)動機機體和缸蓋中的水套等組成的封閉循環(huán)通路中流動，冷卻水溫的控制主要由節(jié)溫器調(diào)節(jié)流向散熱器的冷卻水流量來實現(xiàn).閉式強制循環(huán)冷卻系統(tǒng)主要由水泵、散熱器、冷卻風(fēng)扇、節(jié)溫器、機油冷卻器、發(fā)動機機體和氣缸蓋中的水套以及循環(huán)管路等組成.根據(jù)汽車發(fā)動機冷卻系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)，在Flowmaster建立的冷卻系統(tǒng)計算模型如圖1所示，圖中P為壓力元件；F為流量元件；ω為轉(zhuǎn)速控制元件.

圖1 Flowmaster冷卻系統(tǒng)計算模型

在Flowmaster軟件中，將冷卻系統(tǒng)的主要部件定義為壓損元件，同時將水套、散熱器、中冷器、機油冷卻器等定義為換熱元件，換熱元件的換熱面積或換熱效率等參數(shù)作為邊界條件輸入［3－5］.

1.2 研究對象及邊界條件

研究對象為某型重載車用柴油機，主要參數(shù)為：發(fā)動機型式為四沖程、四氣門、直列六缸、共軌直噴、水冷；缸徑×行程為123mm×156mm；發(fā)動機排量為11.12L；進(jìn)氣方式為增壓中冷；壓縮比為16.4∶1；額定功率為266kW；額定轉(zhuǎn)速為1 900r／min.

邊界條件有系統(tǒng)參數(shù)和元件參數(shù).

1）系統(tǒng)參數(shù) 冷卻水為乙二醇／水 （50%／50%）；計算類型為汽車熱管理傳熱穩(wěn)態(tài)計算.

2）元件參數(shù) 水泵參數(shù)其額定流量0.006 9m3／s，額定壓頭18m，額定轉(zhuǎn)速2 700 r／min，模型計算需要水泵流量壓頭Suter曲線；機油冷卻器參數(shù)其水側(cè)入口截面積為0.000 707m2，滑油側(cè)截面積為0.000 177m2，機油冷卻器效率為0.08（根據(jù)廠家提供性能數(shù)據(jù)計算），模型計算需要水側(cè)流阻特性曲線；發(fā)動機水套參數(shù)其水套入口截面積為0.000 314m2，傳熱面積為3.78m2，標(biāo)定點表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)為8 467 W／（m2·K）（HTC通過對整個水套進(jìn)行CFD計算得到），模型計算需要水套流阻特性曲線；節(jié)溫器參數(shù)其時間常數(shù)為3s，溫度滯后值為5℃，模型計算需要節(jié)溫器的溫升曲線；散熱器參數(shù)其水側(cè)入口截面積為0.002 826m2，空氣側(cè)截面積為0.684 64m2，換熱效率為0.61，水側(cè)和空氣側(cè)流阻特性曲線；其風(fēng)扇參數(shù)外徑為0.68m，掃掠面積為0.294m2，額定轉(zhuǎn)速為2 600r／min，模型計算需要風(fēng)扇流量壓差曲線；中冷器參數(shù)其增壓空氣側(cè)入口截面積為0.005 024m2，冷卻空氣側(cè)截面積為0.486 85m2，中冷器效率為0.74，模型計算需要冷卻空氣側(cè)流阻特性曲線.

1.3 模型的標(biāo)定

模型的標(biāo)定是通過發(fā)動機熱平衡試驗和冷卻液循環(huán)管路特性試驗進(jìn)行的.在標(biāo)定工況下模型計算值與試驗值如表1所列.由表1可見模型計算值與試驗值比較接近，其誤差均不超過5%，說明該模型可用于冷卻系統(tǒng)的預(yù)測分析.

2 標(biāo)定工況下計算結(jié)果分析

在環(huán)境溫度35℃、散熱效率0.61時，標(biāo)定工況下模擬實際熱平衡計算結(jié)果收斂，主要元件參數(shù)計算結(jié)果見表2.由表2可知，由于發(fā)動機傳遞給冷卻系統(tǒng)的熱流量較大，冷卻水溫比較高，所以節(jié)溫器關(guān)閉小循環(huán)，使所有的高溫冷卻水流向散熱器才能達(dá)到熱平衡.冷卻水流經(jīng)發(fā)動機溫升并不大，僅為7.13℃，但由于發(fā)動機冷卻水入口溫度較高，發(fā)動機冷卻水出口溫度超過100℃，接近冷卻水的沸點110℃.在比標(biāo)定工況稍惡劣的工況條件下，冷卻水容易出現(xiàn)“開鍋”現(xiàn)象，冷卻系統(tǒng)將不能滿足使用要求.由此可見當(dāng)前冷卻系統(tǒng)配置不合理，應(yīng)選用散熱效率更高的散熱器.

