黃昌瑞，程勉宏

（1.華晨汽車工程研究院，遼寧 沈陽 110141；2. 沈陽航空航天大學，遼寧 沈陽 110136）

一款增壓直噴發(fā)動機的冷卻系統(tǒng)設計

黃昌瑞1，程勉宏2

（1.華晨汽車工程研究院，遼寧 沈陽 110141；2. 沈陽航空航天大學，遼寧 沈陽 110136）

文章介紹了一款增壓直噴發(fā)動機冷卻系統(tǒng)的設計開發(fā)過程。 初步確定零部件參數(shù)后，進行了冷卻系統(tǒng)1D模擬及整機水套3D-CFD模擬計算。通過冷卻系統(tǒng)功能試驗與發(fā)動機整機溫度場試驗對冷卻系統(tǒng)的冷卻性能進行了驗證。根據(jù)模擬計算結果和試驗數(shù)據(jù)對系統(tǒng)進行了優(yōu)化。最終的設計結果滿足使用要求，能夠保證發(fā)動機溫度在各工況下均處于適當范圍內(nèi)。

增壓直噴；冷卻系統(tǒng)；模擬計算；CFD；試驗研究

CLC NO.:U461.9 Document Code: A Article ID: 1671-7988 (2017)08-15-06

前言

增壓直噴發(fā)動機在開發(fā)的過程中，其冷卻系統(tǒng)的設計非常重要。由于TGDI發(fā)動機將廢氣渦輪增壓與缸內(nèi)直噴技術相結合，有效提升發(fā)動機升功率，使發(fā)動機具有較好的動力性、經(jīng)濟性。因此發(fā)動機強化程度較高，工作熱負荷較大，所以合理地設計發(fā)動機冷卻系統(tǒng)，使發(fā)動機溫度在所有工況和環(huán)境條件下都處于適當范圍內(nèi)，有利于提升發(fā)動機熱效率、改善耐久性和可靠性。

本文中的增壓直噴發(fā)動機冷卻系統(tǒng)采用模擬計算與試驗相結合的方法[1-3]，以求縮短研制周期、降低開發(fā)成本、提高綜合效益。

1、發(fā)動機冷卻系統(tǒng)概述

1.1 發(fā)動機冷卻系統(tǒng)組成

該增壓直噴發(fā)動機冷卻系統(tǒng)組成如圖1。

圖1 發(fā)動機冷卻系統(tǒng)組成

1.2 冷卻液循環(huán)方式

本文中的冷卻系統(tǒng)采用分體冷卻方式。冷卻液在缸體水套與缸蓋水套中循環(huán)是相對獨立的，冷卻液從水泵流出后便分為兩路，分別進入缸體和缸蓋，完成冷卻后兩路冷卻液匯聚在缸蓋一端的總出水口流出發(fā)動機。在該系統(tǒng)中，通過控制節(jié)溫器1和節(jié)溫器2的開閉可實現(xiàn)如下三種冷卻液循環(huán)方式：

圖2 冷卻系統(tǒng)框圖

1.2 冷卻液循環(huán)方式

本文中的冷卻系統(tǒng)采用分體冷卻方式。冷卻液在缸體水套與缸蓋水套中循環(huán)是相對獨立的，冷卻液從水泵流出后便分為兩路，分別進入缸體和缸蓋，完成冷卻后兩路冷卻液匯聚在缸蓋一端的總出水口流出發(fā)動機。在該系統(tǒng)中，通過控制節(jié)溫器1和節(jié)溫器2的開閉可實現(xiàn)如下三種冷卻液循環(huán)方式：

圖3 冷卻液循環(huán)路徑圖

（1）循環(huán)路徑1：節(jié)溫器1關閉，節(jié)溫器2關閉

如圖3a)，發(fā)動機冷啟動時，冷卻液溫度較低，此時節(jié)溫器1、節(jié)溫器2均關閉。進入缸體水套的冷卻液則停留在缸體中不再參與循環(huán)，從而使缸體溫度升高。這也是發(fā)動機冷卻系統(tǒng)的小循環(huán)。

（2）循環(huán)路徑2：節(jié)溫器1開啟，節(jié)溫器2關閉

如圖3b)，隨著發(fā)動機溫度升高，冷卻液溫度隨之上升，節(jié)溫器1開啟，節(jié)溫器2仍然關閉，進入缸體水套的冷卻液則停留在缸體中不參與循環(huán)。所以此時缸體內(nèi)冷卻液的溫度會持續(xù)升高。同時潤滑油的溫度也隨之較快升溫。

（3）循環(huán)路徑3：節(jié)溫器1開啟，節(jié)溫器2開啟

如圖3c)，發(fā)動機溫度較高時，節(jié)溫器1，節(jié)溫器2均開啟，實現(xiàn)發(fā)動機最大程度冷卻。這也是發(fā)動機冷卻系統(tǒng)的大循環(huán)。

