高強(qiáng)化柴油機(jī)冷卻系統(tǒng)電控化設(shè)計(jì)仿真及試驗(yàn)研究

郭旭，張萍，張博，周磊

（海軍工程大學(xué)，武漢 430033）

0 概述

現(xiàn)代柴油機(jī)采用緊湊的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，通過提高熱效率、減少傳熱及摩擦過程中的損失等方式提高柴油機(jī)功率，但是也提高了總體上的熱負(fù)載持續(xù)性。燃料燃燒過程中釋放的整體熱量中燃?xì)鈱θ紵冶卺尫诺臒崃空急却笾聻?0%～30%［1-3］，這部分熱量中大多數(shù)通過冷卻系統(tǒng)向外部環(huán)境散失。其他的介質(zhì)例如液壓油、增壓空氣等的冷卻也需要借助于冷卻系統(tǒng)完成，對冷卻系統(tǒng)要求較高。冷卻系統(tǒng)不僅關(guān)乎柴油機(jī)的運(yùn)行可靠性，也影響著柴油機(jī)燃油燃燒質(zhì)量和熱量的分配［4-5］，柴油機(jī)運(yùn)行過程中冷卻系統(tǒng)冷卻強(qiáng)度的科學(xué)與否直接影響著柴油機(jī)的動力性、經(jīng)濟(jì)性、可靠性和排放性等諸多性能［6-14］。

目前大部分高強(qiáng)化柴油機(jī)仍然采用傳統(tǒng)型式的冷卻系統(tǒng)，其中傳統(tǒng)型式冷卻水泵通過齒輪系或鏈條與柴油機(jī)曲軸相連，其轉(zhuǎn)速與柴油機(jī)轉(zhuǎn)速呈正相關(guān)［6-9］；節(jié)溫器為石蠟節(jié)溫器，通過冷卻液對石蠟感溫元件的加熱（冷卻）開啟（關(guān)閉）節(jié)溫器閥芯，進(jìn)而控制冷卻系統(tǒng)大小循環(huán)流量。傳統(tǒng)型式冷卻系統(tǒng)存在以下突出問題：冷卻水泵提供的冷卻強(qiáng)度僅與柴油機(jī)轉(zhuǎn)速成正比，而與柴油機(jī)運(yùn)行過程中的散熱需求無關(guān)，導(dǎo)致柴油機(jī)在低轉(zhuǎn)速高負(fù)荷工況點(diǎn)“過熱”，或者在高轉(zhuǎn)速低負(fù)荷工況點(diǎn)“過冷”［10-13］；石蠟節(jié)溫器中的蠟質(zhì)感溫元件具有“遲滯”性，其溫升曲線和溫降曲線為非線性、滯回曲線，導(dǎo)致石蠟節(jié)溫器對水溫的控制精度不高，波動頻繁［14-16］。

電控技術(shù)在發(fā)動機(jī)領(lǐng)域應(yīng)用廣泛，在改善燃油經(jīng)濟(jì)性、動力性、排放性等方面均取得良好效果，如共軌使燃油噴射技術(shù)、廢氣渦輪增壓器可變噴嘴環(huán)技術(shù)、可變進(jìn)排氣門技術(shù)等［17-20］。目前中國在車用和坦克裝甲車發(fā)動機(jī)領(lǐng)域開展了冷卻系統(tǒng)電控化研究，并取得了較大成就，而電控技術(shù)在船舶用柴油機(jī)領(lǐng)域目前應(yīng)用較少，均在起步階段。

為此，我們以某型高強(qiáng)化柴油機(jī)為研究對象，采用仿真—驗(yàn)證的模式，將電控技術(shù)應(yīng)用于其冷卻系統(tǒng)，首次搭建了船用柴油機(jī)冷卻系統(tǒng)智能化控制試驗(yàn)臺架，以提升柴油機(jī)燃油經(jīng)濟(jì)性及優(yōu)化燃油放熱量分配為目的，開展了冷卻系統(tǒng)電控化設(shè)計(jì)仿真研究和熱平衡試驗(yàn)，對比分析了冷卻系統(tǒng)智能化設(shè)計(jì)前后柴油機(jī)油耗率和熱量分配等情況，驗(yàn)證了電控化設(shè)計(jì)的實(shí)際效果。

