車用發(fā)動機冷卻系統(tǒng)匹配優(yōu)化方法研究

朱江蘇，劉剛，呂文芝，常國麗

(1.內(nèi)燃機可靠性國家重點實驗室，山東 濰坊　261061；2.濰柴動力股份有限公司發(fā)動機技術研究院，山東 濰坊　261061)

引言

現(xiàn)代車用發(fā)動機普遍采用水冷式冷卻系統(tǒng)，燃油在發(fā)動機氣缸內(nèi)燃燒產(chǎn)生的熱量：約43%轉(zhuǎn)化為機械能，推動車輛前進，約26%從排氣系統(tǒng)排出，約2%從發(fā)動機機體表面散發(fā)，其余的熱量通過冷卻液傳遞到散熱器，再由散熱器通過冷卻風傳遞到空氣中,風扇為散熱器提供冷卻風,對柴油機而言，風扇同時也是中冷器冷卻風的重要來源[1]。

圖1　整車冷卻系統(tǒng)組成

發(fā)動機冷卻系統(tǒng)的功用是將散熱器和中冷器的熱量及時散發(fā)出去，保證發(fā)動機在最適宜的溫度下工作，主要的零部件有水泵、散熱器、風扇、機油泵、中冷器、節(jié)溫器以及各種傳感器，如圖1所示。

1　發(fā)動機散熱量計算

發(fā)動機臺架熱平衡試驗數(shù)據(jù)獲取時，不帶中冷器、散熱器、風扇等部件，冷卻液采用臺架循環(huán)水冷卻，表1為發(fā)動機臺架熱平衡測試參數(shù)。

散熱量的計算公式：

Q=C·m·ΔT,

(1)

式中：Q為散熱量，kW；C為冷卻介質(zhì)比熱容，kJ/(kg·℃)；m為冷卻介質(zhì)流量，kg/s；ΔT為冷卻介質(zhì)入口與出口溫差，℃。

發(fā)動機進氣流量計算公式：

(2)

表1發(fā)動機臺架熱平衡測量參數(shù)

參數(shù)大扭矩點/額定點環(huán)境溫度T0/℃冷卻液流量mw/m3/h發(fā)動機出水溫度Th1/℃發(fā)動機進水溫度Th2/℃發(fā)動機出水壓力pp1/kPa發(fā)動機進水壓力pp2/kPa中冷器進氣溫度Tah1/℃中冷器出氣溫度Tah2/℃中冷器進氣壓力pap1/kPa中冷器出氣壓力pap2/kPa

式中：mair為發(fā)動機進氣流量，kg/h；p為中冷后進氣絕對壓力，kPa；n為發(fā)動機轉(zhuǎn)速，r/min；Vd為發(fā)動機排量，L；T為發(fā)動機中冷后進氣絕對溫度，K；k為與發(fā)動機充氣效率有關的常數(shù)，對于增壓中冷發(fā)動機該值在0.089～0.103之間，一般額定點比大扭矩點小2%。

根據(jù)表1和公式(1)、(2)，即可計算出散熱器和中冷器的散熱量，從而為整車冷卻系統(tǒng)匹配提供依據(jù)。

2　整車冷卻系統(tǒng)匹配計算

2.1　中冷器散熱量

QAC=ca·ρa·AAC·VAC·(Tc1-T0),

(3)

式中：QAC為中冷器散熱量，kW；ca為空氣的比熱容，kJ/(kg·℃)；ρa為空氣密度，kg/m3；AAC為中冷器芯部迎風面積，m2；VAC為流經(jīng)中冷器的空氣流速，m/s；Tc1為中冷器與散熱器之間的溫度，℃；T0為環(huán)境溫度，℃。

2.2　散熱器散熱量

散熱器散熱量可分為兩種表達方法，一種是冷卻空氣從散熱器帶走的散熱量，另一種是散熱器需要散出的熱量。只有兩種散熱量相等時，發(fā)動機水溫才能維持平衡[2]。

冷卻空氣從散熱器帶走的散熱量：

QR=ca·ρa·AR·VR·(Tc2-Tc1),

(4)

式中：QR為散熱器散熱量，kW；AR為散熱器芯部迎風面積，m2；VR為流經(jīng)散熱器的空氣流速，m/s；Tc1為中冷器與散熱器之間的溫度，℃；Tc2為散熱器與發(fā)動機之間的溫度，℃。

散熱器需要散出的熱量：

QR=A·K·ΔTE

,

(5)

式中：A為散熱器芯與空氣接觸的總表面積，m2；K為傳熱系數(shù)；ΔTE為對數(shù)平均溫差，℃。

由于中冷器位于散熱器的中間位置，且該位置的風扇風速較大，因此流經(jīng)中冷器的平均風速大于流經(jīng)散熱器的平均風速，兩者的關系約為：VAC≈1.15·VR。