1.3 缸蓋水套冷卻液的流動形式

缸蓋水套冷卻液的流動形式通常可分為縱向流動和橫向流動。

本文涉及的缸蓋水套采用縱向流動方式，整個水套結構如圖4所示。

圖4 該增壓直噴發(fā)動機水套結構

2、冷卻系統(tǒng)模擬計算

初步確定零部件功能參數(shù)后，進行了冷卻系統(tǒng)模擬計算。

2.1 冷卻系統(tǒng)的1D模擬計算

模擬計算部分初始輸入數(shù)據(jù)如下：

圖5 水泵性能特性曲線

圖6 節(jié)溫器1（開啟溫度82℃）性能特性曲線

圖7 機油冷卻器性能特性曲線

計算分三種情況進行：

a）節(jié)溫器1、節(jié)溫器2都關閉；

b）節(jié)溫器1開啟、節(jié)溫器2關閉；

c）節(jié)溫器1、節(jié)溫器2都開啟；

計算模型如下圖8。

圖8 冷卻系統(tǒng)流量分配1D穩(wěn)態(tài)模擬計算模型

計算結果如下所示：

圖9 水泵性能特性

圖10 各部件流量特性

圖11 冷卻系統(tǒng)各管路總壓分布

從模擬計算結果可知，各部件流量分配滿足零部件對流量的需求。

2.2 冷卻性能的1D模擬計算

為了驗證冷卻系統(tǒng)各工況的冷卻性能，檢查是否有足夠的冷卻液通過散熱器換熱，來保證發(fā)動機出水溫度在120°C以下。計算模型如圖12所示。

圖12 冷卻性能1D模擬計算模型

圖13 冷卻性能特性

計算結果如圖13，由數(shù)據(jù)分析可知，在通過散熱器的空氣流量不小于765L/s且發(fā)動機最大散熱量為60kw的情況下，發(fā)動機出口冷卻液溫度不超過120°C，冷卻系統(tǒng)的冷卻能力滿足要求。

2.3 發(fā)動機水套3D-CFD模擬

運用 STAR-CCM+建立計算模型，如圖14，進行發(fā)動機水套的CFD流場分析。

圖14 水套網(wǎng)格

基于冷卻系統(tǒng)1D模擬所獲得的發(fā)動機轉速為5500rpm時的流量分布數(shù)據(jù)，作為水套進出口邊界條件。冷卻液成分為水50%，乙二醇50%。計算采用二階迎風格式、標準k-ε湍流模型、標準壁面函數(shù)。

模擬計算結果如下：

圖15 1 缸體、缸蓋水套流量分配

圖16 缸蓋水套進氣側、排氣側流量分配

圖17 缸蓋水套流速分布（從缸蓋下表面向上看）

由三維流體模擬計算結果可知，缸體、缸蓋水套流量分配比例約為67%:33%，缸蓋水套流量進氣側、排氣側分配比例約為1.1:1，因此水套中冷卻液流量分配結果合理。缸蓋水套和缸體水套內(nèi)冷卻液的流動速度場所示關鍵部位無流動死區(qū)，符合設計意圖，各缸流速分布差別較小，流場各指標符合最初的設計要求。

3、冷卻系統(tǒng)功能試驗

在完成冷卻系統(tǒng)仿真模擬分析后，進行冷卻系統(tǒng)功能試驗進行設計驗證。

發(fā)動機按兩種方式進行試驗：

1）采用臺架倒拖的方式進行流量分配比例測量；

2）采用點火試驗的方式進行溫度、壓力測量。試驗時，模擬了發(fā)動機安裝兩種不同開啟溫度的節(jié)溫器2時的工作狀態(tài)。

流量傳感器布置如圖18、圖19。

圖18 流量傳感器布置示意圖

圖19 流量傳感器布置

溫度傳感器和壓力傳感器布置如圖20。

圖20 溫度、壓力傳感器布置示意圖

發(fā)動機轉速為5500rpm時流量測量試驗結果如下所示：

圖22 機油冷卻器、缸體水套及缸蓋水套流量分配

圖23 缸體缸蓋水套流量分配

圖24 發(fā)動機進出水溫度對比

圖25 缸體、缸蓋及發(fā)動機出水溫度對比

由測量數(shù)據(jù)分析可知，發(fā)動機冷卻系統(tǒng)各部分流量測量值總的分配比例與模擬計算值的分配比例相符，由此得出各部件之間分配比例符合設計的目標值，因此流量分配滿足設計要求。