1 建立及標(biāo)定原機(jī)冷卻系統(tǒng)仿真模型

1.1 研究對象

研究對象柴油機(jī)的技術(shù)參數(shù)見表1。柴油機(jī)冷卻系統(tǒng)由一路高溫淡水循環(huán)系統(tǒng)和一路低溫海水循環(huán)系統(tǒng)組成。冷卻系統(tǒng)如圖1所示。本文中曲軸轉(zhuǎn)角為負(fù)表示上止點(diǎn)前，曲軸轉(zhuǎn)角為正表示上止點(diǎn)后。

表1 柴油機(jī)技術(shù)參數(shù)

圖1 柴油機(jī)冷卻系統(tǒng)圖

淡水系統(tǒng)循環(huán)回路為：淡水泵將高溫淡水泵入滑油冷卻器，與滑油進(jìn)行熱交換。然后高溫淡水進(jìn)入冷卻水套、缸蓋冷卻水腔和增壓器軸承座，從以上部件中出來后經(jīng)過匯總流入淡水出水總管，再流入節(jié)溫器。閥芯根據(jù)淡水溫度進(jìn)行開閉，對流量進(jìn)行調(diào)節(jié)，一部分高溫淡水流入淡水冷卻器中，與中冷器過來的海水形成溫差，進(jìn)行熱交換后再重新返回到機(jī)帶淡水泵入口位置，其他的高溫淡水則直接返回到該位置。

海水系統(tǒng)循環(huán)回路為：機(jī)帶海水泵通過海水管路將海水抽出，然后進(jìn)入到中冷器內(nèi)部，主要對溫度、壓力較高的空氣進(jìn)行冷卻，流出中冷器之后，進(jìn)入淡水冷卻器對節(jié)溫器過來的那部分高溫淡水進(jìn)行冷卻，冷卻完畢后排出。海、淡水泵均為傳統(tǒng)型機(jī)帶泵，海、淡水泵的轉(zhuǎn)速與柴油機(jī)轉(zhuǎn)速之比分別為1.67、1.47。

1.2 建立原機(jī)冷卻系統(tǒng)仿真模型

選擇應(yīng)用軟件Simulink完成柴油機(jī)冷卻系統(tǒng)整體模型的仿真，柴油機(jī)冷卻系統(tǒng)整體仿真模型如圖2所示。

圖2 冷卻系統(tǒng)整體仿真模型

1.2.1 中冷器模型

圖3為中冷器換熱原理圖。圖3中，Tfi、Tfo分別為冷卻器的淡水入口、出口溫度，mf、ms分別為高溫、低溫側(cè)淡水的流量，Tsi、Tso則分別為冷卻器的海水入口和出口溫度，Q為換熱量。

圖3 中央冷卻器換熱原理

根據(jù)傳熱學(xué)理論及方程，換熱量計(jì)算公式如式（1）所示。

式中，K為換熱器的總傳熱系數(shù)，W/（m2·℃），該數(shù)值取決于導(dǎo)熱介質(zhì)的內(nèi)壁厚度、導(dǎo)熱系數(shù)及流體在介質(zhì)中的流動狀態(tài)；A為換熱器傳熱面積的有效值，m2；ΔT為對數(shù)溫度差距的平均值，℃，通過式（2）～式（4）進(jìn)行計(jì)算。

傳熱基本方程如公式（5）所示。

式中，R為熱量傳遞的整體熱阻，℃/W，如式（6）所示。

溫度較低一側(cè)的海水通過中央換熱器的過程中會吸收淡水中的熱量，這部分熱量計(jì)算公式見式（7）所示。

式中，Qs為海水吸收的總熱量，W；ms為海水的質(zhì)量流量，kg/s；cs為海水比熱容，kJ/（kg·℃）。主要計(jì)算溫度較高一側(cè)的淡水在中央冷卻器流過的過程中被吸收的熱量，如式（8）所示。

式中，Qf為淡水吸收的總熱量，W；mf為淡水的質(zhì)量流量，kg/s；cf為淡水比熱容，kJ/（kg·℃）。將進(jìn)行換熱時(shí)向外部環(huán)境散失的熱量忽略不計(jì)，以能量守恒定律為依據(jù)可得公式（9）。

