车用发动机冷却系统工作过程与匹配计算.

2008年(第30卷第9期
汽车工程Aut omotive Engineering
2008(Vol . 30 No . 9
2008170
车用发动机冷却系统工作过程与匹配计算
成晓北, 潘立, 周祥军
1
1
2
(11华中科技大学能源与动力工程学院, 武汉430074; 21玉柴机器股份有限公司技术中心, 玉林537005
[摘要]对一台车用柴油机的冷却系统进行冷却系统水流和热流分布台架试验, 利用流体系统仿真分析软件
对整个冷却系统工作循环过程、热平衡状态和冷却系统匹配性能进行仿真计算, 并依据试验得到的相关结果验证了计算模型, 对影响其冷却性能的一些因素进行详细分析, 最后指出该冷却系统存在的问题, 并提出优化改进方案。

关键词:汽车柴油机; 冷却系统; 水流分布; 热流分布; 试验; 仿真
Working Pr ocess and Matching Si m ulati on of Cooling System in D iesel Engine
Cheng X i a obe i , Pan L i i a 1
1
2
11School of Energy &Po w er Engineering, Huazhong uhan 430074;
21R &D Center , Yulin iesel Yulin 537005
[Abstract]and heat flux distributi ons in the cooling syste m of a vehicle diesel engine is . si m ulati on on the working p r ocess, ther mal balance and matching perf or mance of the whole cooling syste m is carried out with one 2di m ensi onal co mmercial s oft w are F LOWMASTER2. The si m ulati on models are verified by test results, and s ome fact ors affecting the perf or mance of cooling syste m are analyzed in de 2tail . Finally, the p r oble m s re mained in existing cooling syste m are pointed out with i m p r ove ment sche me p r oposed .
Keywords:veh i cle d i esel eng i n e; cooli n g syste m; wa ter flow d istr i buti on; hea t flux d istr i buti on; test ;
si m ul a ti on
水泵流量过大等。

通过对影响冷却性能的因素进行
前言
随着发动机升功率的不断提高, 产生的热流密度也随之增大, 普遍存在着发动机冷却液温度过高的问题。

因此, 对发动机冷却系统进行整体优化改进, 解决高功率密度下发动机冷却和热平衡问题是满足上述要求而必须突破的技术关键。

现代发动机设计中, 必须要考虑发动机各流体系统之间的热影响, 即发动机的热管理
[1]
分析, 提出了对该发动机冷却系统的改进方案。

1热流分布试验
所研究的柴油机为重型车用柴油机, 主要技术参数见表1。

热流分布试验实际上包含了水流分布试验和热平衡试验
[3]
, 即需要同时考虑流动和传热
在发动机冷却系统各部分的分布情况。

111水流分布试验
, 而对于发动机热管理系统
[2]
仿真来说, 必须要将发动机本体、冷却系统、空气侧系统等流体系统结合在一起进行仿真。

作者结合试验研究和仿真计算, 对一台车用发动机冷却系统的冷却性能和热平衡状态进行分析评价。

原机存在的问题:在夏季高温时以及车辆低速行驶时发动机水温过高, 冷却系统部件匹配不理想,
水流分布试验是在发动机倒拖条件下进行的, 主要是了解发动机内各缸冷却液流量分布均匀性。

通过对冷却系统各部件压力损失的情况分析, 从宏观上评估冷却系统各部件匹配的合理性; 另外, 可通过对各缸中每个上水孔处的水流速、流量分布情况定性地分析缸盖、缸体冷却水套内结构的合理性。

原稿收到日期为2008年1月31日, 修改稿收到日期为2008年4月29日。

2008(Vol . 30 No . 9成晓北, 等:车用发动机冷却系统工作过程与匹配计算・759・
表1柴油机主要技术参数
型式缸径/mm行程/mm压缩比标定功率/kW 标定转速/r ・m in -1
1400r/min 时最大转矩/N・m
直喷式水冷六缸
120145171527521001550
和流量, 则可确定热平衡时发动机各散热部分的热
流分布情况, 为匹配散热器、冷却水泵、风扇以及整机热平衡计算结果提供较为准确的评判依据。

