徐玉梁，陳利國(guó)，白 楊，王 振，劉 捷，趙金旋

（1.天津大學(xué)內(nèi)燃機(jī)研究所，天津300072；2.天津大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，天津300072）

減小能源消耗與環(huán)境污染是發(fā)動(dòng)機(jī)技術(shù)開(kāi)發(fā)中必須考慮的重要要素［1］。我國(guó)頒布了油耗與排放法規(guī)，要求2020年乘用車(chē)平均油耗達(dá)到0.05 L/km左右［2］，對(duì)輕型汽車(chē)CO（一氧化碳）、HC（碳?xì)浠衔铮┮约癗OX（氮氧化物）等污染物排放限值（中國(guó)第六階段）加嚴(yán)了50%，同時(shí)增加了顆粒數(shù)的限值［3-5］。發(fā)動(dòng)機(jī)冷啟動(dòng)階段對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)污染物排放與燃料消耗均產(chǎn)生較大影響。為更好地對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)的快速預(yù)熱進(jìn)行管理，減少主要污染物的排放，實(shí)現(xiàn)企業(yè)降低汽車(chē)平均燃料消耗量的目標(biāo)，對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻系統(tǒng)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)很有必要。

傳統(tǒng)的發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻系統(tǒng)基本是單回路的，即冷卻介質(zhì)先進(jìn)入機(jī)體，再進(jìn)入缸蓋。以往的研究表明［6-7］：在此情況下，進(jìn)入缸蓋的冷卻介質(zhì)先被機(jī)體加熱，這增加了缸蓋的熱負(fù)荷，加大了發(fā)動(dòng)機(jī)爆震的概率；同時(shí)，機(jī)體溫度相對(duì)較低，使得發(fā)動(dòng)機(jī)機(jī)油的黏度較大，其活塞與氣缸套的摩擦較大。在發(fā)動(dòng)機(jī)雙回路冷卻系統(tǒng)中，冷卻介質(zhì)分別經(jīng)過(guò)機(jī)體與缸蓋，由2個(gè)節(jié)溫器分別控制機(jī)體和缸蓋冷卻介質(zhì)的溫度，這有利于提高缸蓋的熱疲勞強(qiáng)度，減小活塞的摩擦功，提高發(fā)動(dòng)機(jī)的機(jī)械效率［8-9］。因此，雙回路冷卻系統(tǒng)的優(yōu)勢(shì)已逐漸被業(yè)界認(rèn)可。

本文以采用雙回路冷卻系統(tǒng)的某1.5T直列四缸汽油發(fā)動(dòng)機(jī)為研究對(duì)象。在按經(jīng)典公式計(jì)算的基礎(chǔ)上，通過(guò)燃?xì)鈧?cè)對(duì)機(jī)體和缸蓋傳熱量進(jìn)行計(jì)算，初步確定冷卻回路的流量分配；應(yīng)用計(jì)算流體動(dòng)力學(xué)（computational fluid dynamics，CFD）方法搭建了準(zhǔn)確的一維流動(dòng)傳熱模型；通過(guò)冷卻系統(tǒng)的一維瞬態(tài)暖機(jī)計(jì)算揭示了雙回路冷卻系統(tǒng)快速暖機(jī)和減磨的原理。

1 冷卻回路流量分配計(jì)算及模型搭建

本文的研究對(duì)象是一臺(tái)排氣歧管集成式的1.5T發(fā)動(dòng)機(jī)，其主要技術(shù)參數(shù)如表1所示。

表1 1.5T發(fā)動(dòng)機(jī)的主要技術(shù)參數(shù)Table 1 Main technical parameters of 1.5T engine

1.1 機(jī)體和缸蓋冷卻回路的流量計(jì)算

首先要確定雙回路冷卻系統(tǒng)中機(jī)體和缸蓋在校核工況點(diǎn)（額定功率）下冷卻回路的流量［10-11］。若按經(jīng)典公式計(jì)算，只能確定校核工況點(diǎn)的冷卻介質(zhì)的總流量［12］，無(wú)法計(jì)算機(jī)體和缸蓋冷卻回路的流量分配?；诎l(fā)動(dòng)機(jī)三維燃燒系統(tǒng)幾何模型，通過(guò)燃燒氣體對(duì)機(jī)體和缸蓋傳熱量的計(jì)算可以得到冷卻系統(tǒng)的散熱量Qw：