建立對海水側(cè)及淡水側(cè)溫度發(fā)生改變的動態(tài)方程如式（10）和式（11）所示。

式 中，τ為 時(shí) 間，s；Ws為 中 冷 器 海 水 側(cè) 熱 容 量，kJ/℃；Wf為中冷器淡水側(cè)熱容量，kJ/℃。

搭建中冷器仿真模型，如圖4所示。圖4中，F(xiàn)s為中冷器海水質(zhì)量流量，kg/s；Ff2為淡水質(zhì)量流量，kg/s；Ts2為中冷器海水進(jìn)口溫度，℃；Ts3為中冷器海水出口溫度，℃；Tf1為中冷器淡水出口溫度，℃；Tf4為中冷器淡水進(jìn)口溫度，℃；ρs為海水密度，kg/m3；ρf為淡水密度，kg/m3。

圖4 中冷器仿真模型

同理搭建滑油冷卻液仿真模型，如圖5所示。圖5中，Tf2為滑油冷卻器淡水入口溫度，℃；Tf3為淡水入口溫度，℃；Ff1為滑油冷卻器淡水入口質(zhì)量流量，kg/s；Wl為滑油冷卻器滑油熱容量，kJ/℃。

圖5 滑油冷卻器模型

1.2.2 發(fā)動機(jī)換熱模型

淡水冷卻系統(tǒng)與發(fā)動機(jī)換熱原理如圖6所示。圖6中，mj為冷卻水的質(zhì)量流量，kg/s；Tji為進(jìn)口位置冷卻水的溫度，℃；Tjo為出口位置冷卻水的溫度，℃。

圖6 發(fā)動機(jī)換熱原理

根據(jù)能量守恒定理，建立冷卻水溫動態(tài)方程如式（12）所示。

式中，Qm為發(fā)動機(jī)傳遞給冷卻淡水的熱量，kJ；Wj為發(fā)動機(jī)內(nèi)冷卻水的熱容量，kJ/℃。同理，可建立空氣與發(fā)動機(jī)之間的對流換熱動態(tài)方程。發(fā)動機(jī)換熱模型如圖7所示。圖7中，Ta1為入口空氣溫度，℃；Ta2為出口空氣溫度，℃；Fa1為空氣入口質(zhì)量流量，kg/s；Fa2為空氣質(zhì)量流量，kg/s；Wea為發(fā)動機(jī)空氣熱容量，kJ/℃；Wef為發(fā)動機(jī)淡水熱容量，kJ/℃；ca為空氣比熱容，kJ/（kg·℃）。

圖7 發(fā)動機(jī)換熱模型

1.2.3 石蠟節(jié)溫器仿真模型

根據(jù)石蠟節(jié)溫器溫度與開度試驗(yàn)數(shù)據(jù)，采用數(shù)值擬合方法，獲取溫升、溫降過程中節(jié)溫器開度與冷卻水溫之間的滯回曲線，計(jì)算時(shí)根據(jù)前一時(shí)刻的開度與當(dāng)前時(shí)刻的水溫判斷當(dāng)前時(shí)刻的開度，并編寫S函數(shù)。石蠟節(jié)溫器仿真模型如圖8所示。圖8中，F(xiàn)f3為未冷卻淡水的質(zhì)量流量，kg/s。

圖8 石蠟節(jié)溫器仿真模型

經(jīng)過石蠟節(jié)溫器的分流作用（分為大、小循環(huán)），根據(jù)能量守恒定理，大小循環(huán)淡水系統(tǒng)匯合后溫度的計(jì)算公式如式（13）所示，計(jì)算模型如圖9所示。

圖9 大小循環(huán)淡水系統(tǒng)匯合后溫度計(jì)算模型

式中，F(xiàn)f4為淡水的總質(zhì)量流量，kg/s；x為節(jié)溫器的開度。

1.3 標(biāo)定原機(jī)冷卻系統(tǒng)仿真模型

基于柴油機(jī)熱平衡試驗(yàn)臺架，選擇柴油機(jī)標(biāo)定轉(zhuǎn)速、100%標(biāo)定負(fù)荷工況點(diǎn)及90%標(biāo)定負(fù)荷工況點(diǎn)，標(biāo)定原機(jī)冷卻系統(tǒng)仿真模型。

