車用發動機冷卻系統匹配計算研究

鄧義斌

（武漢理工大學能源與動力工程學院 武漢 430063）

隨著現代車用發動機采用更加緊湊的設計和具有更大的升功率，強化程度越來越高，使發動機的熱負荷有較大提高，對車用發動機的冷卻系統提出更高的要求［1］.傳統的冷卻系統設計是根據相似車輛積累的經驗進行的，相關的熱力學參數和技術參數是在一定的經驗范圍內來選擇，但是影響這些參數的因素相當復雜，不僅受到設計要求、換熱元件特性（阻力特性、熱力特性、幾何特性）等確定因素的影響，而且還受待定參數相互之間甚至人為因素等不確定因素的影響［2］.設計人員把大量的時間和精力用于繁重的計算中，而且經過若干次試算，最后不一定能取得滿意的結果.因此，建立一個可以對各部件的匹配性能進行預測分析且方便快捷的發動機冷卻系統模擬計算平臺是很有意義的.本文運用一維流體系統仿真分析軟件Flowmaster建立車用發動機冷卻系統的計算模型，預測分析系統的匹配性能.

1 Flowmaster下冷卻系統模型的建立

1.1 冷卻系統模型的建立

車用水冷式發動機通常都采用閉式強制循環冷卻系統，即利用水泵強制冷卻液在發動機機體和缸蓋中的水套等組成的封閉循環通路中流動，冷卻水溫的控制主要由節溫器調節流向散熱器的冷卻水流量來實現.閉式強制循環冷卻系統主要由水泵、散熱器、冷卻風扇、節溫器、機油冷卻器、發動機機體和氣缸蓋中的水套以及循環管路等組成.根據汽車發動機冷卻系統的結構，在Flowmaster建立的冷卻系統計算模型如圖1所示，圖中P為壓力元件；F為流量元件；ω為轉速控制元件.

圖1 Flowmaster冷卻系統計算模型

在Flowmaster軟件中，將冷卻系統的主要部件定義為壓損元件，同時將水套、散熱器、中冷器、機油冷卻器等定義為換熱元件，換熱元件的換熱面積或換熱效率等參數作為邊界條件輸入［3－5］.

1.2 研究對象及邊界條件

研究對象為某型重載車用柴油機，主要參數為：發動機型式為四沖程、四氣門、直列六缸、共軌直噴、水冷；缸徑×行程為123mm×156mm；發動機排量為11.12L；進氣方式為增壓中冷；壓縮比為16.4∶1；額定功率為266kW；額定轉速為1 900r／min.

邊界條件有系統參數和元件參數.

1）系統參數 冷卻水為乙二醇／水 （50%／50%）；計算類型為汽車熱管理傳熱穩態計算.

2）元件參數 水泵參數其額定流量0.006 9m3／s，額定壓頭18m，額定轉速2 700 r／min，模型計算需要水泵流量壓頭Suter曲線；機油冷卻器參數其水側入口截面積為0.000 707m2，滑油側截面積為0.000 177m2，機油冷卻器效率為0.08（根據廠家提供性能數據計算），模型計算需要水側流阻特性曲線；發動機水套參數其水套入口截面積為0.000 314m2，傳熱面積為3.78m2，標定點表面傳熱系數為8 467 W／（m2·K）（HTC通過對整個水套進行CFD計算得到），模型計算需要水套流阻特性曲線；節溫器參數其時間常數為3s，溫度滯后值為5℃，模型計算需要節溫器的溫升曲線；散熱器參數其水側入口截面積為0.002 826m2，空氣側截面積為0.684 64m2，換熱效率為0.61，水側和空氣側流阻特性曲線；其風扇參數外徑為0.68m，掃掠面積為0.294m2，額定轉速為2 600r／min，模型計算需要風扇流量壓差曲線；中冷器參數其增壓空氣側入口截面積為0.005 024m2，冷卻空氣側截面積為0.486 85m2，中冷器效率為0.74，模型計算需要冷卻空氣側流阻特性曲線.