式中：A為傳給冷卻系統(tǒng)的熱量與燃料熱能的比值，取經(jīng)驗(yàn)系數(shù)0.22；ge為內(nèi)燃機(jī)的燃料消耗率，取設(shè)計(jì)目標(biāo)值0.24 kg·(kW·h)-1；Ne為內(nèi)燃機(jī)的輸出功率，取設(shè)計(jì)目標(biāo)值100 kW；hn為燃料低熱值，取43 960 kJ·kg-1。

根據(jù)冷卻系統(tǒng)的散熱量，可計(jì)算冷卻介質(zhì)的總流量Vw：

式中：t2-t1為冷卻介質(zhì)在循環(huán)過(guò)程中允許的溫升，一般為6～12℃，取為8℃；γw為冷卻介質(zhì)的密度，為1060kg·m3；cw為冷卻介質(zhì)的比熱，為3.65kJ·(kg·℃)-1。

由式（1）和式（2），可算得機(jī)體和缸蓋冷卻介質(zhì)的總流量為143.7 L·min-1。

由于水側(cè)面積大，散熱和溫度分布較燃燒氣側(cè)不均勻而且無(wú)效面積很多，因此通過(guò)燃?xì)鈧?cè)計(jì)算機(jī)體和缸蓋的散熱量，如表2所示。根據(jù)機(jī)體和缸蓋散熱量的比例確定機(jī)體、缸蓋冷卻回路的流量比例為1∶1.95。

表2 通過(guò)燃?xì)鈧?cè)算得的機(jī)體和缸蓋的散熱量及其冷卻回路的流量Table 2 The heatdissipationsofbody and cylinder head calculated through the combustion gas side and the flow rates of the cooling loops

表2中：溫差和換熱系數(shù)為試驗(yàn)經(jīng)驗(yàn)值［13-15］，其對(duì)應(yīng)的發(fā)動(dòng)機(jī)型式及其主要技術(shù)參數(shù)與本文研究的基本一致；機(jī)體散熱面積為π×缸徑×行程×缸數(shù)，缸蓋散熱面積為4個(gè)棚頂和排氣道的總面積；散熱量為溫差、散熱面積和換熱系數(shù)三者的乘積；冷卻回路的流量計(jì)算中已乘上儲(chǔ)備系數(shù)1.15。

通過(guò)燃?xì)鈧?cè)算得的流量分配充分考慮了雙回路冷卻系統(tǒng)的設(shè)計(jì)要求，機(jī)體、缸蓋冷卻回路的總流量與通過(guò)三維燃燒系統(tǒng)幾何模型算得的總流量差別不大，說(shuō)明了通過(guò)燃燒氣計(jì)算流量分配的可行性。它可以為一維流動(dòng)傳熱模型的構(gòu)建提供參考，再經(jīng)過(guò)一維流動(dòng)傳熱仿真和基于CFD的三維模型（以下簡(jiǎn)稱為“三維CFD模型”）的優(yōu)化設(shè)計(jì)，得到最終的機(jī)體和缸蓋冷卻回路的流量分配比例。

1.2 發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻系統(tǒng)一維流動(dòng)傳熱模型的構(gòu)建和標(biāo)定

為了構(gòu)建準(zhǔn)確的發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻系統(tǒng)一維流動(dòng)傳熱模型，對(duì)水泵進(jìn)行在不同轉(zhuǎn)速下的流量、壓力、揚(yáng)程、扭矩、軸功率和效率的測(cè)試；對(duì)散熱器和暖風(fēng)加熱器進(jìn)行在不同風(fēng)量和流量條件下的散熱性能、風(fēng)阻和水阻的測(cè)試；對(duì)節(jié)溫器進(jìn)行在不同開(kāi)度下的水阻和開(kāi)啟溫度的測(cè)試。圖1所示為暖風(fēng)加熱器性能測(cè)試現(xiàn)場(chǎng)。

