某歐6柴油發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻系統(tǒng)設(shè)計(jì)

(上汽集團(tuán)商用車技術(shù)中心，上海 200438)

0 概述

冷卻系統(tǒng)是保證發(fā)動(dòng)機(jī)正常運(yùn)轉(zhuǎn)的重要輔助系統(tǒng)之一。發(fā)動(dòng)機(jī)的冷卻系統(tǒng)按冷卻介質(zhì)的不同可分為水冷和風(fēng)冷兩大類。風(fēng)冷發(fā)動(dòng)機(jī)是采用高速空氣流直接流過氣缸蓋和氣缸體的外表面，對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)行冷卻。水冷發(fā)動(dòng)機(jī)則是利用冷卻液吸收高溫零部件的熱量，然后經(jīng)過循環(huán)系統(tǒng)，通過散熱器將熱量傳給空氣。在發(fā)動(dòng)機(jī)概念設(shè)計(jì)階段，需要對(duì)冷卻系統(tǒng)各元件處流量需求進(jìn)行初步定義，并確定冷卻系統(tǒng)方案。這對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)處在最適宜的溫度范圍內(nèi)工作，以及設(shè)計(jì)最優(yōu)水泵排量有著重要意義。

1 冷卻元件流量需求定義

1.1 發(fā)動(dòng)機(jī)目標(biāo)性能及基本設(shè)計(jì)參數(shù)

該發(fā)動(dòng)機(jī)以滿足歐6排放為目標(biāo)，同時(shí)采用高、低壓廢氣再循環(huán)(EGR)形式，每缸四氣門，采用兩級(jí)增壓、雙頂置凸輪軸、帶液壓挺柱的滾子搖臂及閉式曲軸箱通風(fēng)，配備水-空中冷、變排量油泵和高壓共軌燃油噴射系統(tǒng)。發(fā)動(dòng)機(jī)目標(biāo)外特性見圖1。

圖1 發(fā)動(dòng)機(jī)目標(biāo)外特性示意圖

1.2 冷卻元件流量需求定義

在冷卻系統(tǒng)方案設(shè)計(jì)前，需根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)設(shè)計(jì)目標(biāo)，結(jié)合發(fā)動(dòng)機(jī)開發(fā)經(jīng)驗(yàn)，根據(jù)基本熱力學(xué)理論對(duì)各冷卻元件流量需求進(jìn)行預(yù)估。

柴油發(fā)動(dòng)機(jī)燃燒放熱在工作循環(huán)中轉(zhuǎn)化為以下幾個(gè)部分：柴油機(jī)有效功、排氣熱損失、傳入冷卻介質(zhì)的熱量、機(jī)油熱損失和其他熱損失[1]。柴油機(jī)的熱平衡方程為

Qt=Qe+Qw+Qo+Qr+Qres

(1)

式中，Qt為燃料完全燃燒產(chǎn)生的熱量，Qe為轉(zhuǎn)化為有效功的熱量，Qw為傳入冷卻介質(zhì)的熱量，Qo為機(jī)油帶走的熱量，Qr為排氣帶走的熱量，Qres為余項(xiàng)損失。

根據(jù)柴油發(fā)動(dòng)機(jī)熱平衡試驗(yàn)數(shù)據(jù)顯示，有用功約占燃油總發(fā)熱量的20%～40%，廢氣帶走的熱量約占35%～45%,冷卻水帶走的熱量(包括機(jī)體缸蓋散熱、機(jī)油冷卻器散熱、中冷器散熱)約占15%～25%，余項(xiàng)損失約占2%～10%。對(duì)于額定工況，有用功占38%，排氣散熱約占38%，冷卻水帶走熱量約占21%，余項(xiàng)損失約占3%[2]。

由于該發(fā)動(dòng)機(jī)水冷式中冷器計(jì)劃應(yīng)用于單獨(dú)的冷卻循環(huán)中，采用獨(dú)立的散熱器及電子水泵，因此傳入發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻循環(huán)的熱量不包含此部分。根據(jù)熱平衡試驗(yàn)數(shù)據(jù)并結(jié)合發(fā)動(dòng)機(jī)開發(fā)經(jīng)驗(yàn)，基于目標(biāo)額定功率(P0)預(yù)設(shè)部分冷卻元件冷卻需求為：發(fā)動(dòng)機(jī)機(jī)體冷卻需求(εengine)為50%P0；發(fā)動(dòng)機(jī)機(jī)體、缸蓋總冷卻需求(εhead)為60%εengine；機(jī)體冷卻需求(εblock)為40%εengine；機(jī)油冷卻器冷卻需求(εoil)為10%P0。

對(duì)于高低壓廢氣再循環(huán)(EGR)冷卻器目標(biāo)冷卻需求，參照了同排量對(duì)標(biāo)機(jī)型最大EGR率相關(guān)參數(shù)，如表1所示。

