05.高低温双循环冷却系统仿真研究

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2009 年 CDAJ－China 中国用户论文集
高低温双循环两级中冷方案的研究 Double Intercoolers Project Study of
High&Low Temperature Loops
高思远 李云龙 张付军 北京理工大学
摘 要：本文利用 GT—COOL 软件建立了高低温双循环单级和两级中冷方案的仿真计算模型，并通
intercoolers are established by GT-COOL. Through the contrast analysis of the two projects, it can be found that double intercoolers project has bigger volume but lower consume power. The model could predict the pipes loss-pressure, pressure, temperature and consume of power in the whole system.
Key words: double intercoolers, cooling system, GT-COOL
1 引言
德国 MTU890 系列柴油机是 HPD 柴油机的典型代表，其高低温双循环冷却方案，将发动机冷 却液通过高温回路散热，发动机机油和变速箱机油通过低温回路散热，发动机冷却液温度可提高到 130℃。减少了散热量，提高了热效率，也实现了散热器的紧凑设计。本文基于热力学和传热学的理 论，在 GT-COOL 软件环境中建立了某 600kW 动力装置的冷却系统一维仿真模型。通过对比研究，从 系统整体体积与耗功的角度评价了单级与两级中冷方案的优劣。
散热量分配：当总的散热量相同的情况下，采用一个中冷器时，散热量为 127kW；采用两个中 冷器时，一级中冷散热量为 87 kW，二级中冷散热量为 40 kW。
水泵与风扇耗功：
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发动机水泵（kW） 低温循环水泵（kW） 风扇（kW） 总计（kW）
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单个中冷器 3.7 1.6 74.4 79.7
发动机水散热器（m2） 低温循环水散热器（m2） 一级中冷器（m2） 二级中冷器（m2）
单级中冷 50 45.28
41.94
两级中冷 64 25 20.96 35
从上表可以看出，在各部件工作温度基本相同的情况下，采用单个中冷器时其传热面积，同采 用两个中冷器的传热面积之和相比，要具有体积上的优势。采用单级中冷的方案，其冷却风道中两 个散热器的传热面积之和为 95.28 m2；而采用两级中冷的方案，其冷却风道中两个散热器的传热面积 之和为 89 m2，可以减小冷却风道中散热器的体积，从而减小风扇耗功。由于中冷器不需要占用冷却 风道的体积，从而以增加中冷器的体积为代价，来减小冷却风道的阻力。
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3 仿真模型的建立
一般地，进气温度降低 1℃，柴油机最高燃烧温度和排气温度可降低 2～3℃。因此，对增压空 气进行冷却，不但可有效提高进气密度，而且还可有效降低排气温度，解决热负荷过大的矛盾。目 前，增压中冷已成为中增压度以上的增压系统中必不可少的措施。
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图 4 低温循环水散热器、高温循环水散热器、中冷器传热系数与传热面积乘积
3.2 两级中冷
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同单级中冷相比，为保证发动机冷却液流量不变，增大了高温循环水泵的流量，低温循环水泵 的流量保持不变。同时发动机冷却液出口温度不变，发动机进气温度不变。两级中冷方案同单级中 冷方案相比，其不同点如图 5 所示。
2 冷却系统结构
冷却系统的主要任务是保障动力与传动装置工作在适宜的温度下，维持最佳的冷却水温。MT892 发动机的冷却系统如图 1 所示，系统的最高冷却液温度比以前的装甲车辆发动机的高出 20℃，为 130 ℃。该冷却系统由高温和低温回路组成，采用高、低温双循环回路可以将高温热源负载和低温热源 负载分开，低温回路可以实现某些零部件的低温冷却需求，高温回路主要为发动机提供冷却，同时 分担一部分增压中冷。
从柴油机原理可知，柴油机进气量 qmb （㎏/s）为
qmb
=
Pebeφaφs
× 14.3 × 10 −6 3.6
（2）
qmb
= φcφs
n 60τ
ps RTs
iVs
（3）