通過(guò)上述試驗(yàn)，可以確定水泵流量—揚(yáng)程曲線、水泵流量—扭矩曲線、節(jié)溫器流動(dòng)損失系數(shù)曲線、散熱器散熱能力曲面圖及暖風(fēng)加熱器散熱能力曲面圖，并在構(gòu)建的一維流動(dòng)傳熱初始模型中對(duì)散熱器、暖風(fēng)加熱器以及節(jié)溫器進(jìn)行初始參數(shù)的標(biāo)定，使標(biāo)定元件的仿真數(shù)據(jù)與試驗(yàn)數(shù)據(jù)相吻合。安徽江淮汽車(chē)集團(tuán)股份有限公司提供的機(jī)油冷卻器、雙離合變速箱（dual clutch transmission，DCT）油冷器、增壓器冷卻器在水側(cè)的流量—水阻曲線如圖2所示，將其加載到模型對(duì)應(yīng)的元件中。構(gòu)建的發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻系統(tǒng)一維流動(dòng)傳熱初始模型如圖3所示。

圖1 暖風(fēng)加熱器性能測(cè)試現(xiàn)場(chǎng)Fig.1 Warm air heater performance test site

圖2 發(fā)動(dòng)機(jī)元件的流量—水阻曲線Fig.2 Flow-water resistance curves of engine elements

圖3 發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻系統(tǒng)一維流動(dòng)傳熱初始模型Fig.3 Initial model of one dimensional flow heat transfer model for cooling system of engine

1.3 冷卻回路流量分配仿真計(jì)算

取發(fā)動(dòng)機(jī)額定工況下的水泵流量值175 L·min-1運(yùn)行模型，所有節(jié)溫器為全開(kāi)，其中機(jī)體和缸蓋的流體損失系數(shù)須不斷調(diào)節(jié)直到機(jī)體、缸蓋冷卻回路的流量達(dá)到初始確定的比例，得到此時(shí)各個(gè)支路的流量，并將其作為三維CFD模型的初始邊界。

2 冷卻水套模型的構(gòu)建及其CFD計(jì)算

要搭建準(zhǔn)確的發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻系統(tǒng)一維流動(dòng)傳熱模型，必須通過(guò)CFD計(jì)算得到準(zhǔn)確的機(jī)體和缸蓋冷卻水套的水阻性能。

2.1 冷卻水套的計(jì)算模型

冷卻介質(zhì)的流動(dòng)方式和冷卻水套的幾何模型如圖4和圖5所示，其中幾何模型為機(jī)體節(jié)溫器全開(kāi)時(shí)的水套模型。冷卻介質(zhì)從水泵流入布水道，在布水道分流，分別流向機(jī)體、缸蓋、機(jī)油冷卻器和DCT油冷器，最后在發(fā)動(dòng)機(jī)后端匯合，然后分2路分別流向增壓器冷卻器和暖風(fēng)加熱器，實(shí)現(xiàn)了機(jī)體和缸蓋的雙回路流動(dòng)方式。

圖4 冷卻介質(zhì)的流動(dòng)方式Fig.4 Flow pattern of cooling medium

圖5 冷卻水套的幾何模型Fig.5 Geometric model of cooling water jacket

入、出水口處冷卻介質(zhì)的流動(dòng)擾動(dòng)容易導(dǎo)致計(jì)算發(fā)散［16］，因此將所有的入、出水口各加長(zhǎng)了40 mm以保證入、出口處冷卻介質(zhì)流動(dòng)的穩(wěn)定。在AVLFIRE軟件的FEAM中對(duì)缸蓋、缸墊、缸體、機(jī)油冷卻器回水管四部分采用獨(dú)立的網(wǎng)格劃分，其中缸墊部分采用結(jié)構(gòu)化的拉伸網(wǎng)格，最后將4組網(wǎng)格進(jìn)行拼接。冷卻水套幾何模型的網(wǎng)格劃分如圖6所示。