圖26 增壓器水溫、油溫

圖27 機油冷卻器油溫、水溫

圖28 冷卻系統(tǒng)各部分壓力損失

由以上數(shù)據(jù)可知：

1）發(fā)動機進出水溫差在10℃左右；

2）機油冷卻器進出機油溫差在8℃以內(nèi)，進出水溫差在5℃以內(nèi)，油底殼溫度小于125℃；

3）增壓器機油溫度在80℃至150℃范圍內(nèi)，增壓器入口冷卻液最高溫度小于100℃，出口冷卻液最高溫度小于125℃。

4）冷卻系統(tǒng)各部分壓損均滿足要求。

由以上分析可知，發(fā)動機冷卻系統(tǒng)初步各參數(shù)滿足系統(tǒng)功能要求。各零部件參數(shù)初步確定。

4、整機溫度場試驗

完成冷卻系統(tǒng)功能試驗，初步確定了系統(tǒng)各部件參數(shù)及系統(tǒng)的結構參數(shù)，然后進行整機的缸體缸蓋溫度場試驗。

圖29 缸蓋燃燒室溫度傳感器布置

圖30 缸體溫度傳感器布置

a）缸體進氣側溫度傳感器布置 b）缸體排氣側溫度傳感器布置 c）缸體兩缸之間傳感器布置 d）缸體溫度傳感器布置

缸蓋燃燒室溫度傳感器布置見圖29。缸體溫度傳感器布置見圖30。

缸蓋燃燒室溫度數(shù)據(jù)對比如圖31。

圖31 缸蓋溫度數(shù)據(jù)（各缸平均值）

可見，增壓直噴發(fā)動機缸蓋溫度明顯高于競品發(fā)動機：

1）進氣側高出溫度34℃

2）前后端（進氣門與排氣門之間），高出溫度72℃至80℃

3）排氣側（兩排氣門之間），高出溫度 32℃至64℃，越遠離火花塞中心溫差越大。

缸體溫度場數(shù)據(jù)如圖32、33、34

圖32 兩缸之間溫度場數(shù)據(jù)

圖33 距缸體下平面273.4mm溫度場數(shù)據(jù)

圖34 距缸體下平面237.4mm溫度場數(shù)據(jù)

綜合以上缸體溫度場數(shù)據(jù)可知：

1）缸體兩缸之間溫度偏高，達到269-282℃。

2）其他部位溫度較低，在130℃以下，并且溫差相對較小，均在20℃以內(nèi)。

5、結論

采用模擬仿真與試驗相結合的方法完成了一款增壓直噴發(fā)動機的冷卻系統(tǒng)設計。通過模擬仿真與臺架試驗確定了系統(tǒng)各零部件的參數(shù)并得到驗證。

試驗過程表明整個冷卻系統(tǒng)需要進行設計優(yōu)化，通過模擬及實測試驗數(shù)據(jù)分析，確定優(yōu)化水泵性能可以有效地加強冷卻效果。因此通過優(yōu)化水泵葉輪及水泵腔幾何參數(shù)最終達到了優(yōu)化目標。最終通過整機溫度場試驗確定該冷卻系統(tǒng)滿足設計要求。

[1] Chad Lehner. Design and Development of a Model Based Feedback Controlled Cooling System for Heavy Duty Diesel Truck Applications Using a Vehicle Engine Cooling System Simulation[C]. SAE2001-01-0336.

[2] Brian J. Luptowski. Development of the Enhanced Vehicle and Engine Cooling System Simulation and Application to Active Cooling Control[C]. SAE2005-01-0697.

[3] Jian Y., Jim Covey, Daniel D.Agnew. Coolant-flow Optimization in a Racing Cylinder Block and Head Using CFD Analysis and Testing [C]. SAE2004-01-3542.

[4] 陳家瑞.汽車構造.機械工業(yè)出版社[M].2009發(fā)動機潤滑系統(tǒng).

[5] 周龍保.內(nèi)燃機學.機械工業(yè)出版社[M].2003發(fā)動機的冷卻與潤滑系統(tǒng).

Design of Cooling System for TGDI Engine

Huang Changrui1, Cheng Mianhong2
( 1.Brilliance Automotive Engineering Research Institute, Liaoning Shenyang 110141; 2.Shenyang Aerospace University, Liaoning Shenyang 110136 )

In this article, the design and development process of TGDI engine cooling system was described. With the initially determined components parameters as inlet boundary conditions, 1D simulation of the cooling system and 3D-CFD simulation of water jackets was performed. Performance of cooling system was verified by result of cooling system function test and temperature field test. According to the simulation result and experimental data, the system was improved. Finally, the approach achieved the requirements. The cooling system was able to ensure that the engine temperature is in appropriate range on all operating conditions.

TGDI; Cooling System; Simulation; CFD Calculate; Test analysis

U461.9

A

1671-7988 (2017)08-15-06

黃昌瑞，就職于華晨汽車工程研究院。

10.16638/j.cnki.1671-7988.2017.08.006