仿真值與試驗(yàn)值對比見表2。結(jié)果顯示，兩者相對誤差在10%工程允許誤差范圍內(nèi)，仿真模型較為精準(zhǔn)，可以用于下一步冷卻系統(tǒng)電控化設(shè)計(jì)研究。

表2 仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果比較

2 設(shè)計(jì)電控冷卻系統(tǒng)仿真模型

原機(jī)冷卻系統(tǒng)中海水泵、淡水泵轉(zhuǎn)速由柴油機(jī)轉(zhuǎn)速決定，只能被動冷卻、調(diào)節(jié)冷卻水溫，且石蠟節(jié)溫器存在滯回特性。為此設(shè)計(jì)了電控冷卻系統(tǒng)，采用變頻電動機(jī)驅(qū)動水泵，實(shí)現(xiàn)海水泵、淡水泵與柴油機(jī)的解耦；并將石蠟節(jié)溫器的感溫元件取出，采用電動執(zhí)行器驅(qū)動節(jié)溫器閥芯，控制冷卻液大小循環(huán)流量。建立電控冷卻部件仿真模型如圖10和圖11所示。圖中PID為比例積分微分（proportional integral derivative），Tf4set為淡水經(jīng)過大循環(huán)冷卻后的最高設(shè)定溫度，計(jì)量單位為℃；55表示海水的最高溫度設(shè)定為55℃；50表示空氣的最高溫度設(shè)定為50℃。

圖10 電控海/淡水泵仿真模型

圖11 電子節(jié)溫器仿真模型

2.1 控制算法及控制策略

采用該P(yáng)ID控制算法控制電控海水泵、電控淡水泵和電子節(jié)溫器。

PID的控制規(guī)律如式（14）所示，寫成傳遞函數(shù)的形式如式（15）所示。

式中，e(t)為期望輸出與實(shí)際輸出的偏差為偏差的變化率；KP為比例系數(shù)；u(t)為PID輸出的控制量；TI為時(shí)間積分常數(shù)；TD為微分時(shí)間常數(shù)；G(s)為傳遞函數(shù)；U(s)和E(s)分別為輸出量u(t)和輸入量e(t)的拉普拉斯變換。

PID的控制算法如公式（16）所示。

式中，KI、KD分別為積分、微分系數(shù)；e(k)為當(dāng)前采樣時(shí)刻的期望輸出與實(shí)際輸出之差；u(k)為當(dāng)前采樣時(shí)刻的控制量。

設(shè)計(jì)控制策略：淡水進(jìn)出機(jī)溫差主要由發(fā)動機(jī)散熱量和淡水流量決定，所以電控淡水泵主要用于調(diào)節(jié)淡水進(jìn)出機(jī)溫差，淡水進(jìn)出機(jī)目標(biāo)溫差應(yīng)不超過4℃，防止柴油機(jī)受到過大的熱沖擊。海水泵轉(zhuǎn)速和節(jié)溫器開度對淡水出機(jī)溫度影響較大，所以主要采用電控海水泵控制淡水出機(jī)溫度，電子節(jié)溫器輔助控制，根據(jù)試驗(yàn)經(jīng)驗(yàn)，擬定淡水出機(jī)的目標(biāo)溫度為80℃。要使電控海水泵轉(zhuǎn)速盡量保持最低，則電子節(jié)溫器應(yīng)保持開度為100%，即淡水全部經(jīng)過大循環(huán)進(jìn)入淡水冷卻器，當(dāng)電控海水泵轉(zhuǎn)速達(dá)到最小且淡水出機(jī)溫度仍低于目標(biāo)溫度時(shí)，則電控海水泵轉(zhuǎn)速維持在最小值，開始調(diào)節(jié)電子節(jié)溫器開度。

2.2 變柴油機(jī)工況條件下驗(yàn)證仿真

為驗(yàn)證電控冷卻系統(tǒng)的控制特性，開展變柴油機(jī)工況條件下，電控冷卻系統(tǒng)對淡水出機(jī)溫度和淡水進(jìn)出機(jī)溫差的控制結(jié)果的仿真，仿真結(jié)果如圖12～圖13所示。仿真邊界條件：海水溫度為30℃，柴油機(jī)轉(zhuǎn)速為標(biāo)定轉(zhuǎn)速，柴油機(jī)負(fù)荷以500 s為步長，分別依次取100%標(biāo)定負(fù)荷、75%標(biāo)定負(fù)荷、50%標(biāo)定負(fù)荷、25%標(biāo)定負(fù)荷。