2.2 冷卻水套的數(shù)學(xué)模型及邊界條件

應(yīng)用CFD方法計(jì)算時(shí)假設(shè)冷卻介質(zhì)的流動(dòng)是三維不可壓縮的湍流流動(dòng)［17］。流體運(yùn)動(dòng)遵循質(zhì)量守恒定律、動(dòng)量守恒定律和能量守恒定律。湍流模型選用k—ε模型，近壁面區(qū)采用標(biāo)準(zhǔn)壁面函數(shù)來(lái)求解冷卻介質(zhì)的流動(dòng)問(wèn)題［18］。盡管各流動(dòng)控制方程的物理意義不同，但可以表示為如下通用形式［19］：

圖6 冷卻水套幾何模型的網(wǎng)格劃分Fig.6 Grid division of geometric model of cooling water jacket

式中：ρ為流體密度；u為流體速度；φ為通用變量，可代表速度、溫度等求解變量；Γ為廣義擴(kuò)散系數(shù)；S為廣義源項(xiàng)。

冷卻介質(zhì)選用體積分?jǐn)?shù)均為50%的水和乙二醇的混合液，其密度為1 060 kg·m-3，溫度為90℃。仿真計(jì)算時(shí)取總?cè)胨?、缸蓋通向暖風(fēng)加熱器和增壓器冷卻器的入水口、布水道通向DCT油冷器和機(jī)油冷卻器的入水口、DCT油冷器和機(jī)油冷卻器回水口的邊界條件為入口或出口流量。發(fā)動(dòng)機(jī)對(duì)應(yīng)的工況為額定工況，即發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為5 500 r·min-1，此工況下水泵入口流量為175 L·min-1，暖風(fēng)加熱器、增壓器冷卻器、DCT油冷器、機(jī)油冷卻器的入口流量分別為30，5.5，20，22.5 L·min-1；發(fā)動(dòng)機(jī)總出水口邊界按照流場(chǎng)充分發(fā)展進(jìn)行處理，即給定壓力的梯度為0。壁面溫度采用均勻的溫度場(chǎng)，即缸蓋為110℃，缸墊為110℃，缸體為100℃。

2.3 冷卻水套的CFD計(jì)算結(jié)果

經(jīng)過(guò)迭代計(jì)算，得到冷卻水套的壓力分布、冷卻介質(zhì)的流速分布以及冷卻水套的換熱系數(shù)分布，分別如圖7至圖9所示。結(jié)果顯示：發(fā)動(dòng)機(jī)缸蓋水套壓降為74.2 kPa，機(jī)體水套壓降為76.9 kPa；缸蓋排氣鼻梁區(qū)冷卻介質(zhì)的流速都在2 m·s-1以上，機(jī)體各缸區(qū)冷卻介質(zhì)的流速差別不大，滿足冷卻介質(zhì)流動(dòng)均勻性要求；缸蓋鼻梁區(qū)水套的換熱系數(shù)達(dá)到15 000 W·(m2·℃)-1的要求，集成排氣歧管處水套大部分區(qū)域的換熱系數(shù)達(dá)到10 000W·(m2·℃)-1，機(jī)體排氣側(cè)（主推力側(cè)）水套的換熱系數(shù)達(dá)到8 000 W·(m2·℃)-1，進(jìn)氣側(cè)（副推力側(cè)）水套的換熱系數(shù)達(dá)到6 000 W·(m2·℃)-1。由上可知，構(gòu)建的冷卻水套的仿真模型滿足了發(fā)動(dòng)機(jī)的冷卻要求，可以作為最終的發(fā)動(dòng)機(jī)水套的計(jì)算模型。

圖7 冷卻水套的壓力分布Fig.7 Distribution of cooling water jacket pressure

圖8 冷卻介質(zhì)的流速分布Fig.8 Distribution of cooling medium flow rate

圖9 冷卻水套的換熱系數(shù)分布Fig.9 Distribution of heat transfer coefficient of cooling water jacket