标定工况热平衡时整机热流分布见图3, 其中冷却介质从水套缸盖带走的热量(Q w 占燃料燃烧放出的全部热量的1714%、冷却介质通过机油冷却器从机油中带走的热量(Q o 仅占218%, 从热流分布可以看出, 中冷器和机油冷却器的换热量较低, 而其他换热损失则较高, 需要对中冷器和机油冷却器散热效率或散热面积进行优化匹配。

增压方式中冷方式
燃油耗率/g・(k W ・h
最高爆发压力/MPa
-1
涡轮增压空2空中冷
19816
确定发动机各个气缸水套内流量和流阻分布, 为后续确定各缸换热量及整个水套的换热量做准备。

水流分布试验结果如图1所示, 可见通过各缸的冷却水流量是不均匀的, 这与该机体内水道为纵向布置结构有关, 其中第2缸冷却水流量在各缸中是最大的, 第1缸则最小。

2所示, 原因, , 增大第4缸冷却水流
量, 是后续优化改进的方向, 对水腔进行CF D 三维模拟计算是有效的手段。

图3标定工况热平衡时各部分热流分布
2发动机冷却系统工作过程计算
211冷却系统各部件模型及元件参数
采用一维流体系统仿真分析软件F LOWMAS 2[4]
TER2, 所研究发动机的冷却系统结构布置如图4所示。

图1各缸冷却水流量占总流量百分数图
图4冷却系统结构布置模型图
建立如图5所示计算模型。

在建模过程中将主
要部件定义为压损元件, 即主要依据流量(流速 2压
图2标定工况热平衡时各缸热流分布
112热平衡试验
热平衡试验分别进行了标定工况和最大转矩工
况试验, 通过测量冷却系统各部件进出口处的温度
力关系对元件模型进行定义; 将水套、散热器、中冷器、机油冷却器等定义为换热元件, 需要提供这些换热元件的换热面积或换热效率等参数。

根据试验数据和各零部件供应商提供的基本参数, 对模型中各个相关元件的基本输入参数进行设定如下。

・760・汽车工程2008年(第30卷第9
期
及试验过程中各参数测量存在的测量误差等, 因此
得到的散热器出水温度较实际情况稍低, 相应计算得到的散热量则偏高。

设水路部分换热热平衡偏差百分数为
(Q w +Q o -Q r
Q w +Q o
×100%(1
式中Q w 为水套散热量, Q o 为机油冷却器散热量, Q r
为散热器散热量。

根据式(1 可得水路部分换热热平衡模拟结果, 热平衡偏差仅为4141%, 可见, 该计算模型较接近实际情况, 各项偏差均在允许的范围内, 表明模拟预测是可信的。

图5冷却系统部件计算模型管网图
标定工况下热平衡时根据试验得到水套散热量
Q w =132k W , 水泵流量取010049m /s, 散热器换热
3
3计算结果及分析
3效率ηr =0163, 中冷器迎风速度为7m /s, 中冷器换
热效率ηa =0176, 中冷器增压空气进口温度191℃, 增压压力为0125MPa, 风扇转速2100r/min, 机油压力为11573kg/s 。

2127:、
器和散热器处, 在水套处压损达到01004MPa 。

由图8可见:水流速率在水套处突然增大, 主要是因为相对其他流动管路, 水套内流道较狭窄, 在流量不变的情况下, 流速激增。

通过大量试验进行仿真模型的反复校验, 寻求符合工程实际的模型修正策略, 以提高预测的精度; 利用经过修正的模型, 对发动机标定工况下热平衡时冷却系统进
行模拟仿真和性能预测, 实现柴油机冷却系统的优化设计。