表1對(duì)標(biāo)機(jī)型EGR冷卻器氣側(cè)參數(shù)

項(xiàng)目高壓EGR低壓EGR氣側(cè)流量/(kg·h-1)37.164.9氣側(cè)壓力/(mbar①)11.772.35進(jìn)氣溫度/℃685.4589.5出氣溫度/℃135.4106.0

①為了符合作者本意，本文仍沿用部分非法定單位——編注。

參考表1中數(shù)據(jù)，結(jié)合冷卻器供應(yīng)商經(jīng)驗(yàn)換熱效率(η)范圍一般為90%～96%，根據(jù)公式(2)

(2)

式中，Q為換熱率，Cgas為氣體比熱，M為質(zhì)量流量，Tin、Tout分別為氣側(cè)進(jìn)、出口溫度。預(yù)估高、低壓EGR冷卻器冷卻需求分別為6.5 kW和10.0 kW。

對(duì)于散熱器散熱需求，冷卻需求總和預(yù)設(shè)散熱器熱量為110 kW[3]。

考慮到各冷卻元件的換熱需求，根據(jù)公式(2)并結(jié)合供應(yīng)商提供相關(guān)零件的性能參數(shù)，定義各元件目標(biāo)冷卻液流量。對(duì)于目標(biāo)流量評(píng)價(jià)點(diǎn)轉(zhuǎn)速、機(jī)體、缸蓋、機(jī)油冷卻器、散熱器設(shè)定的最大功率時(shí)轉(zhuǎn)速為3 600 r/min。對(duì)于EGR冷卻器，高低壓EGR冷卻器分別定義在各自EGR率的最大工況點(diǎn)，對(duì)應(yīng)的發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速分別為3 000 r/min和2 400 r/min。暖風(fēng)流量需求由整車熱管理提出。最終各元件流量需求如表2所示。

表2 發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻循環(huán)冷卻各元件流量目標(biāo)

2 冷卻系統(tǒng)方案設(shè)計(jì)

2.1 設(shè)計(jì)各方案

發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻系統(tǒng)為保證車輛有更好的冷起動(dòng)性能，采用機(jī)體和缸蓋分流冷卻形式，該冷卻形式需額外采用一個(gè)機(jī)體節(jié)溫器?；谀壳盃顟B(tài)，設(shè)計(jì)了幾種冷卻方案，如圖2所示。

圖2 各設(shè)計(jì)方案圖

2.2 各冷卻方案一維對(duì)比分析

為選擇最優(yōu)的冷卻方案，使用軟件為GT-Cool，采用一維CAE方式對(duì)各冷卻系統(tǒng)方案進(jìn)行評(píng)估。

對(duì)4個(gè)方案大循環(huán)狀態(tài)及小循環(huán)機(jī)體節(jié)溫器關(guān)閉狀態(tài)，整個(gè)系統(tǒng)的壓力和各自在轉(zhuǎn)速3 600 r/min評(píng)價(jià)點(diǎn)的流量分布進(jìn)行對(duì)比。

分析時(shí)水泵用定流量水源等效，首先需根據(jù)公式(3)預(yù)估整個(gè)系統(tǒng)的冷卻水循環(huán)量Vw

(3)

式中，Δtw為冷卻水在發(fā)動(dòng)機(jī)循環(huán)內(nèi)的允許溫升，取6～12 ℃；rw為水的比重；cw為水的比熱。

按照散熱器散熱量為110 kW，根據(jù)式(3)計(jì)算得出節(jié)溫器全開大循環(huán)工況冷卻水循環(huán)量約為260 L/min，小循環(huán)工況按經(jīng)驗(yàn)減半為130 L/min，以此作為冷卻系統(tǒng)水源輸入帶入各模型。對(duì)于各元件流阻特性，機(jī)體和缸蓋采用計(jì)算流體力學(xué)(CFD)分析方法計(jì)算水套流阻，機(jī)油冷卻器、高低壓EGR冷卻器、暖風(fēng)、散熱器等則采用零件供應(yīng)商提供的性能參數(shù)。對(duì)于管路幾何尺寸，結(jié)合實(shí)際發(fā)動(dòng)機(jī)布置情況預(yù)估設(shè)置，直徑根據(jù)4 m/s的流速限值結(jié)合零件接口尺寸定義。

4種方案在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速3 600 r/min時(shí)，部分元件流量分析結(jié)果，如表3所示。

可以看出，在大循環(huán)全開工況下，方案3和方案4整個(gè)冷卻系統(tǒng)壓降水平最小，且方案3在小循環(huán)機(jī)體節(jié)溫器關(guān)閉工況時(shí)，冷卻元件流量裕度更高，更易進(jìn)行管路及水泵的優(yōu)化，因此選擇方案3作為冷卻系統(tǒng)初步的設(shè)計(jì)方案。