通過(guò)仿真計(jì)算，得到機(jī)體和缸蓋的流量分別為46.05 L/min和86.45 L/min，比例為1∶1.88。

3 發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻系統(tǒng)一維流動(dòng)傳熱仿真

3.1 一維穩(wěn)態(tài)流量分配計(jì)算及分析

在發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻系統(tǒng)一維流動(dòng)傳熱初始模型的基礎(chǔ)上，應(yīng)用CFD方法進(jìn)行計(jì)算，運(yùn)用一維仿真軟件Flow-MASTER構(gòu)建了如圖10所示的發(fā)動(dòng)機(jī)雙回路一維穩(wěn)態(tài)流動(dòng)傳熱模型。設(shè)置求解器為傳熱穩(wěn)態(tài)，水泵轉(zhuǎn)速為額定工況下對(duì)應(yīng)的轉(zhuǎn)速7 600 r·min-1，所有節(jié)溫器為全開(kāi)。通過(guò)仿真得到冷卻系統(tǒng)各節(jié)點(diǎn)的溫度分布以及冷卻回路的流量分配。其中，機(jī)體的溫升為6.8℃，缸蓋的溫升為3℃，散熱器的溫降為5.8℃；冷卻介質(zhì)的流量分配結(jié)果及與通過(guò)燃?xì)鈧?cè)、三維模型計(jì)算結(jié)果的對(duì)比如表3所示。

圖10 發(fā)動(dòng)機(jī)雙回路一維穩(wěn)態(tài)流動(dòng)傳熱模型Fig.10 Double-loop one dimensional steady-state flow heat transfer model of engine

表3 發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻回路流量分配結(jié)果對(duì)比Table 3 Comparison of flow distribution results of cooling loop of engine

從表3可知，機(jī)體、缸蓋冷卻回路流量分配的差異在5%以內(nèi)。對(duì)比通過(guò)三維燃燒系統(tǒng)幾何模型計(jì)算得到的總流量可知，四者對(duì)于總需求流量的差異在8%以內(nèi)，同時(shí)三維CFD模擬滿足了發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻要求，所以通過(guò)燃燒氣側(cè)對(duì)機(jī)體和缸蓋冷卻回路的流量分配計(jì)算具有可行性。采用一維流動(dòng)傳熱模型與三維模型的仿真結(jié)果的差異在0.5%左右，驗(yàn)證了一維流動(dòng)傳熱模型的準(zhǔn)確性。

3.2 一維瞬態(tài)暖機(jī)計(jì)算及分析

為了研究單回路和雙回路冷卻系統(tǒng)在暖機(jī)和減磨方面的區(qū)別，分別構(gòu)建了單回路和雙回路一維瞬態(tài)流動(dòng)傳熱模型，如圖11和圖12所示。其中：在穩(wěn)態(tài)模型的基礎(chǔ)上增加了水泵轉(zhuǎn)速控制器，可以按照要求的工況控制水泵轉(zhuǎn)速；在機(jī)體節(jié)溫器和主節(jié)溫器上增加了溫度控制器，可通過(guò)讀取節(jié)點(diǎn)冷卻介質(zhì)的溫度實(shí)時(shí)控制節(jié)溫器的開(kāi)度；對(duì)于機(jī)體、缸蓋等的熱流邊界，按照要求的工況輸入對(duì)應(yīng)的曲線；熱流密度按照所運(yùn)行工況下輸出功率的30%再按照1∶1.89的比列分配到機(jī)體和缸蓋上。

