單缸發(fā)動機冷卻系統(tǒng)分析及性能提升研究

譚禮斌,袁越錦

(陜西科技大學 機電工程學院,陜西 西安 710021)

隨著科學技術的進步,發(fā)動機在動力及功率方面不斷提高,同時熱負荷也會隨著功率的提高而增加,這對發(fā)動機冷卻系統(tǒng)提出了更高的要求[1]。發(fā)動機冷卻系統(tǒng)作為發(fā)動機核心系統(tǒng)之一,其主要作用是保證發(fā)動機在適宜的溫度下運行,避免局部過熱而產生部件熱疲勞、拉缸現(xiàn)象[2]。近年來,隨著計算機仿真技術的發(fā)展,采用計算流體力學方法(computational fluid dynamics,CFD)對發(fā)動機冷卻系統(tǒng)性能已進行了部分研究。如成曉北等[3]對發(fā)動機冷卻系統(tǒng)工作循環(huán)工程進行仿真分析,詳細分析了影響冷卻系統(tǒng)冷卻性能的關鍵因素。徐玉梁等[4]研究了一種雙回路冷卻系統(tǒng)對發(fā)動機機體溫度的影響,為冷卻系統(tǒng)設計提供了新思路。顧寧等[5]提出了冷卻系統(tǒng)能耗評價指標,并開展了冷卻系統(tǒng)匹配及優(yōu)化分析,解決了冷卻系統(tǒng)流量不足而導致水溫偏高的問題。葛銳等[6]開展了類似研究,再次說明了冷卻系統(tǒng)循環(huán)流量不足易導致系統(tǒng)水溫高的問題。張博等[7]通過熱平衡實驗研究了冷卻系統(tǒng)流量對發(fā)動機性能的影響?？梢?CFD分析方法的高效性及預測結果的可靠性已在發(fā)動機冷卻系統(tǒng)分析及工程設計與優(yōu)化領域廣泛應用,且可減少反復實驗耗費的人力財力,縮短研發(fā)周期[8-9]。

發(fā)動機冷卻系統(tǒng)工作循環(huán)流量對發(fā)動機運行時的水溫具有顯著影響,為確保發(fā)動機冷卻系統(tǒng)具有較好的冷卻性能,需保證發(fā)動機冷卻系統(tǒng)循環(huán)具有滿足冷卻需求的冷卻液流量。因此,為評估某單缸發(fā)動機冷卻系統(tǒng)工作流量大小,采用CFD方法對該單缸發(fā)動機冷卻系統(tǒng)開展系統(tǒng)阻力和水泵性能仿真分析,確定系統(tǒng)工作流量,并從系統(tǒng)阻力降阻和提升水泵性能層面提升該冷卻系統(tǒng)的工作流量,改善其冷卻性能。研究結果可為單缸發(fā)動機冷卻系統(tǒng)流量評估及流量提升提供參考。

1 發(fā)動機冷卻系統(tǒng)性能分析模型搭建

1.1 物理模型

該單缸發(fā)動機冷卻系統(tǒng)由冷卻水泵、水套、節(jié)溫器、散熱器及管路組成。為分析該冷卻系統(tǒng)初始結構的系統(tǒng)流量,需對冷卻系統(tǒng)流動阻力及水泵性能進行分析,從而匹配得到該冷卻系統(tǒng)在現(xiàn)有結構下的系統(tǒng)流量。圖1為冷卻系統(tǒng)計算域的幾何模型及網格模型,該模型包含了水套、節(jié)溫器、散熱器及管路,用于分析冷卻系統(tǒng)的流動阻力。采用流體分析軟件STAR-CCM+中多面體網格技術和邊界層網格技術對冷卻系統(tǒng)計算域模型進行網格劃分,同時采用體加密的網格細化方法對散熱器流道進行網格細化,劃分完成后的網格數(shù)量為1.1×107個。圖2為冷卻系統(tǒng)動力源部件水泵計算域的幾何模型及網格模型。該計算域的網格也采用多面體網格和邊界層網格劃分,最大網格尺寸為1.0 mm,最小網格尺寸為0.5 mm,邊界層層數(shù)為5層,邊界層厚度為0.4 mm,劃分完成后的網格數(shù)量為1.5×106個。

圖1 冷卻系統(tǒng)計算域的幾何模型及網格模型

圖2 冷卻系統(tǒng)動力源部件-水泵計算域的幾何及網格模型

1.2 數(shù)學模型及邊界條件

選用k-ε兩方程湍流模型開展該單缸發(fā)動機冷卻系統(tǒng)流動阻力特性及冷卻水泵性能的分析。模擬中冷卻液視為不可壓縮的穩(wěn)態(tài)流動狀態(tài),過程中不考慮溫度。因此,該單缸發(fā)動機冷卻系統(tǒng)數(shù)值模擬中涉及到的數(shù)學模型主要為連續(xù)性方程、動量方法和湍流模型方程[10-11]。

