李恩光，黃娜

（陜西重型汽車有限公司，陜西 西安 710200）

測試試驗

天然氣發(fā)動機冷卻系統(tǒng)校核

李恩光，黃娜

（陜西重型汽車有限公司，陜西 西安 710200）

發(fā)動機冷卻系統(tǒng)的作用是使發(fā)動機的溫度在所有工況下均保持在適當的范圍內。冷卻系統(tǒng)不僅要防止發(fā)動機過熱，也要防止發(fā)動機過冷。本文主要是對某重卡車型的發(fā)動機冷卻系統(tǒng)進行了校核計算，為整個車型的匹配計算提供數據支持。

散熱器；散熱量；散熱表面積；燃料消耗率；低熱值

CLC NO.: U464.9 Document Code: A Article ID: 1671-7988(2015)01-96-03

前言

在我國經濟快速發(fā)展的過程中，重型卡車已經成為工程建設、物流運輸的重要組成部分，而大部分車型都會長期處于超負荷運行狀態(tài)，發(fā)動機高溫現象頻出不窮，這樣就對發(fā)動機冷卻系統(tǒng)提出了更高的要求，本文從設計角度出發(fā)，通過系統(tǒng)計算校核，保證發(fā)動機匹配合理，從根源上消除發(fā)動機高溫等問題。

1、車型信息及系統(tǒng)計算

該車型為一款半掛牽引車，匹配的發(fā)動機為380馬力天然氣發(fā)動機，型號為WP12NG380。在冷卻系統(tǒng)計算過程中，選用散熱器、風扇必須確定冷卻系統(tǒng)應該散走的熱量[1]，但由于它受很多復雜因素的影響，很難精確計算，在初步設計時按下式估算：

式中：

QW——冷卻系統(tǒng)的散熱量，kJ/s；

A——傳給冷卻系統(tǒng)的熱量占燃料熱能的百分比，A=0.18～0.25，取A=0.20；

ge——內燃機燃料消耗率，kg/kW.h；

Ne——內燃機功率，kW；

hn——燃料低熱值，可近似取hn=50586 kJ/kg；(天燃氣)