圖13所示為暖機(jī)循環(huán)過(guò)程［20］，暖機(jī)的每一步以發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速（r·min-1）、平均有效缸內(nèi)壓力（kPa）以及持續(xù)時(shí)間（min）表示。選擇該循環(huán)過(guò)程來(lái)測(cè)試并比較暖機(jī)階段單回路和雙回路冷卻系統(tǒng)的熱響應(yīng)。2種回路的一維瞬態(tài)流動(dòng)傳熱模型的計(jì)算類(lèi)型均為傳熱瞬態(tài)，計(jì)算步長(zhǎng)為1 s，總運(yùn)行時(shí)間為480 s，初始水溫、機(jī)體和缸蓋的溫度和環(huán)境溫度均為25℃，水泵轉(zhuǎn)速用水泵轉(zhuǎn)速控制器控制，與暖機(jī)循環(huán)過(guò)程的轉(zhuǎn)速相吻合。雙回路冷卻系統(tǒng)比單回路冷卻系統(tǒng)多一個(gè)機(jī)體節(jié)溫器，其他元件及其參數(shù)均保持一致，以保證2種回路的可對(duì)比性。

圖11 發(fā)動(dòng)機(jī)單回路一維瞬態(tài)流動(dòng)傳熱模型Fig.11 Single-loop one dimensional transient flow heat transfer model of engine

圖12 發(fā)動(dòng)機(jī)雙回路一維瞬態(tài)流動(dòng)傳熱模型Fig.12 Double-loop one dimensional transient flow heat transfer model of engine

圖14和圖15所示為單回路和雙回路冷卻系統(tǒng)下暖機(jī)階段機(jī)體和缸蓋的溫度仿真結(jié)果。由圖可知，雙回路冷卻系統(tǒng)下機(jī)體的溫度較單回路的高，而缸蓋的溫度較單回路的低。暖機(jī)結(jié)束時(shí)單回路和雙回路冷卻系統(tǒng)下機(jī)體和缸蓋的溫差分別為10℃和9.6℃。

圖13 暖機(jī)循環(huán)過(guò)程Fig.13 Warm-up cycle process

圖14 單回路和雙回路冷卻系統(tǒng)下暖機(jī)階段機(jī)體溫度仿真結(jié)果Fig.14 Simulation results of body temperature in warm-up stage under single-loop and double-loop cooling systems

圖15 單回路和雙回路冷卻系統(tǒng)下暖機(jī)階段缸蓋溫度仿真結(jié)果Fig.15 Simulation results of cylinder head temperature in warm-up stage under single-loop and double-loop cooling systems

圖16所示為在暖機(jī)過(guò)程單回路和雙回路冷卻系統(tǒng)下暖機(jī)階段機(jī)體冷卻介質(zhì)出口流量的仿真結(jié)果。由圖可知，在第420秒之前，雙回路冷卻系統(tǒng)下機(jī)體冷卻介質(zhì)出口流量基本為0 L·min-1，而在單回路和雙回路冷卻系統(tǒng)下機(jī)體出入口冷卻介質(zhì)的溫差基本一致，且傳遞給機(jī)體和機(jī)體中冷卻介質(zhì)的熱量也是一致的，則雙回路冷卻系統(tǒng)下冷卻介質(zhì)從機(jī)體帶走的熱量較單回路的少，用于加熱機(jī)體本身的熱量較單回路的多，所以雙回路系統(tǒng)下機(jī)體的溫度高于單回路。由圖17所示的發(fā)動(dòng)機(jī)主體結(jié)構(gòu)可知，缸套的溫度上升更快?；钊c缸套間的間隙是按照熱狀態(tài)下設(shè)計(jì)的，缸套溫度的快速上升有助于活塞與缸套迅速達(dá)到合適的間隙而減小它們之間的摩擦，同時(shí)也有助于提高缸套機(jī)油的溫度，使機(jī)油黏度降低，從而使活塞與缸套之間的摩擦進(jìn)一步減小。機(jī)體溫度的快速上升也使發(fā)動(dòng)機(jī)的燃燒環(huán)境得到優(yōu)化，從而使發(fā)動(dòng)機(jī)在冷啟動(dòng)期間的燃燒變好，HC的排放量和油耗降低。同時(shí)，雙回路冷卻系統(tǒng)中冷卻介質(zhì)直接從水泵到達(dá)缸蓋，未經(jīng)過(guò)機(jī)體的加熱，使缸蓋的熱負(fù)荷降低，因此在適當(dāng)加大發(fā)動(dòng)機(jī)壓縮比的情況下發(fā)動(dòng)機(jī)爆震傾向降低，發(fā)動(dòng)機(jī)的熱效率可以達(dá)到更高水平。