圖12 淡水出機(jī)溫度

圖13 淡水進(jìn)出機(jī)溫差

如圖12所示，隨著柴油機(jī)負(fù)荷的降低，淡水出機(jī)溫度穩(wěn)定在80℃附近。如圖13所示，柴油機(jī)負(fù)荷發(fā)生突變時(shí)，淡水進(jìn)出機(jī)溫差產(chǎn)生短暫、小幅波動，但是都很快穩(wěn)定在4℃。當(dāng)負(fù)荷降至25%標(biāo)定負(fù)荷后，由于淡水泵轉(zhuǎn)速達(dá)到最小值，因此最終穩(wěn)定值小于4℃。

仿真結(jié)果表明，電控冷卻系統(tǒng)可以實(shí)現(xiàn)冷卻系統(tǒng)熱力學(xué)參數(shù)的高精度控制，且超調(diào)量較小，穩(wěn)定時(shí)間短。

3 電控冷卻系統(tǒng)對柴油機(jī)性能影響試驗(yàn)

3.1 搭建電控冷卻系統(tǒng)試驗(yàn)臺架

將原機(jī)冷卻系統(tǒng)進(jìn)行電控化改造，海、淡水泵由變頻三相異步電動機(jī)直接驅(qū)動，將石蠟節(jié)溫器中的蠟質(zhì)感溫元件取出，配備電動執(zhí)行器，驅(qū)動節(jié)溫器閥芯開度大小，進(jìn)而調(diào)節(jié)冷卻系統(tǒng)大小循環(huán)流量。中央控制器根據(jù)操作面板指令輸出控制信號（電壓信號）對變頻電動水泵轉(zhuǎn)速進(jìn)行調(diào)控。

試驗(yàn)系統(tǒng)主要由電動淡水泵、電動海水泵、電子節(jié)溫器、加熱器、電子控制單元（electronic control unit，ECU）、數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)、變頻器、流量傳感器、溫度傳感器和傳感導(dǎo)線組成。試驗(yàn)系統(tǒng)原理圖如圖14所示。ECU接收淡水流量信號，并判斷淡水流量與目標(biāo)流量之差。ECU發(fā)送水溫控制信號，調(diào)整電控冷卻部件，使淡水出機(jī)溫度保持在80℃左右、淡水進(jìn)出機(jī)溫差保持在4℃左右。圖14中T、P和Q分別表示相應(yīng)位置的溫度、壓力和流量傳感器，數(shù)字1～13表示傳感器選取的13個(gè)位置。

圖14 試驗(yàn)系統(tǒng)原理圖

3.2 試驗(yàn)方案及邊界條件

選取柴油機(jī)低轉(zhuǎn)速、低負(fù)荷工況點(diǎn)，中轉(zhuǎn)速、中負(fù)荷工況點(diǎn)，高轉(zhuǎn)速、高負(fù)荷工況點(diǎn)，對比分析原機(jī)冷卻系統(tǒng)與電控冷卻系統(tǒng)在柴油機(jī)耗油率、熱平衡方面的影響。3個(gè)柴油機(jī)試驗(yàn)工況點(diǎn)的參數(shù)如表3所示。

表3 柴油機(jī)試驗(yàn)工況點(diǎn)

試驗(yàn)主要測量柴油機(jī)耗油率、淡水系統(tǒng)熱力學(xué)參數(shù)、海水系統(tǒng)熱力學(xué)參數(shù)、進(jìn)排氣系統(tǒng)熱力學(xué)參數(shù)，最后計(jì)算分析柴油機(jī)熱平衡。試驗(yàn)邊界見表4，試驗(yàn)設(shè)備見表5。