2.3　傳熱系數(shù)K

圖2　散熱器傳熱系數(shù)MAP 圖

傳熱系數(shù)K是散熱器的重要參數(shù)，K的大小直接決定了散熱器的換熱效能，其主要受制造散熱器的管片材料、焊接工藝、芯部結(jié)構、冷卻水的流動速度、通過散熱片的空氣速度等因素的影響[2-3]。通過在風筒試驗臺上進行散熱器的性能試驗，得到傳熱系數(shù)MAP圖，如圖2所示。

2.4　對數(shù)平均溫差ΔTE

對數(shù)平均溫差是指冷熱流體的比熱、流量以及傳熱系數(shù)在整個換熱面上基本不變時，冷熱流體之間的溫度差異。根據(jù)傳熱學原理，對數(shù)平均溫差ΔTE可按下式計算：

(6)

其中，φ，對數(shù)平均溫差修正系數(shù)；Th1，散熱器進水溫度，℃；Th2，散熱器出水溫度，℃。

2.5　對數(shù)平均溫差修正系數(shù)φ

車用發(fā)動機冷卻系統(tǒng)的冷卻形式是兩種流體(空氣和冷卻液)互不混合的交叉流式換熱形式[4]。不能簡單地按熱力學順流與逆流的換熱形式計算，要根據(jù)修正系數(shù)φ對對數(shù)平均溫差的計算結(jié)果進行修正。φ的大小取決于兩個無量綱的參數(shù)P和R，如圖3所示。無量綱參數(shù)P和R的大小取決于兩種流體的進出口溫度，計算方法見公式(7)，示意圖如圖4所示。

圖3　兩種流體互不混合時的φ值

圖4　兩種流體互不混合交叉流式換熱形式

(7)

2.6　風扇風速計算

在已知環(huán)境溫度和極限使用許用環(huán)境溫度的前提下，根據(jù)公式(8)可以得到發(fā)動機出水溫度(即散熱器進水溫度)，根據(jù)公式(9)可以得到發(fā)動機進水溫度(即散熱器出水溫度)。

發(fā)動機出水溫度(即散熱器進水溫度)的計算方法：

Th1=TL-TE+T0,

(8)

圖5　風扇風速計算流程圖

式中：Th1為發(fā)動機出水溫度，℃；TL為發(fā)動機冷卻介質(zhì)最高允許溫度，℃；TE為極限使用許用環(huán)境溫度，℃；T0為試驗時的環(huán)境溫度，℃。

發(fā)動機進水溫度(即散熱器出水溫度)的計算方法：

Th2=Th1-ΔTh,

(9)

式中：Th2為發(fā)動機進水溫度，℃；ΔTh為散熱器(發(fā)動機)進出水溫差，℃。

散熱器進出水溫差的計算方法：

(10)

式中：cw為發(fā)動機冷卻介質(zhì)的比熱容，kJ/(kg·℃)；mw為發(fā)動機冷卻介質(zhì)的流量(約為發(fā)動機臺架水流量的0.75倍)，kg/s。

在得到散熱器進出水溫度后，初始假定φ=1，根據(jù)公式(3)和(4)，可以得到Tc1和Tc2之間的關系，將兩者之間的關系帶入公式(5)，可得到關于Tc1或Tc2的方程，采用線性插值法，可以得到Tc1和Tc2，然后根據(jù)公式(7)和圖2，得到φ值，再將得到φ值帶入公式(5)計算Tc1和Tc2，直到計算的φ值與圖2中得到的φ值一致。

在得到Tc1和Tc2后，帶入公式(3)或(4)，可以得到風扇風速。具體計算流程如圖5所示。

2.7　中冷器選擇

2.8　散熱器選擇

3　實車試驗

某重型牽引車匹配某濰柴發(fā)動機，發(fā)動機臺架測量的各參數(shù)及計算結(jié)果見表2。由于該車型為老車型，僅更換發(fā)動機，受車架的限制，初步采用原車中冷器、散熱器。中冷器芯部尺寸寬高厚為792 mm×650 mm×50 mm。散熱器芯部尺寸寬高厚為708 mm×945 mm×52 mm，散熱器散熱表面積39 m2。

圖6　風扇性能曲線

參數(shù)大扭矩點額定點環(huán)境溫度/℃3029發(fā)動機出水溫度/℃89．9882．29極限使用環(huán)境溫度/℃40．0246．71

該車型要求在大扭矩點的極限使用許用環(huán)境溫度為42 ℃，額定點的極限使用許用環(huán)境溫度為46 ℃，冷卻液的最高許用溫度為100 ℃，假定環(huán)境溫度30 ℃，則發(fā)動機出水溫度(散熱器進水溫度)分別為88 ℃和84 ℃，根據(jù)上述的計算方法，最終計算出風扇風速，具體計算結(jié)果見表3。其中，整車水流量大約是發(fā)動機不帶散熱器水流量的0.75倍。

