許 翔，劉雙喜，牟連嵩，王 遠，趙 亮

（1.中汽研（常州）汽車工程研究院有限公司，常州 213164； 2.中國汽車技術研究中心有限公司，天津 300300）

前言

集成排氣歧管式發(fā)動機在冷起動暖機時，可利用集成在缸蓋內排氣歧管的高溫對冷卻液進行加熱，讓冷卻液快速達到工作溫度，使暖機時間大大縮短［1］。在發(fā)動機高負荷時，冷卻液可以對發(fā)動機的排氣進行降溫，從而使尾氣中的污染物含量明顯降低，有助于優(yōu)化排放［2-4］。目前，集成排氣歧管已經成為汽油機滿足嚴苛的國Ⅵ排放法規(guī)的重要技術之一［5］。但是，高溫的排氣歧管內置在缸蓋內會增大發(fā)動機冷卻水套的散熱量，使本來已承受高熱負荷和機械負荷的汽缸蓋更加惡劣。因此，研究集成排氣歧管式發(fā)動機的熱平衡性能，對評價發(fā)動機冷卻水套的設計水平、合理匹配冷卻系統(tǒng)、防止發(fā)動機出現(xiàn)過熱、保證發(fā)動機的動力性、經濟性、排放和可靠性都具有重要的意義。

發(fā)動機臺架熱平衡試驗是分析發(fā)動機熱負荷、設計發(fā)動機和整車冷卻系統(tǒng)的基礎［6-8］。目前，發(fā)動機臺架熱平衡試驗缺乏專門的試驗標準。由于發(fā)動機臺架熱平衡試驗方案、試驗條件、試驗方法等對發(fā)動機熱平衡測試結果具有重要的影響，從而影響發(fā)動機熱平衡性能的分析［9-10］。本文中設計的發(fā)動機臺架熱平衡試驗方案與常規(guī)測試方法相比，具有流量分布與整車相當、熱損失小、試驗結果接近實車狀態(tài)等優(yōu)點。通過對一臺集成排氣歧管式缸內直噴汽油機在萬有特性工況和典型整車工況下進行臺架熱平衡試驗，對比分析了不同試驗方案和試驗條件對發(fā)動機熱平衡性能的影響以及集成排氣歧管與非集成排氣歧管GDI發(fā)動機散熱量的差異，為發(fā)動機和整車冷卻系統(tǒng)設計提供了基礎數(shù)據(jù)。

1 試驗裝置與方法

1.1 試驗裝置

圖1 發(fā)動機臺架熱平衡試驗示意圖

發(fā)動機臺架熱平衡試驗裝置如圖1所示，包括發(fā)動機進氣空調系統(tǒng)、CW160型電渦流測功機、FCMM-2油耗儀、YR-RSL80進氣流量計、散熱器、中冷器噴淋裝置和各種冷卻液流量、溫度和壓力傳感器等。為使臺架熱平衡試驗中發(fā)動機的進排氣和冷卻液流動狀態(tài)接近實車工況，臺架熱平衡試驗系統(tǒng)采用了實車散熱器、中冷器、機油冷卻器、變速器油冷器、暖風芯體、膨脹水壺和發(fā)動機進排氣管路和附件等。采用散熱器表面噴淋冷卻水的方式對散熱器和中冷器內的冷卻液和空氣進行冷卻，通過PID溫度反饋控制對噴淋量進行自動調節(jié)，進而實現(xiàn)冷卻液和中冷后進氣溫度的控制與調節(jié)。試驗對象為一臺集成排氣歧管式GDI增壓中冷汽油機，其主要技術參數(shù)見表1。

表1 發(fā)動機性能參數(shù)

1.2 試驗方法

試驗過程中節(jié)溫器始終處于大循環(huán)位置，通過散熱器和中冷器表面噴淋裝置對發(fā)動機出水溫度和中冷后進氣溫度進行調節(jié)和控制，噴淋裝置內部含有PID流量控制回路，可根據(jù)控制目標溫度自動調節(jié)噴淋量。試驗室環(huán)境溫度為30℃，大氣壓力為101 kPa，相對濕度為35%。試驗項目包括發(fā)動機萬有特性熱平衡試驗和部分實車工況的臺架熱平衡模擬試驗。在發(fā)動機萬有特性熱平衡試驗時，發(fā)動機出水溫度控制在90±0.2℃，中冷后進氣溫度控制在45±0.5℃。為研究實車工況下發(fā)動機的熱平衡性能，根據(jù)實車在低速爬坡、高速爬坡和高速行駛等3種熱平衡試驗中測得的發(fā)動機轉速和轉矩、發(fā)動機出水溫度、中冷后進氣溫度（表2），在發(fā)動機臺架上模擬再現(xiàn)了實車熱平衡試驗狀態(tài)。

表2 實車工況參數(shù)