表4 試驗(yàn)邊界條件

表5 主要測試設(shè)備

3.3 試驗(yàn)結(jié)果分析

3.3.1 耗油率分析

圖15為不同工況下柴油機(jī)耗油率對比。由圖15可知，相比于原機(jī)冷卻系統(tǒng)，電控冷卻系統(tǒng)對柴油機(jī)耗油率有較大影響。柴油機(jī)工況點(diǎn)1～工況點(diǎn)3下，原機(jī)冷卻系統(tǒng)中耗油率分別為243.4 g/（kW·h）、202.8 g/（kW·h）和204.9 g/（kW·h），電控冷卻系統(tǒng)中耗油率分別為234.0 g/（kW·h）、196.0 g/（kW·h）和201.0 g/（kW·h），相比原機(jī)分別降低9.4 g/（kW·h）、6.8 g/（kW·h）和3.9 g/（kW·h），降比分別為3.86%、3.35%和1.90%。在柴油機(jī)低轉(zhuǎn)速、低負(fù)荷工況點(diǎn)，耗油率降低值和降比最低。試驗(yàn)結(jié)果表明：柴油機(jī)在低轉(zhuǎn)速、低負(fù)荷工況點(diǎn)被過度冷卻情況比較嚴(yán)重，而在高轉(zhuǎn)速、高負(fù)荷工況點(diǎn)被過度冷卻情況相對較輕。電控冷卻系統(tǒng)使柴油機(jī)運(yùn)行在相對最佳熱負(fù)荷狀態(tài)，改善了燃油經(jīng)濟(jì)性。

圖15 不同工況下柴油機(jī)耗油率對比

3.3.2 電控冷卻系統(tǒng)耗功分析

電控冷卻系統(tǒng)在功耗方面與原機(jī)帶泵相比也有較大改進(jìn)。將電控淡水泵安裝于水泵專用試驗(yàn)臺上，測量記錄電控淡水泵工作在1 000 r/min、1 200 r/min、1 500 r/min、1 800 r/min、2 100 r/min、2 400 r/min、2 700 r/min轉(zhuǎn)速時(shí)的揚(yáng)程、軸功率、流量、輸入電功率等參數(shù)，獲得電控淡水泵萬有特性曲線，如圖16所示。

圖16 淡水泵功率—流量—轉(zhuǎn)速萬有特性

建立電控海、淡水泵軸功率（PZ）、電機(jī)海、淡水泵電機(jī)輸入功率（PS）與水泵轉(zhuǎn)速（n）的回歸模型如式（17）所示。

式中，p1、p2、p3、p4為模型的估計(jì)參數(shù)。用最小二乘法作參數(shù)估計(jì)得到表6。

表6 電控海、淡水泵電機(jī)輸入功率PS的回歸模型的參數(shù)估計(jì)值

在相同的柴油機(jī)運(yùn)行工況下（柴油機(jī)轉(zhuǎn)速和負(fù)荷相同），電控海、淡水泵的凈節(jié)省功率PJ的計(jì)算公式如式（18）所示。

式中，PYZ為原機(jī)海、淡水泵軸功率。

凈節(jié)省功率百分比如式（19）所示。

經(jīng)過計(jì)算，在試驗(yàn)工況點(diǎn)中，電控淡水泵耗功平均凈節(jié)省43.94%，電控海水泵耗功平均凈節(jié)省50.00%。

3.3.3 柴油機(jī)熱平衡分析

燃油總放熱量主要轉(zhuǎn)化為有效功率的熱量、淡水系統(tǒng)帶走熱量、海水系統(tǒng)帶走熱量（中冷器系統(tǒng)帶走熱量）、滑油系統(tǒng)帶走熱量、廢氣帶走熱量和余項(xiàng)損失。

3.3.3.1 轉(zhuǎn)化為有效功率的熱量占比分析

相比于原機(jī)冷卻系統(tǒng)，電控冷卻系統(tǒng)在一定程度上提高了有效功率帶走熱量的占比。圖17為不同工況下有效功率帶走熱量占比對比。柴油機(jī)工況點(diǎn)1～工況點(diǎn)3下，原機(jī)冷卻系統(tǒng)中有效功率帶走熱量占比分別為34.76%、41.72%和41.29%，電控冷卻系統(tǒng)中有效功率帶走熱量占比分別為36.15%、43.16%和42.09%，相比原機(jī)分別增加1.39%、1.44%和0.80%。試驗(yàn)結(jié)果表明，電控冷卻系統(tǒng)提升了柴油機(jī)熱效率，即在節(jié)省柴油機(jī)耗油量的情況下，輸出的有效功率不變。