表1 標(biāo)定工況下計算值與試驗值

表2 標(biāo)定工況下計算結(jié)果

冷卻系統(tǒng)大循環(huán)的沿程節(jié)點溫度如圖2所示.由圖2可知，發(fā)動機冷卻水的溫升主要是在發(fā)動機水套內(nèi)，而機油冷卻器放熱量相對水套放熱量要小得多，所以機油冷卻器的冷卻水進(jìn)出口溫度變化很小，溫降則主要在散熱器內(nèi)，因為發(fā)動機水套和機油冷卻器的放熱量主要由散熱器帶走.由于節(jié)溫器關(guān)閉了冷卻水小循環(huán)，所以從散熱器出口到大小循環(huán)匯合處的溫度幾乎不變.冷卻系統(tǒng)大循環(huán)的沿程節(jié)點壓力如圖3所示.由圖3可見，水泵提供的壓頭主要在發(fā)動機水套、機油冷卻器、節(jié)溫器和散熱器處損耗，其中在發(fā)動機水套的壓力損失最大.冷卻系統(tǒng)大循環(huán)的沿程流速如圖4所示.由圖4可見冷卻水流速在發(fā)動機水套處達(dá)到最大，主要是因為相對其他流動管路和元件，水套內(nèi)流道較狹窄，在流量相同的情況下，流速較高，壓力損失也較大.

圖2 沿程節(jié)點溫度曲線（大循環(huán)）

圖3 沿程節(jié)點壓力曲線（大循環(huán)）

圖4 沿程流速曲線（大循環(huán)）

3 不同條件下的冷卻系統(tǒng)匹配分析

3.1 散熱器散熱效率的影響

散熱器換熱效率是影響整個冷卻系統(tǒng)性能的重要因素.根據(jù)發(fā)動機試驗數(shù)據(jù)，標(biāo)定點時水泵流量為0.005 14m3／s，水套散熱量為140kW，進(jìn)風(fēng)溫度為35℃，取散熱效率0.5，0.54，0.58，0.62，0.66，0.70，0.74，0.78進(jìn)行計算，發(fā)動機進(jìn)出口水溫度隨散熱效率變化如圖5所示.由圖5可知，發(fā)動機進(jìn)出口水溫隨散熱器散熱效率的增大而降低，而進(jìn)出口水溫溫差基本保持不變，當(dāng)散熱效率較低時，由于熱量不能及時散發(fā)導(dǎo)致發(fā)動機水溫過高易出現(xiàn)開鍋現(xiàn)象，在散熱效率0.66以上，發(fā)動機進(jìn)出口水溫均低于100℃，基本滿足使用要求，考慮到適用于更惡劣的工況，應(yīng)選用散熱效率在0.7以上的散熱器.散熱器散熱量隨散熱效率變化如圖6所示，由圖6可見，散熱器的散熱量隨散熱效率的增大而增大.

3.2 水泵轉(zhuǎn)速的影響

圖5 發(fā)動機進(jìn)出口水溫隨散熱效率變化圖

圖6 散熱器散熱量隨散熱效率變化圖

根據(jù)水泵的特性曲線，水泵的轉(zhuǎn)速會影響泵的壓頭和流量，從而影響冷卻系統(tǒng)的性能.取水泵轉(zhuǎn)速為700，1 000，1 300，1 600，1 900，2 200r／min時，考察散熱器散熱效率為0.61，0.71兩種情況，計算結(jié)果分別如表3、表4所示.由表3、表4可見，水泵流量隨轉(zhuǎn)速增加而增大.當(dāng)散熱器散熱效率為0.61時，發(fā)動機出口水溫均超過100℃，進(jìn)一步說明系統(tǒng)配置散熱效率為0.61的散熱器是不合理；而散熱器散熱效率為0.71時，發(fā)動機出口水溫均不超過100℃.另外，發(fā)動機出口水溫與水泵轉(zhuǎn)速沒有直接的線性關(guān)系，但發(fā)動機進(jìn)出口水溫溫差隨轉(zhuǎn)速的增大而降低（圖略）.