表3 定流量輸入下在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速3 600 r/min時(shí)各方案壓降及流量分布結(jié)果

2.3 水泵排量及管路直徑定義

經(jīng)對(duì)比分析采用方案3作為冷卻系統(tǒng)布置形式，但具體水泵排量及管路尺寸需進(jìn)行優(yōu)化計(jì)算后方可定義。根據(jù)其定流量水源輸入的計(jì)算結(jié)果可知，大循環(huán)全開狀態(tài)下冷卻系統(tǒng)水流量為260 L/min，系統(tǒng)壓降為0.18 MPa，結(jié)合離心式水泵軸功率計(jì)算公式(4)

(4)

式中，H為泵的揚(yáng)程；Q為泵的額定流量；ρ為介質(zhì)密度；η為泵額定工況下的效率(η=ηm·ηh·ηv,其中ηm為機(jī)械效率；ηh為水力效率；ηv為容積效率)；P為泵的軸功率。水泵優(yōu)化流量范圍為200～320 L/min(0.15 MPa)。泵的初始優(yōu)化性能如表4所示。

表4 水泵初始優(yōu)化性能定義

軟件可據(jù)此根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式(5)初步得出水泵部分的流量和揚(yáng)程

(5)

由于計(jì)算結(jié)果中，各零件水流量均高于目標(biāo)值，且各元件處流量相對(duì)于目標(biāo)值的富裕量差異較大，因此在優(yōu)化減小泵排量的同時(shí)可同步優(yōu)化散熱器、機(jī)油冷卻器、高低壓EGR冷卻器所在管路的直徑，范圍在初步方案基礎(chǔ)上適量變動(dòng)，優(yōu)化邊界為各元件目標(biāo)流量限值。由于變量較多，采用試驗(yàn)設(shè)計(jì)(DOE)方法[4]通過軟件實(shí)現(xiàn)，優(yōu)化變量如表5所示，分別計(jì)算在轉(zhuǎn)速為1 500 r/min、2 400 r/min、3 000 r/min和3 600 r/min下的流量分布結(jié)果，共67 500個(gè)計(jì)算結(jié)果。因變量選取除各元件處流量外還應(yīng)考慮水泵總功率，DOE篩選條件按表2定義。

通過計(jì)算結(jié)果可知，水泵的額定排量對(duì)水泵總功率影響最為顯著，根據(jù)水泵總功耗最小這一原則篩選出的最優(yōu)結(jié)果，水泵額定排量為235 L/min，各管路直徑也依照該結(jié)果定義。

根據(jù)重新定義后的水泵性能及管路直徑參數(shù)重新設(shè)置模型，計(jì)算出評(píng)價(jià)點(diǎn)流量滿足目標(biāo)值。

表5 DOE優(yōu)化變量

3 試驗(yàn)驗(yàn)證

3.1 冷卻系統(tǒng)試驗(yàn)臺(tái)架

發(fā)動(dòng)機(jī)設(shè)計(jì)完成后進(jìn)行冷卻系統(tǒng)試驗(yàn)，試驗(yàn)采用AVL自動(dòng)化控制試驗(yàn)臺(tái)，主要相關(guān)試驗(yàn)設(shè)備及儀器名稱如表6所示，相關(guān)傳感器布置如圖3所示。

表6 主要試驗(yàn)儀器及設(shè)備

圖3 傳感器布置位置示意圖

試驗(yàn)中，主油道、油冷器前后及油底殼分別裝有一個(gè)K型熱電偶溫度傳感器，以監(jiān)測(cè)發(fā)動(dòng)機(jī)潤(rùn)滑系統(tǒng)是否正常工作。

3.2 試驗(yàn)結(jié)果

試驗(yàn)中發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)行狀況良好，冷卻及潤(rùn)滑系統(tǒng)溫度都在正常范圍內(nèi)。將試驗(yàn)測(cè)得的外特性最大功率時(shí)，在3 600 r/min轉(zhuǎn)速下各處流量分布與CAE計(jì)算結(jié)果進(jìn)行了對(duì)比，吻合良好，試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比見表7。

表7 試驗(yàn)與一維分析結(jié)果對(duì)比

試驗(yàn)測(cè)得其他評(píng)價(jià)點(diǎn)水流量如表8所示，可見流量分布滿足計(jì)算要求，且發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)行無異常，冷卻系統(tǒng)設(shè)計(jì)合理。

表8 各評(píng)價(jià)點(diǎn)流量試驗(yàn)結(jié)果

4 結(jié)論

在發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻系統(tǒng)前期設(shè)計(jì)階段，一維CAE方法可以很好地進(jìn)行方案篩選，結(jié)合DOE方法進(jìn)行相關(guān)設(shè)計(jì)參數(shù)的定義，大大減少了設(shè)計(jì)及試驗(yàn)成本。