圖17 不同工況下有效功率帶走熱量占比對比

3.3.3.2 淡水系統(tǒng)帶走的熱量占比分析

相比于原機(jī)冷卻系統(tǒng)，電控冷卻系統(tǒng)中淡水系統(tǒng)帶走熱量占比降幅較大。圖18為不同工況下淡水系統(tǒng)帶走熱量占比對比。柴油機(jī)工況點(diǎn)1～工況點(diǎn)3下，原機(jī)冷卻系統(tǒng)中淡水系統(tǒng)帶走熱量占比分別為12.34%、10.27%和7.69%，電控冷卻系統(tǒng)中淡水系統(tǒng)帶走熱量分別為8.78%、7.14%和6.19%，相比原機(jī)分別降低3.56%、3.13%和1.50%。試驗(yàn)結(jié)果表明，電控冷卻系統(tǒng)在柴油機(jī)低轉(zhuǎn)速、低負(fù)荷工況點(diǎn)及高轉(zhuǎn)速、高負(fù)荷工況點(diǎn)均可在一定程度上減少冷卻系統(tǒng)帶走熱量占比，降低冷卻損失，提升柴油機(jī)熱效率，其中在柴油機(jī)低轉(zhuǎn)速、低負(fù)荷工況點(diǎn)節(jié)省冷卻耗功更加明顯。

圖18 不同工況下淡水系統(tǒng)帶走熱量占比對比

3.3.3.3 海水系統(tǒng)（中冷器）帶走的熱量占比分析

相比于原機(jī)冷卻系統(tǒng)，電控冷卻系統(tǒng)中海水系統(tǒng)帶走熱量占比在一定程度上得到提升，但是提升幅度不明顯。圖19為不同工況下海水系統(tǒng)（中冷器）帶走熱量占比對比。柴油機(jī)工況點(diǎn)1～工況點(diǎn)3下，原機(jī)冷卻系統(tǒng)中海水系統(tǒng)帶走熱量占比分別為2.36%、4.21%和9.57%，電控冷卻系統(tǒng)中海水系統(tǒng)帶走熱量占比分別為2.41%、4.75%和9.61%，相比原機(jī)分別增加0.05%、0.54%和0.04%。試驗(yàn)結(jié)果表明，電控冷卻系統(tǒng)中冷卻強(qiáng)度相對于原機(jī)冷卻系統(tǒng)適當(dāng)減弱，因此柴油機(jī)系統(tǒng)熱負(fù)荷得到適當(dāng)提高，廢氣溫度和廢氣能量提高，廢氣渦輪機(jī)得到更多能量，傳輸給壓氣機(jī)的能量更高，引起增壓空氣的壓力和溫度升高，中冷器系統(tǒng)帶走熱量占比在一定程度上得到提升，但是從試驗(yàn)結(jié)果可以看出提升幅度不明顯，可以忽略。

圖19 不同工況下海水系統(tǒng)（中冷器）帶走熱量占比對比

3.3.3.4 滑油系統(tǒng)帶走的熱量占比分析

相比于原機(jī)冷卻系統(tǒng)，電控冷卻系統(tǒng)中滑油系統(tǒng)帶走熱量占比降幅較大。圖20為不同工況下滑動系統(tǒng)帶走熱量占比對比。柴油機(jī)工況點(diǎn)1～工況點(diǎn)3下，原機(jī)冷卻系統(tǒng)中滑油系統(tǒng)帶走熱量占比分別為11.22%、8.22%和5.83%，電控冷卻系統(tǒng)中滑油系統(tǒng)帶走熱量占比分別為8.36%、4.50%和4.13%，相比原機(jī)分別降低2.86%、3.72%和1.70%。試驗(yàn)結(jié)果表明，電控冷卻系統(tǒng)在一定程度上降低了冷卻強(qiáng)度，潤滑油溫度得到適當(dāng)提高，潤滑油帶走熱量占比降低。