WP12NG380發(fā)動機參數及散熱量QW，見表1。

表1

2、散熱器的選擇

① 散熱器的散熱量等于冷卻系統(tǒng)的散熱量QW，冷卻空氣量Va等

于流過散熱器的空氣量[2]，其計算公式如下：

式中：

Va——冷卻空氣理論需要量，m3/s；

Δta——空氣進入散熱器以前與通過散熱器以后的溫度差，°C，取Δta＝25°C；

γa——空氣的重度，γa=1.01 kg/m3；

CP——空氣定壓比熱，Cp=1.047 kJ/kg·°C。

② 根據冷卻空氣量Va，計算散熱器的正面積：

式中：

FR——散熱器的理論正面積，m2；

νa—散熱器正面前的空氣流速，νa=8m/s～10m/s，取νa＝9m/s。

③ 散熱器的散熱表面積：

式中：

F——散熱器的理論散熱表面積，m2；

KR——傳熱系數，KR=0.069 kJ/ m2·s·°C～0.117kJ/ m2·s·°C，取KR＝0.099 kJ/ m2·s·°C；

Δt——散熱器中冷卻液和冷卻空氣的平均溫差，°C，取Δt＝40°C。

計算結果，見表2。

表2

④ 選用的散熱器參數見表3

表3

3、風扇的選擇

①風扇的扇風量應該等于散熱器的冷卻空氣量Va，而冷卻空氣量Va又由散熱器的散熱量決定[3]。所以，扇風量可由公式（3） 得：

②計算風扇的壓力

式中：

ΔPR—散熱器的阻力，ΔPR＝100～500Pa，取ΔPR＝500Pa；

ΔP1—除散熱器以外的所有空氣通道的阻力，ΔP1= (0.4～1.1) ΔPR, 取ΔP1＝1.0ΔPR

將相關參數代入式（7)得：

所以p=ΔPR+ΔP1＝1000Pa。

③計算風扇的外徑D2

風扇輪葉掃過的環(huán)面積等于散熱器芯部正面積的45%～60%,風扇葉輪內徑與外徑之比通常取D1/D2＝0.28～0.36。

將相關參數代入式（8)得：

④計算風扇外徑D2處的圓周速度

式中：

n—發(fā)動機轉速（r/min)，取n=2200 r/min；

i—風扇驅動速比，取i=1.26。

將相關參數代入式（9)得：

U2=72.1m/s～98.2m/s

⑤計算風扇的消耗功率

式中：

η—風扇的總效率，η＝0.3～0.5，取η=0.5。將相關參數代入式（10)得：

根據本車的實際情況，考慮到風扇在安裝時的位置及增大扇風量，風扇外徑掃過的環(huán)行面積占散熱器芯子正面面積的45%～60%，采用直徑定為670mm的吸風風扇。

風扇的參數見表4。

表4

4、結論

通過上述分析計算可以看出，該車型所選用的散熱器、風扇能夠滿足380馬力天然氣發(fā)動機（WP12NG380）在各種環(huán)境及工況下對冷卻量的需求。

[1] 余志生.汽車理論.機械工業(yè)出版社，2000.

[2] 劉惟信.汽車設計.清華大學出版社，2001.

[3] 郭新民.自控電動冷卻風扇在汽車發(fā)動機上的應用.內燃機工程，1993(1 )：79-82.

表4 仿真計算數據

綜合以上分析得出，上述所匹配的三款動力總成

表5 柴油車輛第二階段油耗限值NEDC 綜合油耗均滿足GB 20997－2007《輕型商用車輛燃料消耗量限值》；與標桿車試驗值相比，三款動力總成中的動力性基本能達到標桿車水平，最高檔等速油耗優(yōu)于標桿車，但NEDC 綜合油耗均差于標桿車；為了達到標桿綜合油耗目標，建議要嚴格控制整車重量和滑行阻力，同時優(yōu)化發(fā)動機怠速油耗和燃油消耗率。

表5 柴油車輛第二階段油耗限值

3.3 成本和重量

根據數據對比，動力總成成本高低順序分別為2.8L+ 6MT＜2.0CTI+6MT＜2.7CTI+6MT；而動力總成重量大小順序分別為2.0CTI+6MT＜2.8L+6MT＜2.7CTI+6MT。

建議：中低端市場以成本為主，可匹配2.8L+6MT；高端市場以動力性與排放為主，可匹配2.7 CTI+6MT，但同時要考慮前懸加長方案可行。

4、結論

通過以上綜合分析，建議該載貨汽車優(yōu)先匹配2.8L+ 6MT動力總成，在正向數據設計時同時考慮發(fā)艙能布置其它兩款發(fā)動機的可行性，做好發(fā)艙通用化設計工作。匹配2.8L+6MT動力總成，若偏向經濟性，建議后橋主減速比可選擇3.273。

本文介紹了某整車動力匹配設計分析研究的思路，同時利用某軟件建立了整車仿真模型，可匹配不同動力總車以及后橋主減速比等進行整車性能計算分析研究，能很好地指導某款車型平臺化開發(fā)，同時為后續(xù)變型產品開發(fā)節(jié)約了成本和縮短了研發(fā)周期等。

參考文獻

[1] 余志生《汽車理論》機械工業(yè)出版社2000.

[2] 林學東《汽車動力匹配技術》中國水利水電出版社2010.1.

[3] GB 20997－2007 《輕型商用車輛燃料消耗量限值》.

Calculation of cooling system of natural gas engine

Li Enguang, Huang Na
（Shaanxi Heavy Duty Automobile Co., Ltd., Shaanxi Xi'an 710200）

The engine cooling system is the role of the engine temperature at all operating conditions were maintained in the proper range.Cooling system should not only prevent engine overheating, but also to prevent a cold engine.This paper is mainly the engine cooling system of a certain truck models are calculated and checked, For the calculation of matching models provide data support.

Radiator; Heat dissipating capacity; The radiating surface area; Fuel consumption rate; Low calorific value

U464.9

A

1671-7988(2015)01-96-03

李恩光，就職于陜西重型汽車有限公司。