自然吸氣直列3缸柴油機冷卻系統的優化

【印度】 V.Kale B.Raju V.Dhiman

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冷卻系統

自然吸氣直列3缸柴油機冷卻系統的優化

【印度】 V.Kale B.Raju V.Dhiman

通過增大發動機的缸徑和行程，以及其他設計改造來提升發動機的功率。通過優化冷卻水套設計和水泵流量參數解決與冷卻有關的問題。在保持發動機機體外形尺寸不變的情況下增大缸徑會導致氣缸體和氣缸套之間的冷卻水套減小，從而導致熱負荷增加，采用優化冷卻水套和改造水泵設計。來提高發動機的冷卻能力。內燃機冷卻系統包括具有復雜結構的水套。針對這些復雜的系統，計算流體動力學(CFD)模擬在短時間內就可以完成。CFD理論上具有模擬任何物理條件的能力。針對1款直列3缸水冷式柴油機，采用STAR CCM+軟件8.04版本進行了有效優化。通過k-ε湍流模型，研究了冷卻水流速和溫度分布。采用UG NX 7.5軟件對氣缸體和氣缸蓋進行了模擬。

優化 氣缸體 氣缸蓋 冷卻系統 CFD模擬

0 前言

為了提升發動機功率，可采用增大缸徑和行程，以及提高平均有效壓力等方法。該項目通過將發動機缸徑增大3%和升級改造發動機冷卻系統使發動機功率提升7%，且改造后的冷卻系統比原機型的更好。

由于熱負荷增加，針對新流量要求的優化步驟主要由以下幾方面組成：確定最終水孔尺寸，改變發動機機體幾何形狀，優化進口冷卻水流量，相應改變水泵幾何形狀，并且還提出了建議采用的冷卻水流量，可減小散熱器的尺寸，從而節省空間(圖1)。

1 冷卻系統優化的需求

在內燃機中，除了有用功，還存在諸如冷卻損失、排氣損失和其他損失等能量損失。為了進行冷卻優化，研究人員預判存在30%的冷卻損失改善空間。

由于本研究采用的3缸發動機不具備EGR冷卻器和機油冷卻器，因此，水泵上的冷卻負荷僅是發動機冷卻水通過氣缸體和氣缸蓋之后的溫升。假設水泵的效率為47.4%，現有發動機所需的冷卻水流量為1.133kg/s。

如圖2所示，在計算流體動力學(CFD)分析中，為了得出冷卻水流速分布，需要考慮發動機氣缸體和氣缸蓋總成上的5個截面：(1) 發動機下止點處的截面AA；(2) 流入氣缸體(進水口)處的截面BB；該截面決定水套中的水流量；(3) 上止點處的截面CC；(4) 氣門鼻梁區的截面DD；(5) 由發動機氣缸蓋流出(出水口處)的截面EE。

2 氣缸體和氣缸蓋總成的CFD分析

流入氣缸體的冷卻水(進口質量流量)為1.133kg/s(設該流量為100%，其他流量均參照此流量)，流入氣缸體的冷卻水(進口溫度)為87 ℃。出口分流率設定為1。火力面功率達到44hp*為了符合原著本意，本文仍沿用原著中的非法定單位——編注。時變熱流(表1)。

用自動網格生成器生成多面體單元網格單元最小尺寸和最大單元尺寸分別為5mm和40mm。總計生成了4162112個單元。收斂判據設定為迭代1000次。

表1 原發動機與改造后的新發動機的規格比較

3 水道尺寸優化

原發動機和新發動機，都有7個水孔用于冷卻水從氣缸體流入氣缸蓋，其中4個水孔的直徑為6mm，3個水孔的直徑為10mm。由于新發動機的熱負荷增加，為了獲得更好的冷卻效果，必須增大水孔直徑以增加水流量。冷卻水的初始質量流量為1.133kg/s。改變了原發動機的水孔尺寸，并且記錄了壓降值(表2)。結果表明，由于流通面積增大，壓降值減小。對于缸徑增大的新發動機，需要將水孔的尺寸加大以增大水流量。雖然壓降隨冷卻水流量的增加而增大，但是處在可接受的范圍內。

表2 對應不同流量的壓降值

針對上述壓降結果，將水道孔的直徑設置為8mm(4個孔)和12mm(3個孔)，并進行了氣缸體和氣缸蓋總成在水道尺寸增大后的CFD分析(圖3)。

4 增加冷卻水流量的需求

通過采用建議的冷卻水流量，發動機的熱負荷逐漸降低。100%、125%、150%和200%的水流量分別為1.133 kg/s、1.416kg/s、1.67kg/s和2.266kg/s。

針對不同的水流量對原發動機和新發動機進行了比較。在該比較中，考慮的因素主要包括氣缸套溫度、氣缸體溫度，以及氣缸蓋火力面溫度。此外，針對不同的流量條件對各種截面上的冷卻水流速進行了分析(圖4)。

5 結果與討論

5.1 發動機下止點處的缸體截面 AA

原發動機由于缸徑較小，氣缸套和氣缸體之間冷卻水流通面積大。因此，對于相同的水流量，原發動機的水流速與具有更大缸徑的新發動機相比更低。在該截面上可以看出，新發動機的冷卻水流速比現有發動機增大了約32%。此外，對于125%、150%和200%冷卻水流量，由于流量增加，流速相應分別增大了55%、88%和161%。