圖20 不同工況下滑油系統(tǒng)帶走熱量占比對比

3.3.3.5 廢氣系統(tǒng)帶走的熱量占比分析

相比于原機(jī)冷卻系統(tǒng)，電控冷卻系統(tǒng)中廢氣系統(tǒng)帶走熱量占比一定程度上得到提升，但是提升幅度不明顯。圖21為不同工況下廢氣系統(tǒng)帶走熱量占比對比。柴油機(jī)工況點(diǎn)1～工況點(diǎn)3下，原機(jī)冷卻系統(tǒng)中廢氣系統(tǒng)帶走熱量占比分別為26.75%、32.53%和35.41%；電控冷卻系統(tǒng)中廢氣系統(tǒng)帶走熱量占比分別為27.22%、33.26%和36.81%，相比原機(jī)分別增加0.47%、0.73%和1.40%。試驗(yàn)結(jié)果表明，由于電控冷卻系統(tǒng)一定程度上降低了冷卻強(qiáng)度，柴油機(jī)系統(tǒng)的熱負(fù)荷提升，燃油燃燒質(zhì)量得到提升，燃燒放熱率增加，燃燒室內(nèi)溫度提升，因此廢氣帶走熱量占比增加，但是增加幅度不是很大。

圖21 不同工況下廢氣系統(tǒng)帶走熱量占比對比

3.3.3.6 余項(xiàng)損失帶走的熱量占比分析

相比于原機(jī)冷卻系統(tǒng)，電控冷卻系統(tǒng)中余項(xiàng)損失帶走熱量占比提升較為明顯。圖22為不同工況下余項(xiàng)損失帶走熱量占比對比。柴油機(jī)工況點(diǎn)1～工況點(diǎn)3下，原機(jī)冷卻系統(tǒng)中余項(xiàng)損失帶走熱量占比分別為12.57%、3.05%和0.21%，電控冷卻系統(tǒng)中余項(xiàng)損失帶走熱量占比分別為16.08%、6.37%和0.89%，相比原機(jī)分別增加3.51%、3.32%和0.68%。試驗(yàn)結(jié)果表明，電控冷卻系統(tǒng)在提升柴油機(jī)熱效率和燃油經(jīng)濟(jì)性的同時(shí)，也在一定程度上增加了余項(xiàng)損失，其原因是柴油機(jī)的試驗(yàn)環(huán)境溫度為19℃，環(huán)境溫度相對較低，柴油機(jī)熱負(fù)荷提升，柴油機(jī)整機(jī)溫度得到提高，因此柴油機(jī)系統(tǒng)的輻射散熱量較大，導(dǎo)致柴油機(jī)余項(xiàng)損失占比增加。

圖22 不同工況下余項(xiàng)損失帶走熱量占比對比

4 結(jié)論

（1）在柴油機(jī)變負(fù)荷條件下，電控冷卻系統(tǒng)能夠使淡水出機(jī)溫度穩(wěn)定在80℃左右，淡水進(jìn)出機(jī)溫差穩(wěn)定在4℃左右，電控系統(tǒng)具備精度較高、波動幅度小、穩(wěn)定時(shí)間短的優(yōu)點(diǎn)。

（2）相比于傳統(tǒng)冷卻系統(tǒng)，電控冷卻系統(tǒng)在柴油機(jī)轉(zhuǎn)速900 r/min、負(fù)荷率30%，轉(zhuǎn)速1 200 r/min、負(fù)荷率60%和轉(zhuǎn)速1 500 r/min、負(fù)荷率90%的工況點(diǎn)，耗油率分別降低9.4 g/（kW·h）、6.8 g/（kW·h）和3.9 g/（kW·h），燃油經(jīng)濟(jì)性得到改善。

（3）在3個(gè)柴油機(jī)試驗(yàn)工況點(diǎn)（柴油機(jī)轉(zhuǎn)速900 r/min、負(fù)荷率30%，轉(zhuǎn)速1 200 r/min、負(fù)荷率60%和轉(zhuǎn)速1 500 r/min、負(fù)荷率90%）下，相比于原機(jī)冷卻系統(tǒng)，電控冷卻系統(tǒng)中有效功率帶走熱量占比分別增加1.39%、1.44%和0.80%；淡水系統(tǒng)帶走熱量占比分別降低3.56%、3.13%和1.50%；滑油系統(tǒng)帶走熱量占比分別降低2.86%、3.72%和1.70%。因此，冷卻損失減少，柴油機(jī)熱效率提高。