表3 散熱效率0.61時不同轉(zhuǎn)速計算結(jié)果

表4 散熱效率0.71時不同轉(zhuǎn)速計算結(jié)果

3.3 機艙背壓的影響

為考察機艙流動性對冷卻系統(tǒng)的影響，取機艙背壓為100.6，100.8，101.0，101.2，101.4kPa進(jìn)行計算.隨著機艙內(nèi)壓力的增加，發(fā)動機進(jìn)出水溫度增加很明顯，主要是因為隨著背壓的增加風(fēng)量減小，從而導(dǎo)致散熱器散熱量減小.當(dāng)機艙背壓在101kPa以上時，配備散熱效率為0.61散熱器的發(fā)動機冷卻水出口溫度均超過100℃.發(fā)動機冷卻系統(tǒng)受背壓影響較大，有必要進(jìn)一步對機艙內(nèi)三維流動進(jìn)行分析，盡量減小背壓.

3.4 進(jìn)風(fēng)溫度的影響

現(xiàn)代車用發(fā)動機的散熱器是置于中冷器之后的，因此汽車進(jìn)風(fēng)溫度間接影響散熱器的進(jìn)氣溫度.取汽車進(jìn)風(fēng)溫度（℃）為30，35，40，45，50，對標(biāo)定工況點不同進(jìn)風(fēng)溫度的冷卻系統(tǒng)進(jìn)行計算.進(jìn)風(fēng)溫度的增加導(dǎo)致發(fā)動機冷卻液進(jìn)出口溫度的升高，當(dāng)進(jìn)風(fēng)溫度在40℃以下時，配備散熱效率為0.71的散熱器發(fā)動機冷卻水出口溫度均不超過100℃.進(jìn)風(fēng)溫度的升高導(dǎo)致散熱器出風(fēng)口溫度的升高.

3.5 迎風(fēng)速度的影響

迎風(fēng)速度與車輛行駛速度有關(guān)，迎風(fēng)速度取0，5，10，15，20，25，30，35m／s進(jìn)行計算.發(fā)動機進(jìn)出口水溫隨迎風(fēng)速度變化.隨著迎風(fēng)速度的增大，發(fā)動機進(jìn)出口水溫逐漸降低.主要原因是迎風(fēng)速度的增加使得通過散熱器的空氣流量增大，冷卻風(fēng)扇空氣流量隨迎風(fēng)速度變化.當(dāng)車輛行駛速度超過15m／s時，冷卻風(fēng)扇空氣流量增加得很快，發(fā)動機水溫開始下降較快；此時當(dāng)配備散熱效率為0.61的散熱器，發(fā)動機冷卻水出口水溫均在100℃以下，但考慮到滿足車輛低速重載時的冷卻要求，仍需要提高散熱器的散熱效率.

4 結(jié) 論

1）對標(biāo)定工況點的計算結(jié)果表明，目前的配置不能滿足冷卻系統(tǒng)的要求，需選配散熱效率更高的散熱器.

2）對標(biāo)定點時不同進(jìn)口風(fēng)溫、風(fēng)速及不同散熱器散熱效率下的計算結(jié)果表明，在環(huán)境溫度40℃以下，配備散熱效率為0.71散熱器基本可以滿足使用要求，如果工作條件更為惡劣（如赤道附近的高溫區(qū)域），仍需配備散熱效率更高的散熱器.

3）對不同水泵轉(zhuǎn)速下的計算結(jié)果表明，水泵轉(zhuǎn)速與發(fā)動機出口水溫并無直接關(guān)系，想通過提高水泵轉(zhuǎn)速來降低發(fā)動機出口水溫是不可行的.

4）對不同發(fā)動機機艙背壓下的計算結(jié)果表明，機艙內(nèi)的空氣流通性對發(fā)動機的散熱影響較大，應(yīng)盡量減小機艙的背壓，提高散熱效果.

通過Flowmaster提供的一維／三維聯(lián)合仿真接口［6］，可在冷卻系統(tǒng)匹配一維計算的基礎(chǔ)上，聯(lián)合水套、散熱器三維流動計算，從冷卻系統(tǒng)各部件結(jié)構(gòu)設(shè)計到整體性能進(jìn)行匹配優(yōu)化分析.

［1］成曉北，潘 立，鞠洪玲.現(xiàn)代車用發(fā)動機冷卻系統(tǒng)研究進(jìn)展［J］.車用發(fā)動機，2008（1）：1－6

［2］于海群.發(fā)動機冷卻系統(tǒng)匹配設(shè)計及動態(tài)特性仿真［D］.南京：江蘇大學(xué)能源與動力工程學(xué)院，2007.

［3］成曉北，潘 立，周祥軍.車用發(fā)動機冷卻系統(tǒng)工作過程與匹配計算［J］.汽車工程，2008（9）：758－763

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［5］ Sidders J A，Tilley D G.Optimizing cooling system performance using computer simulation［C］／／SAE Paper，No.971802，1997.

［6］Norihiko Wantanabe，Masahiko Kubl.An 1D－3Dintegrating numerical simulation for engine cooling problem［C］／／SAE Paper No.2006－01－1603，2006.