為避免冷卻風機對發(fā)動機表面吹拂導致的熱平衡測試誤差，試驗過程中未采用風機對發(fā)動機表面進行吹拂。為研究風機吹拂對發(fā)動機臺架熱平衡測試數(shù)據(jù)的影響，僅在發(fā)動機額定轉速負荷特性工況開啟風機對排氣管及渦輪增壓器等局部表面進行吹拂。

發(fā)動機燃料完全燃燒產生的熱量Qf一般可分為：轉化為有效功的熱量Qe、排氣散熱量Qex、冷卻液散熱量Qw、中冷器散熱量Qc和余項熱損失Qres（包括發(fā)動機不完全燃燒損失、機械摩擦損失、機體和油底殼等表面的對流和輻射等散熱量）。

2 試驗結果與分析

2.1 外特性工況發(fā)動機熱平衡性能

外特性工況下發(fā)動機的熱量分配和過量空氣系數(shù)見圖2和圖3。其中，發(fā)動機功率占燃料釋放總熱量的23% ～31%，冷卻液散熱量占比為20% ～30%，排氣散熱量占比為25%～33%，中冷器散熱量占比為2%～3.5%，余項熱損失占比為12%～35%。由圖可知，當發(fā)動機轉速超過3 500 r／min時，過量空氣系數(shù)和空燃比隨發(fā)動機轉速增大明顯降低，由于發(fā)動機不完全燃燒程度加劇和排溫升高導致排氣帶走的熱量增大，最終使發(fā)動機的余項熱損失隨轉速升高而顯著增大。

圖2 外特性工況發(fā)動機各部分熱量變化

圖4 為外特性工況下發(fā)動機水套、機油冷卻器和渦輪增壓器傳給冷卻液的熱量和冷卻液總散熱量。其中，發(fā)動機水套、機油冷卻器和渦輪增壓器傳給冷卻液的熱量占冷卻液總散熱量的比例分別為88%、9.5%和2.5%。

2.2 發(fā)動機臺架熱平衡試驗影響因素分析

圖3 外特性工況下發(fā)動機過量空氣系數(shù)和空燃比

圖4 水套、油冷器和渦輪等傳給冷卻液的熱量

發(fā)動機的臺架熱平衡性能試驗受試驗環(huán)境、冷卻部件、管路和試驗中發(fā)動機所帶附件等因素的影響。通常發(fā)動機臺架熱平衡試驗采用臺架中冷溫控裝置和冷卻液循環(huán)及溫度控制裝置對中冷后進氣溫度和冷卻液進行控制，該試驗方案（方案1）對發(fā)動機進排氣系統(tǒng)和冷卻管路改動較多，管路流動阻力和熱損失較大，發(fā)動機水泵和臺架水泵串聯(lián)工作導致冷卻液流量不可控和發(fā)動機進出冷卻液溫差小等方面的弊端。在方案1中，當發(fā)動機高轉速大負荷運轉排氣溫度較高時，采用冷卻風機吹拂發(fā)動機機體導致發(fā)動機表面散熱量增大，進而影響整機的熱平衡狀態(tài)。

為研究發(fā)動機臺架熱平衡試驗方案對發(fā)動機臺架熱平衡試驗結果的影響，本文中對兩種臺架熱平衡試驗方案的測試結果進行了對比分析。其中方案2（即本文第1章介紹的試驗方案）采用實車冷卻系統(tǒng)部件和管路，能夠準確模擬實車發(fā)動機冷卻系統(tǒng)的冷卻液流量分配和流動阻力等流動狀態(tài)；采用實車發(fā)動機進排氣管路和附件可保證臺架試驗中發(fā)動機的進氣壓力和排氣背壓與實車工況一致；試驗中未開冷卻風機吹拂發(fā)動機表面，保證發(fā)動機機體表面散熱和發(fā)動機在機艙內的散熱更接近。因此，方案2的熱平衡試驗結果更接近實車發(fā)動機的熱平衡狀態(tài)。

圖5為外特性工況下兩種試驗方案對發(fā)動機冷卻液散熱量的影響。由圖可知，在相同的工況和發(fā)動機出水溫度（90℃）下，方案2測得的發(fā)動機冷卻液散熱量明顯大于方案1，而且差異隨著發(fā)動機轉速的增大而增大。以額定轉速5 500 r／min為例，方案2比方案1大47.0%；方案1和方案2中冷卻液散熱量占總燃燒放熱量的比例分別為20%～25%和12%～20%。