冷卻液為乙二醇和水體積分數(shù)各50%的混合溶液,溫度為95 ℃,密度為1 027 kg/m3,動力粘度為7.6×10-4Pa·s。冷卻系統(tǒng)流動阻力計算時入口流量設置為30、25、20、15、10、5 L/min六個工況點,出口壓力為0。壁面邊界采用STAR-CCM+軟件中Two-layer All Y+Wall Treatment函數(shù)處理,采用無滑移壁面條件。冷卻水泵性能計算時,葉輪旋轉通過旋轉參考坐標系法(moving reference frame, MRF)實現(xiàn),水泵轉速為4 750 r/min。冷卻水泵質量流量入口邊界按照表1設置,壓力出口邊界設置為0,通過21 000步的迭代計算實現(xiàn)不同流量工況下水泵性能計算。

表1 冷卻水泵邊界條件設置

2 冷卻系統(tǒng)分析

2.1 冷卻系統(tǒng)流動阻力分析

圖3為流量20 L/min時冷卻系統(tǒng)的流動阻力分配及冷卻液流速分布結果。該流量工況下的冷卻系統(tǒng)阻力為50.00 kPa。節(jié)溫器部件的流動阻力為22.10 kPa,占總阻力的44%左右。冷卻系統(tǒng)的阻力損失都發(fā)生在節(jié)溫器部件位置。表明節(jié)溫器部件的過流面積太小,節(jié)溫器中節(jié)溫閥全開時候的升程較小,給冷卻液流動造成較大的流動阻力。因此,節(jié)溫器部件處的壓力損失需要通過調整節(jié)溫器部件的過流面積或節(jié)溫閥全開時的最大升程來進行改善,從而降低該冷卻系統(tǒng)的流動阻力,為后續(xù)水泵工作流量點的匹配提供阻力目標值。從冷卻液流速分布可以看出,整個冷卻系統(tǒng)中冷卻液流速分布較好,不存在流動死區(qū),節(jié)溫器處的局部流速較大,造成局部壓力劇增。

圖3 冷卻系統(tǒng)流動阻力分配及冷卻液流速分布

2.2 冷卻水泵性能分析

圖4為冷卻水泵性能測試臺架布局示意圖。冷卻水泵性能測試參照國家標準QCT 288.1-2001 《汽車發(fā)動機冷卻水泵試驗方法》進行[12],獲取原冷卻系統(tǒng)冷卻水泵性能并為水泵性能計算模型提供實驗驗證數(shù)據(jù)。圖5為冷卻水泵性能仿真與實測結果對比。CFD計算得到的揚程、效率、軸功率參數(shù)與實測結果變化趨勢基本一致,誤差在10%以內,說明構建的冷卻水泵CFD計算模型是有效的,可用于后續(xù)冷卻水泵改進方案的性能計算。

圖4 冷卻水泵性能測試臺架布局示意圖

圖5 冷卻水泵性能仿真與實測結果對比

2.3 冷卻系統(tǒng)工作流量點

圖6為冷卻系統(tǒng)工作流量點確認曲線。通過冷卻系統(tǒng)流動阻力曲線與冷卻水泵性能曲線間的交點得到該冷卻系統(tǒng)在此水泵轉速工況下的系統(tǒng)流量點為16.5 L/min。采用該系統(tǒng)工作流量進行發(fā)動機水溫匹配分析獲得該發(fā)動機在最大功率運行時的最高水溫約為106 ℃,水溫略高。建議對冷卻系統(tǒng)工作流量進行提升,改善發(fā)動機極限工況運行下的最高水溫值。關于冷卻系統(tǒng)工作流量點的提升,可以從降低冷卻系統(tǒng)流動阻力和提升水泵性能兩方面開展。

圖6 冷卻系統(tǒng)工作流量點

3 冷卻系統(tǒng)性能提升研究

3.1 冷卻系統(tǒng)流動阻力對系統(tǒng)流量的影響

為提升冷卻系統(tǒng)工作流量,首先研究冷卻系統(tǒng)流動阻力對系統(tǒng)流量的影響。從冷卻系統(tǒng)流動阻力分配可知,節(jié)溫器部件處的流動阻力約占總阻力的44%,節(jié)溫器部件處流動阻力大是造成冷卻系統(tǒng)總阻力大的根源,因此可從降低節(jié)溫器流動阻力來降低冷卻系統(tǒng)的流動阻力。圖7為節(jié)溫器結構改進前后對比。節(jié)溫器改進后其流通面積比原節(jié)溫器流通面積增加約40%,可起到降低流動阻力的作用。圖8為冷卻系統(tǒng)流動阻力對系統(tǒng)流量的影響。冷卻系統(tǒng)流動阻力降低10%,系統(tǒng)流量從16.5 L/min提升至17.2 L/min,增幅為4%;冷卻系統(tǒng)流動阻力降低20%,系統(tǒng)流量從16.5 L/min提升至18.2 L/min,增幅為10%。采用優(yōu)化后的節(jié)溫器部件,冷卻系統(tǒng)流動阻力可降低約25%,系統(tǒng)流量從16.5 L/min提升至19.0 L/min,增幅為11.5%。由此可見,節(jié)溫器部件結構改進后冷卻系統(tǒng)流動阻力降低明顯,冷卻系統(tǒng)工作流量可提升2.5 L/min。