式中τ 为发动机冲程数系数，四冲程为 2，二冲程为 1；R 为气体常数，R =287J/（㎏·K）；Pe 为有效功率（kW）；be 为有效油耗率[g/（kW·h）]； ps 为进气压力（Pa）；Vs 为气缸工作容积（m3）； i 为气缸数；n 为发动机转速（r/min）；Ts 为进气温度（K）； φa 为燃烧过量空气系数；φc 为充量系 数；φs 为扫气系数。
图 5 两级中冷的冷却系统方案、仿真模型不同点
冷却系统参数如下表所示：
冷却系统参数 低温循环水流量 高温循环水流量 燃烧空气流量 冷却空气流量
数值 354 848 1.04 14
单位 L/min L/min kg/s kg/s
计算低温循环水散热器，高温循环水散热器，一级中冷与二级中冷器气侧的传热系数与传热面 积的乘积如图 6 所示。
5 结论及问题
采用两级中冷，是以增大中冷器的体积为代价，而换回散热器的体积减小。由于中冷器不需要 占用冷却风道的位置，故可以利用其它有利空间进行放置。而散热器体积的减小，可以节省冷却风 道的空间，降低风扇耗功，提高冷却系统布置的紧凑性，减小了安装空间。
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两个中冷器 4.1 1.6 65.1 70.8
其对数平均温差如下表所示：
对于单级中冷：பைடு நூலகம்
低温循环水散热器 高温循环水散热器 中冷器
对数平均温差 ℃ 29.73 30.67 42.6
传热系数 W/（m2·K） 210 221 261
实际散热量 kW 262 298 124
对于两级中冷：
低温循环水散热器 高温循环水散热器 一级中冷器 二级中冷器
Tb
= Ta
+
⎜⎛ ⎝
π
b
κa κ
−1
a
−
1⎟⎞ ⎠
Ta ηb
式中：Tb ——增压空气出口温度；
Ta ——增压空气进口温度；
（1）
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π b ——增压压比；
κ a ——绝热指数；
ηb ——压气机效率；
取 Ta 为 313K， π b 为 3.3，κ a 为 1.4，ηb 为 0.75，计算得到增压空气出口温度为 473K。
另外，由于采用增压中冷后可使柴油机进气密度进一步提高，因此在不增加热负荷的基础上， 柴油机输出功率可明显提高，经济性也可明显改善，是柴油机增加系列产品、扩大功率覆盖面的有 力措施，特别是增压中冷能够有效降低柴油机排放中 NOX 的含量，近年来其应用范围越来越广泛。[1]
本文根据高低温双循环、两级中冷的方案，利用 GT-cool 建立了某 600kW 动力装置的仿真模型。 构成冷却系统的基本部件为：发动机、散热器、机油换热器、中冷器、水泵和风扇。取进气压力为 3.3bar，计算燃烧空气的进气流量，由增压器效率公式：
对高速车用四冲程柴油机，一般为了不致引起低速、大转矩时排气倒灌，气门重叠角较小，一
般只有 40°～50°（CA），基本上没有扫气，φcφs ≈1。计算得出当发动机转速在 2400r/min，压比为
3.3，中冷后温度为 80℃时的进气量为 1.036kg/s。
3.1 单级中冷
如图 2、3 所示为单个中冷器的冷却系统方案与仿真模型： 冷却系统参数如下表所示：
对数平均温差 ℃ 34.5 33.6 50.4 14
传热系数 W/（m2·K） 210 202 89.5 85.6
实际散热量 kW 173 384 86 41
从表中可以看出，采用两级中冷，其低温循环水散热器与高温循环水散热器的对数平均温差加 大，使得其传热面积减小。其中两级中冷的散热量如何分配在两个回路中是其关键所在，有必要进 行进一步的细致研究。
本文仅研究了增压压比为 3.3 时冷却系统的冷却性能，针对 MTU 发动机超高增压的特点，可以 进一步研究增压压比更高情况下两级中冷的优势。同时对中冷器散热量在两个回路中的分配比例， 两个回路中冷却液流量变化对分配比例的影响，以及冷却液工质变化带来的影响，都需要进一步的 研究。
6 参考文献
[1]陆家祥．柴油机涡轮增压技术．北京：机械工业出版社，1999 [2]姚仲鹏，王新国．车辆冷却传热[M] ．北京：北京理工大学出版社，2001 [3]向建华．坦克冷却系统的优化设计[D] ．北京：北京理工大学，2002．2 [4]曹旭. 发动机热管理仿真与试验研究 [D].上海：上海交通大学，2008. [5]俞小莉，李婷．发动机热平衡仿真研究现状与发展趋势[J]车用发动机 2005．10 [6] 杨 占 华 . 装 甲 车 辆 辅 助 系 统 发 展 趋 势 及 途 径 探 讨 [J]. 车 辆 与 动 力 技 术 , 1009-4687(2003) 03-0060-03
过对比分析，得出两级中冷方案相比较于单级中冷方案的优点在于以中冷器体积增加为代价，来换 取冷却系统耗功的降低。建立的模型可以预测冷却系统的管道阻力、压力、温度及耗功。
关键词：两级中冷、冷却系统、GT-COOL Abstract: The cooling system numerical models of high&low temperature loops double
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