1.3 模型的標定

模型的標定是通過發動機熱平衡試驗和冷卻液循環管路特性試驗進行的.在標定工況下模型計算值與試驗值如表1所列.由表1可見模型計算值與試驗值比較接近，其誤差均不超過5%，說明該模型可用于冷卻系統的預測分析.

2 標定工況下計算結果分析

在環境溫度35℃、散熱效率0.61時，標定工況下模擬實際熱平衡計算結果收斂，主要元件參數計算結果見表2.由表2可知，由于發動機傳遞給冷卻系統的熱流量較大，冷卻水溫比較高，所以節溫器關閉小循環，使所有的高溫冷卻水流向散熱器才能達到熱平衡.冷卻水流經發動機溫升并不大，僅為7.13℃，但由于發動機冷卻水入口溫度較高，發動機冷卻水出口溫度超過100℃，接近冷卻水的沸點110℃.在比標定工況稍惡劣的工況條件下，冷卻水容易出現“開鍋”現象，冷卻系統將不能滿足使用要求.由此可見當前冷卻系統配置不合理，應選用散熱效率更高的散熱器.

表1 標定工況下計算值與試驗值

表2 標定工況下計算結果

冷卻系統大循環的沿程節點溫度如圖2所示.由圖2可知，發動機冷卻水的溫升主要是在發動機水套內，而機油冷卻器放熱量相對水套放熱量要小得多，所以機油冷卻器的冷卻水進出口溫度變化很小，溫降則主要在散熱器內，因為發動機水套和機油冷卻器的放熱量主要由散熱器帶走.由于節溫器關閉了冷卻水小循環，所以從散熱器出口到大小循環匯合處的溫度幾乎不變.冷卻系統大循環的沿程節點壓力如圖3所示.由圖3可見，水泵提供的壓頭主要在發動機水套、機油冷卻器、節溫器和散熱器處損耗，其中在發動機水套的壓力損失最大.冷卻系統大循環的沿程流速如圖4所示.由圖4可見冷卻水流速在發動機水套處達到最大，主要是因為相對其他流動管路和元件，水套內流道較狹窄，在流量相同的情況下，流速較高，壓力損失也較大.

圖2 沿程節點溫度曲線（大循環）

圖3 沿程節點壓力曲線（大循環）

圖4 沿程流速曲線（大循環）

3 不同條件下的冷卻系統匹配分析

3.1 散熱器散熱效率的影響

散熱器換熱效率是影響整個冷卻系統性能的重要因素.根據發動機試驗數據，標定點時水泵流量為0.005 14m3／s，水套散熱量為140kW，進風溫度為35℃，取散熱效率0.5，0.54，0.58，0.62，0.66，0.70，0.74，0.78進行計算，發動機進出口水溫度隨散熱效率變化如圖5所示.由圖5可知，發動機進出口水溫隨散熱器散熱效率的增大而降低，而進出口水溫溫差基本保持不變，當散熱效率較低時，由于熱量不能及時散發導致發動機水溫過高易出現開鍋現象，在散熱效率0.66以上，發動機進出口水溫均低于100℃，基本滿足使用要求，考慮到適用于更惡劣的工況，應選用散熱效率在0.7以上的散熱器.散熱器散熱量隨散熱效率變化如圖6所示，由圖6可見，散熱器的散熱量隨散熱效率的增大而增大.

3.2 水泵轉速的影響

圖5 發動機進出口水溫隨散熱效率變化圖

圖6 散熱器散熱量隨散熱效率變化圖

根據水泵的特性曲線，水泵的轉速會影響泵的壓頭和流量，從而影響冷卻系統的性能.取水泵轉速為700，1 000，1 300，1 600，1 900，2 200r／min時，考察散熱器散熱效率為0.61，0.71兩種情況，計算結果分別如表3、表4所示.由表3、表4可見，水泵流量隨轉速增加而增大.當散熱器散熱效率為0.61時，發動機出口水溫均超過100℃，進一步說明系統配置散熱效率為0.61的散熱器是不合理；而散熱器散熱效率為0.71時，發動機出口水溫均不超過100℃.另外，發動機出口水溫與水泵轉速沒有直接的線性關系，但發動機進出口水溫溫差隨轉速的增大而降低（圖略）.