圖16 單回路和雙回路冷卻系統(tǒng)下暖機(jī)階段機(jī)體冷卻介質(zhì)出口流量的仿真結(jié)果Fig.16 Simulation results of outlet flow of cooling medium in warm-up stage under single-loop and double-loop cooling systems

綜上，使用雙回路冷卻系統(tǒng)可以使發(fā)動(dòng)機(jī)在冷啟動(dòng)期間的燃燒環(huán)境得到優(yōu)化，降低污染物排放量，有助于達(dá)到“國(guó)六b”機(jī)車(chē)排放標(biāo)準(zhǔn)。

圖17 發(fā)動(dòng)機(jī)主體結(jié)構(gòu)Fig.17 Engine main structure

4 暖機(jī)試驗(yàn)

筆者在制造的發(fā)動(dòng)機(jī)樣機(jī)上進(jìn)行了暖機(jī)試驗(yàn)，如圖18所示。在發(fā)動(dòng)機(jī)臺(tái)架上進(jìn)行了在額定工況下機(jī)體、缸蓋冷卻回路的流量分配試驗(yàn)，將試驗(yàn)結(jié)果與模擬結(jié)果進(jìn)行對(duì)比，結(jié)果如表4所示。同時(shí)，測(cè)試了在單回路（有主節(jié)溫器，無(wú)機(jī)體節(jié)溫器）和雙回路（主節(jié)溫器和機(jī)體節(jié)溫器同時(shí)存在）冷卻系統(tǒng)下暖機(jī)過(guò)程機(jī)體溫度、缸蓋溫度、缸蓋出水溫度、主油道機(jī)油溫度、怠速工況和常用工況點(diǎn)（轉(zhuǎn)速為2000 r/min，平均有效缸內(nèi)壓力為200 kPa）的油耗與HC排放量（即體積濃度），結(jié)果分別如圖19至圖24所示。

圖18 發(fā)動(dòng)機(jī)暖機(jī)試驗(yàn)Fig.18 Engine warm-up test

表4 冷卻回路流量分配試驗(yàn)結(jié)果與仿真結(jié)果的對(duì)比Table 4 Comparison between testresultand simulation result of flow distribution of cooling loop

圖19 單回路和雙回路冷卻系統(tǒng)下暖機(jī)階段機(jī)體測(cè)試溫度對(duì)比Fig.19 Comparison of tested body temperature in warm-up stage under single-loop and double-loop cooling systems

由表4可知，機(jī)體、缸蓋冷卻回路的流量分配試驗(yàn)結(jié)果與仿真結(jié)果的誤差在5%以內(nèi)，驗(yàn)證了仿真模型的準(zhǔn)確性，結(jié)合表3，同時(shí)驗(yàn)證了通過(guò)燃?xì)鈧?cè)計(jì)算流量分配的可行性。

由圖19和圖20可知：試驗(yàn)得到的機(jī)體與缸蓋的溫度變化趨勢(shì)與仿真結(jié)果相近；暖機(jī)結(jié)束時(shí)雙回路冷卻系統(tǒng)下機(jī)體的溫度比單回路高8℃，缸蓋溫度比單回路低4℃；機(jī)體溫差的仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果接近，但缸蓋溫差的仿真結(jié)果比試驗(yàn)結(jié)果高5.6℃，其原因是在仿真過(guò)程中沒(méi)有考慮機(jī)體、缸蓋與外部大氣環(huán)境的對(duì)流換熱以及輻射換熱。

圖20 單回路和雙回路冷卻系統(tǒng)下暖機(jī)階段缸蓋測(cè)試溫度對(duì)比Fig.20 Comparison of tested cylinder head temperature in warm-up stage under single-loop and double-loop cooling systems

圖21 單回路和雙回路冷卻系統(tǒng)下暖機(jī)階段缸蓋出水測(cè)試溫度對(duì)比Fig.21 Comparison of tested cylinderhead water temperature in warm-up stage under single-loop and double-loop cooling systems