各参数试验数据和模拟数据对比见图6。

可见, 除了对散热器换热量的模拟偏
差较大之外, 其他参数的模拟偏差均很小。

造成散热器换热量模拟偏差较大的原因是:模型选取的是散热器较理想的情况, 没有考虑散热器内部介质的流动和换热损失, 以
图7冷却介质沿程压力损失曲线(大循环
图8沿程冷却介质流速曲线(大循环
312中冷器进风温度和中冷器效率的影响
图6各参数试验数据和模拟数据对比图
散热器换热效率ηr 是影响整个冷却系统冷却
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761・
性能的主要因素, 通过利用试验结果, 对模型进行流动和传热的标定得到散热器的实际ηr =0163, 同时为了考察散热器较高换热效率(ηr =0173 时冷却性能的变化, 因此分别考虑ηr =0163和ηr =0173两种情况并进行对比分析, 对其他因素的分析作同样的处理, 不再赘述。

保持其他参数基本不变, 中冷器进风温度取20℃～40℃的情况。

由图9可知, 中冷器进风温度对发动机进出水温度及散热量的影响十分明显, 中冷器进风温度每增加5℃, 发动机进出水温度提高近5℃, 而散热器散热量则降低2k W 左右, 发动机进出水温度对应中冷器进风温度变化曲线近似为斜率为1的直线, 在中冷器换热效率不变的情况下, 发动机进出水温差基本上保持在8℃左右。

较高的中冷器进风温度使散热器进风温度升高, 通过散热器的散热量减少, 发动机水温上升。

在中冷器进风温度为30℃时, ηr =0173的发动机进出水温度均在100℃以下, 而ηr 0163时的发动机出水温度过高, 境条件下, 时, ηr , 需要适当提高ηr。

器换热效率对发动机进出水温度的影响类似于中冷器进风温度对发动机进出水温度的影响, 由于车用发动机中冷器是置于水散热器之前, 在中冷器进风温度保持不变的情况下, 较高的中冷器换热效率意味着高的散热器进风温度, 从而发动机水温上升, 散热器换热量会有所减少, 但是同时增压空气通过中冷器传给散热器的散热量也会增加, 这两部分热量的大小对比反映在图10上即表现为散热量随ηa 增大的上下波动变化, 从仿真计算结果分析, 提高ηa 至018比较理想。

图10发动机进出水温度、散热器散热
量随中冷器效率的变化曲线
ηr 的影响313
保持冷却系统其他参数基本不变时, 改变ηr (ηr =0153～0180 对冷却性能的影响如图11所示。

可
见ηr 也是一个显著影响发动机冷却性能的因素。

发动机进出水温度对应ηr 的变化基本上是同步的, 在ηr >0171时, 发动机热平衡时进出水温度均低于100℃, 可以满足冷却要求; 反之过低的ηr 将可能导
致“开锅”现象发生, 因此对散热器进行再匹配, 应
提高ηr 至0171以上。

图11反映出ηr 对散热量的
图9发动机进出水温度、散热器散热量
随中冷器进风温度的变化曲线
变化曲线则并非为直线, 而是曲折上升的折线, 并非
ηr 越高散热量越大, 但总体是上升趋势。

314水泵流量的影响保持冷却系统其他参数基本不变, 中冷器换热
效率ηa =0165～0185的情况。

由图10可见, 中冷
保持其他参数基本不变, 水泵流量的变化(取
3
01003～01007m /s 的情况的影响如图12所示。

・762・汽车工程
3
2008年(第30卷第9
期
01004m /s 之后, 发动机进出水温度反而升高了, 因
此, 该机型的冷却水泵流量应控制在01004m /s 左
右为宜。

315机舱背压的影响
3
保持其他参数基本不变, 机舱背压(即风扇后总压取99～10113kPa 。

发动机机舱后背压是一个容易被忽视的因素, 由上述图线可以明显看到, 其对发动机冷却性能的影响程度不亚于散热器换热效率等因素, 甚至更大。

由图13可知, 当机舱背压达到10011kPa 之后, 发动机水温上升趋势陡然加大, 达到大气压力时发动机出水温度甚至达到115℃。

可见, 将机舱背压控制在10017kPa 以下, 能有效将发动机水温降
至100℃以下。

另外由图13可知, 机舱, 而与散热器换, 保持其他参数, 0～40m /s 的情况见图14。

图14表明, 迎风速度对发动机冷却性能的影响也很大, 当散热器效率为0163、车辆低速行驶时, 发动机出水温度在100℃以上, 只有当车辆行驶速度超过20m /s 时, 发动机水温才降至100℃以下, 随着车速的继续升高, 发动机水温下降很迅速, 在车速达到30m /s 后, 散热器散热量也显著增大。