圖7 節(jié)溫器結構改進前后對比

圖8 冷卻系統(tǒng)阻力對系統(tǒng)流量的影響

3.2 冷卻水泵性能對系統(tǒng)流量的影響

冷卻水泵作為冷卻系統(tǒng)的動力源部件,其性能提升有利于系統(tǒng)流量的提升。為研究冷卻水泵性能對該單缸發(fā)動機冷卻系統(tǒng)流量的影響,基于原水泵設計了圖9的3種冷卻水泵改進方案,旨在提升水泵性能。該冷卻水泵的葉輪直徑值、葉輪高度值及葉片寬度值為冷卻水泵在發(fā)動機上安裝空間及制造工藝的極限可實施方案。圖10為冷卻水泵性能提升后系統(tǒng)工作流量曲線及軸功率對比曲線。3種冷卻水泵方案相較于原水泵性能都有較大的提升。優(yōu)化水泵1狀態(tài)的冷卻系統(tǒng)工作流量為17.8 L/min,增幅為8%;優(yōu)化水泵2狀態(tài)的冷卻系統(tǒng)工作流量為18.3 L/min,增幅為11%;優(yōu)化水泵3狀態(tài)的冷卻系統(tǒng)流量為20.0 L/min,增幅為21%。優(yōu)化水泵1、2、3相比原水泵軸功率分別增加了50、75、100 W,增幅為35%、60%、110%。

圖9 冷卻水泵優(yōu)化方案改動點說明

圖10 冷卻水泵性能提升前后的系統(tǒng)工作流量及軸功率對比

3.3 冷卻系統(tǒng)優(yōu)化方案及工作流量確認

圖11為冷卻系統(tǒng)阻力和冷卻水泵性能優(yōu)化后的冷卻系統(tǒng)工作流量點曲線。冷卻系統(tǒng)阻力降低和冷卻水泵性能提升的綜合作用下,冷卻系統(tǒng)工作流量提升更明顯。優(yōu)化后的冷卻系統(tǒng)阻力曲線與優(yōu)化水泵方案1、2、3的性能曲線匹配獲得相應的冷卻系統(tǒng)工作流量值分別為20.5、21.0、24.0 L/min,增幅分別為24%、27%、45%。結合水泵的功耗增加幅度,優(yōu)化水泵1狀態(tài)相比原水泵功耗增加最小,因此建議選擇優(yōu)化水泵1作為冷卻系統(tǒng)工作流量提升方案,工作流量為20.5 L/min。采用優(yōu)化后的工作流量點進行發(fā)動機水溫匹配分析,獲得該發(fā)動機在發(fā)動機最大功率運行時的最高水溫約為102 ℃,降低了4 ℃,基本滿足極限工況的使用需求。若需再改善發(fā)動機極限工況下的最高水溫,可從搭載的整車風場及散熱器部件方面考慮,通過合理組織整車流場分布及散熱器選型來改善最高水溫值。

圖11 優(yōu)化后冷卻系統(tǒng)工作流量點

4 結論

該單缸發(fā)動機冷卻系統(tǒng)在水泵轉速4 750 r/min時的系統(tǒng)流量為16.5 L/min,冷卻系統(tǒng)流動阻力分配中節(jié)溫器部件的壓力損失最大,占總阻力的44%;節(jié)溫器流通面積增加40%后,冷卻系統(tǒng)流動阻力可降低約25%,系統(tǒng)流量增幅為11.5%。對水泵性能提供了3種水泵結構改進方案,系統(tǒng)流量分別增加8%、11%、21%,功耗分別增加50、75、100 W。經系統(tǒng)阻力優(yōu)化和水泵性能提升后,優(yōu)化水泵1、2、3的系統(tǒng)流量分別為20.5、21.0、24.0 L/min,增幅分別為24%、27%、45%。結合水泵功耗增加幅度,建議選擇優(yōu)化水泵1作為冷卻系統(tǒng)工作流量提升方案并開展樣件制作及實驗驗證。研究結果可為單缸發(fā)動機冷卻系統(tǒng)分析及系統(tǒng)流量提升提供方法參考。