根據(jù)計算的需求風扇風速，初步選定某直徑750 mm的風扇。該風扇性能曲線見圖6中的600～2 600 r/min曲線，該車冷卻系統(tǒng)設計阻力見圖6中的黑色線，圖中的正方形和三角形為需求風扇風速。當風扇轉(zhuǎn)速與發(fā)動機轉(zhuǎn)速之比為1：1時，大扭矩點實際風速小于需求風扇，不滿足冷卻需求，而額定點實際風速大于需求風扇，滿足散熱要求，見圖6中的正方形。為了滿足散熱量的需求，將風扇與發(fā)動機速比增加至1.217，大扭矩點和額定點均可滿足冷卻系統(tǒng)散熱量的需求，見圖6中的三角形。

將選定的冷卻系統(tǒng)進行整車試驗，試驗結(jié)果見表4。

從試驗結(jié)果來看，大扭矩點不滿足要求，需要對冷卻系統(tǒng)進行優(yōu)化。

表2發(fā)動機臺架熱平衡數(shù)據(jù)

參數(shù)大扭矩點額定點1200r/min1900r/min環(huán)境溫度/℃50．150．1冷卻液流量/m3/h18．428．9散熱器進水溫度/℃91．291．9散熱器出水溫度/℃85．587．3散熱器進水壓力/kPa44．495．9散熱器出水壓力/kPa5．00．2中冷器進氣溫度/℃154．3166．4中冷器出氣溫度/℃35．048．4中冷器進氣壓力/kPa167．7169．6中冷器出氣壓力/kPa166．6166．1中冷器進氣流量/(kg·h-1)1267．61919．8散熱器散熱量/kW112．3142．4中冷器散熱量/kW42．263．2

表3整車冷卻系統(tǒng)計算結(jié)果

參數(shù)大扭矩點額定點1200r/min1900r/min環(huán)境溫度/℃3030極限使用許用環(huán)境溫度/℃4246散熱器進水溫度/℃8884整車水流量/(m3·h-1)13．821．675整車散熱器進出水溫差/℃7．66．13散熱器出水溫度/℃80．477．87中冷器與散熱器之間的溫度/℃46．4547．34散熱器與發(fā)動機之間的溫度/℃85．8582．51需求風扇風速/(m·s-1)4．035．73

4　匹配優(yōu)化方法

由于整車散熱不滿足要求，可以考慮的優(yōu)化內(nèi)容有：

1)風扇優(yōu)化，如增大風扇直徑、提高風扇速比、提升風扇效率等；

2)散熱器優(yōu)化，如優(yōu)化散熱器的散熱性能、增大散熱器的散熱面積等；

3)水泵及水道優(yōu)化，如增大水泵流量、減少節(jié)溫器及水道阻力等；

圖7　優(yōu)化前后溫度對比

4)風道優(yōu)化，如增加防熱風回流裝置、減少進出風阻力、優(yōu)化風扇與散熱器之間的距離等。

在該車試驗過程中，發(fā)現(xiàn)散熱器周圍存在明顯的熱風回流現(xiàn)象(即發(fā)動機艙內(nèi)的熱空氣從散熱器周圍重新返回到散熱器進風口)，導致散熱器入口溫度較高。通過增加防熱風回流裝置，降低散熱器入口溫度，如圖7所示，從圖中可以看出，增加防熱風回流裝置后，中冷器前冷卻風溫度與環(huán)境溫度的差由優(yōu)化前的15.2 ℃降低到3.2 ℃，從而提升了整車極限使用環(huán)境溫度。

5　整車驗證

表5　整車試驗結(jié)果

通過增加防熱風回流裝置，整車冷卻性能得到提升，并進行整車驗證，試驗結(jié)果見表5。從表5中可以看出，優(yōu)化后整車熱平衡能力有了很大改善，滿足冷卻系統(tǒng)匹配要求，證明了優(yōu)化方法的有效性。

6　結(jié)論

本文通過分析大量試驗數(shù)據(jù)，總結(jié)出發(fā)動機進氣流量的計算公式，為發(fā)動機進氣流量的計算提供了方法；基于發(fā)動機臺架熱平衡測試數(shù)據(jù)，計算出中冷器和散熱器的散熱量，基于此散熱量探討了車用發(fā)動機冷卻系統(tǒng)匹配方法，并通過整車試驗驗證，證明了該方法的可行性；最后，研究了整車冷卻系統(tǒng)優(yōu)化方法，并進行了驗證，說明了該方法的準確性。

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