而当ηr 增大
至0173时, 无论是车辆以低速还是高速行驶,
发
图11发动机进出水温度、, 、散热器散
热量以及发动机水温升在水泵流量达到
3
01004m /s 之后变化很小, 由此可见, 通过盲目提高水泵流量来降低发动机水温、提高散热器散热量等获得良好冷却效果的措施是不合适的, 得不偿失。

3
在ηr =0163时, 当水泵流量从01003m /s 提高至
图12发动机进出水温度、散热器散热量、进出水温升随水泵流量的变化曲线
图13发动机进出水温度、散热器散热量、风量随机舱背压的变化曲线
2008 (Vol 30 No. 9 . 成晓北 ,等 : 车用发动机冷却系统工作过程与匹配计算・
・ 763 4结论依据冷却系统水流分布和热平衡试验基础 , 从优化车用发动机整个冷却系统匹配的观点出发 , 利用试验和仿真两方面对影响冷却系统的诸多因素进行详细分析 ,为各部件之间的良好匹配提出了一种行之有效的手段。

通过对热流分布试验结果分析发现 , 原机型水套各缸之间存在着热流分布不均匀的问题 , 可以通过对整个水套进行三维 CFD 分析 , 优化水腔内流道结构 ,增大第 4 缸冷却水流量和热流量加以解决。

结合冷却系统的仿真计算及影响因素的详细分析 ,对原机型所匹配冷却系统的冷却性能存在的问题 ,提出了改进方案。

由中冷器、散热器、风扇、导流罩等部件组成的空气侧部分的流动和传热对整个冷却系统的影响很大 ,如果要考虑这部分的影响 ,今后的工作可以同时对空气侧部分进行三维CFD 流动分析计算 , 对空气侧部件进行合理布置和几何结构的改进 , 优化迎风空气流动和传热 ,提高冷却性能。

参考文献 [ 1 ] Mahmoud K G, Loibner E, W iesler B , et al Sim ulation 2 . Based [ C ]. SAE Paper 2003 - 01 - 0276. Exchanger Analysis Program s[ C ]. SAE Paper 2001 - 01 - 1695. [3]成晓北 ,王兆文 ,黄荣华 ,等 . 车用柴油机冷却系统水流分布的 Vehicle Thermal Management System 2 Concep t and Methodology [ G ]. 2002. 图 14 发动机进出水温度、散热器散热量随迎风速度的变化曲线动机水温始终低于 100 ℃。

以上分析表明 , 原机型所配冷却部件能基本满足车辆在中高速行驶时的冷却要求 ,但是要满足低速行驶时的冷却要求需要提高ηr 。

317 冷却系统综合改进方案根据上述试验与计算分析 , 提出冷却系统的综合改进方案如下:ηa 提高至018,ηr 提高至 0171, 水泵流量降低至 01004m / s, 在较高的机舱背压 ( 10018kPa 、较低的车辆行驶速度 ( 10m / s 和较高的中冷器进风温度 ( 35 ℃的发动机运行条件下 , 模 3 [ 2 ] Uhl Bernhard, B rotz Friedrich, Fauser J ü rgen, et al Development . of Engine Cooling System s by Coup ling CFD Sim ulation and Heat 试验研究 [ J ]. 汽车工程 , 2008, 30 ( 5. 拟得到的发动机出水温度为9718 ℃, 进水温度为 8816 ℃; 散热器散热量为 135kW 。

不会发生“ 开锅” 现象 ,基本能够满足发动机冷却要求。

[ 4 ] Flowmaster Intenertion L td Company Flowmaster2 Reference Help .。