5.2 發動機進水口處的缸體截面 BB

該截面是直通發動機氣缸體的進水口。結果表明，該截面的流速比前一截面的相對較大。

5.3 發動機上止點處的缸體截面 CC

該截面在發動機中非常重要，因為最大燃燒壓力和最高溫度均產生于該截面。所以該截面的冷卻要求應該是高效的。CFD結果表明，該截面的流速值幾乎與發動機進水口處相同。

5.4 氣缸蓋氣門鼻梁區的截面DD

該區域接近氣缸蓋的火力面，暴露于極高的溫度環境中。由于螺栓擰緊力的作用，在氣缸蓋底板上會產生機械應力，如果鼻梁區的冷卻不恰當，還會產生熱應力，從而導致出現額外的變形。CFD結果表明，該截面冷卻水流速最大。對于100%質量流量，原發動機和新發動機的流速分布趨勢幾乎相同。

5.5 氣缸蓋出水口處的截面 EE

在氣缸蓋出水口處，需要冷卻水從發動機平穩地流入散熱器。進入散熱器的冷卻水的出口尺寸比水泵流向氣缸體的進水口的尺寸大。在CFD分析中也觀察到流速降低現象。

5.6 氣缸體中的溫度分布

與現有發動機相比，由于新發動機的冷卻水流通面積減小，氣缸體的溫度升高了4 ℃。當冷卻水流量增加到125%，最高氣缸體溫度幾乎相同。對于150%和200%流量，與原發動機相比，新發動機的溫度分別下降了4 ℃和11 ℃。

5.7 氣缸套中的溫度分布

當冷卻水進入發動機時，首先冷卻第一個氣缸，然后依次冷卻第二個和第三個氣缸。因此，第一個氣缸的最高溫度比第二個和第三個氣缸低。第三個氣缸的溫度最高。在CFD分析中，針對不同的流量，原發動機和新發動機的溫度趨勢相同。與原發動機相比，由于新發動機的冷卻水流通面積減小，100%流量下其氣缸套的最高溫度升高了2 ℃。而125%、150%和200%流量下，新發動機的氣缸套溫度分別降低了2 ℃、5.5 ℃和12 ℃。

5.8 氣缸蓋中的溫度分布

與原發動機相比，由于新發動機的冷卻水流通面積減小，100%流量下其氣缸蓋的最高溫度升高了2 ℃。而125%、150%和200%流量下，新發動機的氣缸蓋溫度分別降低了6 ℃、12 ℃和21 ℃。

6 水泵幾何形狀優化

內燃機用離心式水泵的流量取決于泵內葉輪的各種幾何參數。這些參數包括葉輪內徑、進口處的葉片寬度和進口處的葉片角。除葉輪外，流量還取決于曲軸皮帶輪有效直徑與水泵皮帶輪有效直徑的比值。

由于燃料熱量的30%傳遞給冷卻水作為冷卻損失，因此需要采用流量值1.133kg/s作為100%流量。為了應對增大的熱負荷，以及實現氣缸體內3個氣缸套的均勻冷卻，最終采用了200%的冷卻液流量。因此，為使流量從100%增大至200%，通過增大曲軸皮帶輪有效直徑與水泵皮帶輪有效直徑的比值提高水泵的轉速。為此，將水泵皮帶輪的有效直徑減小8mm，同時，曲軸皮帶輪直徑增大了16mm，水泵葉輪內徑增大了10mm，進口處的葉輪葉片角增大了13.3°以提高水泵轉速。所以，可以通過改變皮帶輪和葉輪的尺寸的方式，增加各種冷卻要求下的水泵流量。

當冷卻水流量要求加倍時，進入發動機氣缸體的進水面積也相應增大，以滿足流量增大的需求。因此，將初始的三角形進水口變成了矩形進水口，截面積的增加也使發動機氣缸體和氣缸蓋總成中的壓降減小(圖5)。

由于要將現有發動機的功率提升到新發動機的功率，必須提高現有發動機的強度和剛度。如圖6所示，新發動機缸體采用了復雜的加強筋設計，并且，加強筋結構對振動具有良好的穩定性。

7 結語

本文用CFD分析得出發動機各截面上冷卻水的流速分布，以及氣缸套、氣缸體和氣缸蓋的溫度分布。采用CFD分析，節省了項目在設計階段的時間和成本。

在提升發動機功率時，由于冷卻水套面積減小而導致溫度升高。因此，逐步增加水流量和優化水孔的尺寸以降低溫度和熱負荷。將水流量增大至200%，不僅大大降低了熱負荷，而且還有助于優化散熱器尺寸。盡管水流量增大導致發動機的壓降增大，但是數值在可接受的范圍內。

此外，為了適應水流量增大的需求，還改變了發動機氣缸體結構及進水口形狀，并對外部加強筋結構進行了改造。

孫丹紅 譯自 SAE Paper 2014-01-2338

劉巽俊 校

虞 展 編輯

2015-01-15)