圖5 不同試驗方案發(fā)動機冷卻液散熱量對比

一些企業(yè)或單位為保證發(fā)動機臺架熱平衡試驗的安全性，當發(fā)動機的排氣溫度接近或超過允許最高值時，采用風機對排氣管和渦輪增壓器局部進行吹拂。該方法會增大發(fā)動機機體表面的散熱量，必然會改變發(fā)動機的熱平衡狀態(tài)，進而影響熱量分布和最終的測試結果。圖6和圖7分別為5 500 r／min額定轉速不同負荷下，開關風機對發(fā)動機冷卻液散熱量、排氣散熱量和余項熱損失的影響。當發(fā)動機工況一定時，開風機導致發(fā)動機水套散熱量減小約5%～13%；由于開風機使排氣溫度下降導致排氣散熱量小幅減少；開風機使發(fā)動機表面散熱量增大，從而導致余項熱損失增大。

圖6 開風機對發(fā)動機冷卻液散熱量的影響

圖7 開風機對排氣散熱量和余項熱損失的影響

本文中選取3種典型的實車工況（見表3），研究冷卻液溫度和中冷后進氣溫度對發(fā)動機水套散熱量的影響以及實車熱平衡試驗與發(fā)動機臺架熱平衡試驗測得的發(fā)動機冷卻液散熱量之間的差異。表3中，工況1和工況2中發(fā)動機出水溫度為100℃，中冷后進氣溫度分別為45和70℃；工況3中發(fā)動機出水溫度為110℃，中冷后進氣溫度為70℃。

表3 冷卻液溫度和進氣溫度對散熱量的影響

由表3可知，實車熱平衡試驗測得的發(fā)動機冷卻液散熱量與臺架熱平衡試驗測試值的差異較小。中冷后進氣溫度升高使發(fā)動機冷卻液散熱量增大，原因是中冷后進氣溫度升高會對進氣量、缸內點火和燃燒等產生較大影響，可能使點火提前角減小，后燃增加，燃燒惡化和缸內燃燒溫度升高［11-12］，導致發(fā)動機的熱負荷升高，從而使冷卻液散熱量增大。冷卻液溫度升高會使水套散熱量減小，主要原因是隨著冷卻液溫度的升高，缸內燃氣和冷卻液的溫差減小，缸內燃氣通過氣缸壁面?zhèn)鬟f給冷卻液的熱量明顯減少，使缸內能量分配和整機熱流量分配均發(fā)生變化［13-14］。

2.3 集成排氣歧管GDI發(fā)動機冷卻液散熱量分析

為分析和評價集成排氣歧管發(fā)動機的冷卻液散熱量水平，本文中選取性能參數(shù)與集成排氣歧管GDI汽油機非常接近的某型非集成排氣歧管GDI增壓中冷汽油機進行了外特性熱平衡試驗。非集成排氣歧管GDI汽油機的額定轉速為5 500 r／min、額定功率為140 kW、最大轉矩為280 N·m、排量為1.5 L。圖8為兩種發(fā)動機在外特性工況下冷卻液散熱量的對比。與非集成排氣歧管發(fā)動機相比，集成排氣歧管GDI發(fā)動機的散熱量平均大約25%～40%，主要原因是部分排氣熱量通過集成在排氣歧管中的冷卻水道進入冷卻液導致發(fā)動機冷卻液散熱量明顯增大。因此，在設計采用集成排氣歧管發(fā)動機的汽車冷卻系統(tǒng)設計時，必須考慮發(fā)動機冷卻液散熱量大的問題，冷卻系統(tǒng)的水泵、風扇和散熱器必須滿足大散熱量要求。

圖8 不同排氣歧管的GDI發(fā)動機冷卻液散熱量對比

3 結論

（1）發(fā)動機臺架熱平衡試驗方案設計和試驗條件控制等對發(fā)動機熱平衡測試結果有顯著影響。為通過臺架熱平衡試驗獲得和實車運行工況一致的發(fā)動機水套、機油冷卻器和渦輪增壓器等傳給冷卻液的熱量，發(fā)動機臺架熱平衡試驗中，應采用實車中冷器、散熱器、冷卻管路、水泵、進排氣管路和附件，避免冷卻管路和進排氣管路變化造成的系統(tǒng)流動阻力增大、管路傳熱損失增加、冷卻液流量不可控、發(fā)動機進出口冷卻液溫差過小等弊端。此外，必須按照實車熱平衡試驗狀態(tài)對發(fā)動機的轉速、轉矩、中冷后進氣溫度和冷卻液溫度等進行精確控制，禁止開啟臺架冷卻風機，試驗室環(huán)境溫度也要按照整車熱平衡試驗環(huán)境溫度進行控制。

（2）相對于非集成排氣歧管式發(fā)動機，集成排氣歧管式發(fā)動機的排氣歧管內置在缸蓋內導致發(fā)動機冷卻水套的散熱量明顯增大，使發(fā)動機的汽缸蓋承受更大的熱負荷，給集成排氣歧管式發(fā)動機水套設計和冷卻系統(tǒng)匹配開發(fā)帶來了挑戰(zhàn)，冷卻系統(tǒng)也必須提供更大的冷卻能力才能滿足發(fā)動機的熱平衡需要。