冷卻系統對船用柴油機性能參數的影響研究

張 博，張 萍，王 銀

(海軍工程大學 動力工程學院，湖北 武漢 430033)

柴油機作為熱功轉換的動力機械，由于其經濟性好、功率范圍廣、機動性靈活，而廣泛應用在船舶領域作為主動力[1]。本文采用GT系列內燃機仿真軟件，建立柴油機工作過程—冷卻系統—燃燒室耦合仿真模型，研究柴油機各項性能參數隨海水泵轉速的變化規律。耦合仿真模型能夠更加真實貼近柴油機實際工作狀態，實現工作過程及冷卻系統的雙向模擬[2]，原因是柴油機周期性的燃燒放熱過程中，由于進氣量、進氣溫度、缸內溫度等因素變化會引起燃燒放熱規律的變化，進而影響壁面傳熱，冷卻水套水溫隨之變化；反過來，冷卻水溫的變化反作用于壁面傳熱，引起缸內溫度、進氣溫度、進氣量等因素的變化，進而影響缸內燃燒質量、壓縮終點壓力和溫度等，對柴油機的熱量分配產生影響[3-4]。耦合仿真模型避免了僅采用工作過程仿真模型只能進行單向熱傳遞的弊端。

1 耦合仿真模型的建立及標定

1.1 工作過程—冷卻系統—燃燒室耦合仿真模型

某船用高速柴油機直列6缸、增壓水冷、四沖程、雙循環冷卻，主要技術參數見表1，雙循環冷卻系統如圖1所示。由圖1知，淡水泵將冷卻水泵入滑油冷卻器冷卻滑油后，進入冷卻缸體及汽缸蓋，從機體出來的高溫淡水，經過節溫器作用，一部分直接回到淡水泵入口，另一部分經淡水冷卻器后回到淡水泵入口；外圍水經海水泵泵入中冷器冷卻高溫高壓空氣，再進入淡水冷卻器冷卻高溫淡水，之后回到海水柜。因此海水系統兼具冷卻增壓空氣和高溫淡水的作用，對柴油機性能有重大影響。

表1 技術參數

采用GT-Power軟件、GT-Cool軟件分別建立柴油機工作過程仿真模型、冷卻系統仿真模型，在GT-Suite軟件中建立燃燒室仿真模型。

以燃燒室仿真模型為耦合結合點，耦合柴油機工作過程仿真模型、冷卻系統仿真模型、燃燒室仿真模型，3個模型互為邊界條件。耦合過程的數據傳遞如圖2所示。

1)在GT-Power中計算得到熱邊界條件，主要是將氣體邊界條件(包括缸蓋、缸套、活塞初始溫度以及各部件之間的換熱系數)和摩擦平均有效壓力，輸入到燃燒室仿真模型中。這一過程通過將燃燒室仿真模型的“Gas Boundary Conditions”選項設置為“From Cylinder”實現。

1-海水管路；2-淡水管路；3-空氣管路；4-廢氣管路；5-燃油管路；6-滑油管路；7-補水管路圖1 柴油機冷卻系統圖

圖2 耦合過程的數據傳遞

2)根據輸入熱邊界條件，計算燃燒室溫度場和各部分傳熱量，然后通過缸蓋冷卻水腔、缸套冷卻水套換熱系數、溫度與冷卻系統仿真模型進行熱量傳遞，冷卻系統溫度改變后，再以燃燒室壁面為媒介，通過對流換熱反作用于燃燒室，影響缸內溫度和進氣溫度，進而影響燃燒質量。這一過程通過更改工作過程仿真模型中缸壁溫度計算模式“Wall Temperature defined by FE Structure part”實現。

3)GT-Cool中建立的冷卻系統仿真模型的熱源，由工作仿真模型和燃燒室仿真模型所取代，為冷卻系統輸入熱量。

4)在GT-Suite集成操作界面中，將工作過程仿真模型與冷卻系統耦合燃燒室仿真模型耦合在一起，模型間互為邊界條件，將耦合模型設置為集成模塊。

1.2 耦合仿真模型的標定

按照標準推進特性Ne=Cn3進行仿真計算，Ne為柴油機功率，kW；C為與船型等有關的常數系數；n為柴油機轉速，r/min。選擇100%負荷點，即1 800 r/min(691 kW)額定工況點進行標定。缸壓曲線的仿真值與試驗值對比如圖3所示。仿真值與試驗值符合度較高，證明模型能夠反映缸內燃燒情況。