表3 散熱效率0.61時不同轉速計算結果

表4 散熱效率0.71時不同轉速計算結果

3.3 機艙背壓的影響

為考察機艙流動性對冷卻系統的影響，取機艙背壓為100.6，100.8，101.0，101.2，101.4kPa進行計算.隨著機艙內壓力的增加，發動機進出水溫度增加很明顯，主要是因為隨著背壓的增加風量減小，從而導致散熱器散熱量減小.當機艙背壓在101kPa以上時，配備散熱效率為0.61散熱器的發動機冷卻水出口溫度均超過100℃.發動機冷卻系統受背壓影響較大，有必要進一步對機艙內三維流動進行分析，盡量減小背壓.

3.4 進風溫度的影響

現代車用發動機的散熱器是置于中冷器之后的，因此汽車進風溫度間接影響散熱器的進氣溫度.取汽車進風溫度（℃）為30，35，40，45，50，對標定工況點不同進風溫度的冷卻系統進行計算.進風溫度的增加導致發動機冷卻液進出口溫度的升高，當進風溫度在40℃以下時，配備散熱效率為0.71的散熱器發動機冷卻水出口溫度均不超過100℃.進風溫度的升高導致散熱器出風口溫度的升高.

3.5 迎風速度的影響

迎風速度與車輛行駛速度有關，迎風速度取0，5，10，15，20，25，30，35m／s進行計算.發動機進出口水溫隨迎風速度變化.隨著迎風速度的增大，發動機進出口水溫逐漸降低.主要原因是迎風速度的增加使得通過散熱器的空氣流量增大，冷卻風扇空氣流量隨迎風速度變化.當車輛行駛速度超過15m／s時，冷卻風扇空氣流量增加得很快，發動機水溫開始下降較快；此時當配備散熱效率為0.61的散熱器，發動機冷卻水出口水溫均在100℃以下，但考慮到滿足車輛低速重載時的冷卻要求，仍需要提高散熱器的散熱效率.

4 結 論

1）對標定工況點的計算結果表明，目前的配置不能滿足冷卻系統的要求，需選配散熱效率更高的散熱器.

2）對標定點時不同進口風溫、風速及不同散熱器散熱效率下的計算結果表明，在環境溫度40℃以下，配備散熱效率為0.71散熱器基本可以滿足使用要求，如果工作條件更為惡劣（如赤道附近的高溫區域），仍需配備散熱效率更高的散熱器.

3）對不同水泵轉速下的計算結果表明，水泵轉速與發動機出口水溫并無直接關系，想通過提高水泵轉速來降低發動機出口水溫是不可行的.

4）對不同發動機機艙背壓下的計算結果表明，機艙內的空氣流通性對發動機的散熱影響較大，應盡量減小機艙的背壓，提高散熱效果.

通過Flowmaster提供的一維／三維聯合仿真接口［6］，可在冷卻系統匹配一維計算的基礎上，聯合水套、散熱器三維流動計算，從冷卻系統各部件結構設計到整體性能進行匹配優化分析.

［1］成曉北，潘 立，鞠洪玲.現代車用發動機冷卻系統研究進展［J］.車用發動機，2008（1）：1－6

［2］于海群.發動機冷卻系統匹配設計及動態特性仿真［D］.南京：江蘇大學能源與動力工程學院，2007.

［3］成曉北，潘 立，周祥軍.車用發動機冷卻系統工作過程與匹配計算［J］.汽車工程，2008（9）：758－763

［4］Burke J，Haws J.Vehicle thermal systems modeling using flowmaster2［C］／／SAE，Paper，No.2001－01－1696，2001.

［5］ Sidders J A，Tilley D G.Optimizing cooling system performance using computer simulation［C］／／SAE Paper，No.971802，1997.

［6］Norihiko Wantanabe，Masahiko Kubl.An 1D－3Dintegrating numerical simulation for engine cooling problem［C］／／SAE Paper No.2006－01－1603，2006.