圖22 單回路和雙回路冷卻系統(tǒng)下暖機(jī)階段主油道機(jī)油測(cè)試溫度對(duì)比Fig.22 Comparison of tested oil temperature in main oil duct in warm-up stage under single-loop and double-loop cooling systems

圖23 單回路和雙回路冷卻系統(tǒng)下暖機(jī)階段油耗對(duì)比Fig.23 Comparison of fuel consumption in warm-up stage under single-loop and double-loop cooling systems

圖24 單回路和雙回路冷卻系統(tǒng)下暖機(jī)階段HC排放量對(duì)比Fig.24 Comparison of HC emissions in warm-up stage under single-loop and double-loop cooling systems

由圖21可知：?jiǎn)位芈泛碗p回路冷卻系統(tǒng)對(duì)冷卻介質(zhì)暖機(jī)效果的影響不是特別明顯，在第350秒時(shí)缸蓋出水溫度基本都達(dá)到了80℃。

由圖22可知：雙回路冷卻系統(tǒng)下主油道機(jī)油溫度略高于單回路，說(shuō)明雙回路冷卻系統(tǒng)不僅可以通過(guò)快速提高機(jī)體溫度來(lái)實(shí)現(xiàn)活塞與缸套的減磨，還可以通過(guò)快速加熱機(jī)油來(lái)達(dá)到進(jìn)一步減磨的效果。

由圖23可知：在暖機(jī)階段怠速工況下，雙回路冷卻系統(tǒng)下的油耗比單回路低20.2%；當(dāng)轉(zhuǎn)速為2 000 r·min-1、平均有效缸內(nèi)壓力為200 kPa時(shí)，雙回路冷卻系統(tǒng)下的油耗比單回路低8.5%。

由圖24可知在，雙回路冷卻系統(tǒng)對(duì)于HC排放的改善也較可觀。在暖機(jī)階段怠速工況下，雙回路冷卻系統(tǒng)下的HC排放量降低7.58%；當(dāng)轉(zhuǎn)速為2 000 r·min-1、平均有效缸內(nèi)壓力為200 kPa時(shí)，雙回路冷卻系統(tǒng)下的HC排放量比單回路低10.03%。

5 結(jié) 論

1）通過(guò)發(fā)動(dòng)機(jī)燃?xì)鈧?cè)對(duì)機(jī)體和缸蓋的散熱量的計(jì)算，初步確定了機(jī)體和缸蓋冷卻回路的流量分配比例，三維模型仿真結(jié)果表明其可滿足發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻要求。對(duì)冷卻回路的流量分配進(jìn)行試驗(yàn)，試驗(yàn)結(jié)果與仿真結(jié)果相近，證明了通過(guò)燃?xì)鈧?cè)計(jì)算機(jī)體和缸蓋冷卻回路流量分配的可行性。

2）單回路和雙回路冷卻系統(tǒng)下機(jī)體、缸蓋溫度的仿真計(jì)算發(fā)現(xiàn)：雙回路冷卻系統(tǒng)下缸蓋的溫度較低，熱負(fù)荷較小，缸蓋的可靠性增強(qiáng)；同時(shí)，雙回路冷卻系統(tǒng)下機(jī)體溫度相對(duì)更高，使缸套與活塞的摩擦減小。

3）臺(tái)架試驗(yàn)表明：在暖機(jī)過(guò)程中，相對(duì)于單回路冷卻系統(tǒng)，采用雙回路冷卻系統(tǒng)，可以使機(jī)體溫度快速上升，減小活塞與缸套的摩擦，同時(shí)使機(jī)油溫度快速上升，降低了機(jī)油黏度；在怠速工況下，油耗降低20.2%，HC排放量降低7.58%，常用工況點(diǎn)下（2 000 r·min-1，200 kPa），油耗降低8.5%，HC排放量降低10.03%?？梢?jiàn)，采用雙回路冷卻系統(tǒng)成為滿足國(guó)六汽車(chē)排放標(biāo)準(zhǔn)要求的重要技術(shù)措施。