圖3 100%負荷點缸壓曲線仿真值與試驗值對比

對比100%負荷點性能參數仿真結果與試驗數據，結果如表2所示，仿真值與試驗數據相對誤差在10%工程允許誤差以內，模型可以應用于柴油機性能參數研究。

表2 性能參數對比結果

2 耦合仿真計算結果分析

當柴油機作為船舶動力驅動螺旋槳工作時，螺旋槳所需功率與轉速的三次方成正比，不計傳動損失，螺旋槳的吸收功率等于柴油機的輸出功率。選取25%、50%、75%、90%、100%、110%共計6個負荷點，分別對應工況點1 134 r/min(172 kW)、1 429 r/min(344 kW)、1 637 r/min(517 kW)、1 740 r/min(619 kW)、1 800 r/min(691 kW)、1 860 r/min(762 kW)。設置海水泵轉速2 000 r/min、2 200 r/min、2 600 r/min、3 000 r/min、3 300 r/min共計5種情況，研究海水泵轉速變化對油耗率、功率、峰值缸壓、缸蓋溫度的影響。

2.1 油耗率隨海水泵轉速變化

不同工況點，油耗率隨海水泵轉速變化如圖4所示。從柴油機低負荷到高負荷工況點，油耗率隨海水泵轉速增加而降低，最高油耗率與最低油耗率之差依次為0.47 g/(kW·h)、0.86 g/(kW·h)、0.80 g/(kW·h)、0.93 g/(kW·h)、1.17 g/(kW·h)、1.63 g/(kW·h)，高負荷時隨著海水泵轉速的提高，油耗率節省更加明顯。

圖4 油耗率隨海水泵轉速變化

2.2 有效功率隨海水泵轉速變化

不同工況點，有效功率隨海水泵轉速變化如圖5所示,各工況點有效功率隨海水泵轉速增加而增加，各工況點海水泵最高轉速與最低轉速所對應的有效功率之差依次為0.33 kW、1.39 kW、2.00 kW、2.73 kW、3.81 kW、5.69 kW，高負荷時隨海水泵轉速的提高，有效功率提升更加明顯。

2.3 峰值缸壓隨海水泵轉速變化

不同工況點，峰值缸壓隨海水泵轉速變化如圖6所示，各工況點峰值缸壓隨海水泵轉速的增加而增加， 25%～100%負荷點時海水泵最高轉速與最低轉速對應的峰值缸壓之差在0.020～0.050 MPa左右，在110%負荷點時，差值達到最大為0.225 MPa，高負荷時隨著海水泵轉速的增加，峰值缸壓增加更加明顯。

圖5 有效功率隨海水泵轉速變化

圖6 峰值缸壓隨海水泵轉速變化

2.4 缸蓋溫度隨海水泵轉速變化

100%負荷下，設定工況分別是2 000 r/min、2 600 r/min、3 300 r/min，研究缸蓋溫度隨海水泵轉速變化規律。缸蓋溫度隨海水泵轉速增加而降低，海水泵轉速每升高600～700 r/min，缸蓋最高溫度和最低溫度分別降低4～7 ℃和3～7 ℃。鑄鐵缸蓋最高溫度應小于350～400 ℃，在100%負荷點，海水泵轉速在2 000 r/min、2 600 r/min時，缸蓋最高溫度達到368.6 ℃、360.4 ℃，進入缸蓋承受極限范圍，但是并未超出極限最大值。

3 結束語

1)隨著海水泵轉速的增加，各工況點油耗率降低，且在高負荷時，油耗率降低最為明顯，最大降幅達到1.63 g/(kW·h)，有利于經濟性提高。

2)隨著海水泵轉速的增加，各工況點有效功率增加，且在高負荷時，有效功率增加最為明顯，最大增幅達到5.69 kW，有利于動力性提高。

3)隨著海水泵轉速的增加，各工況點峰值缸壓增加，且在高負荷時，峰值缸壓增加最明顯，最大增幅達到0.225 MPa，不利于機械負荷可靠性。

4)標況下，隨著海水泵轉速的增加，缸蓋平均溫度降低，海水泵轉速增加有利于缸蓋熱負荷可靠性。

分析可知，海水泵轉速增加有利于動力性、經濟性的提高及降低缸蓋熱負荷，但增加了機械負荷及海水泵耗功，因此在研究冷卻系統控制策略中，對海水泵轉速的控制應綜合考慮各項性能參數。