發動機冷卻系統仿真優化分析

趙宏霞

摘 要：文章在某型號國V柴油機原冷卻系統模型基礎上進行了優化設計。通過仿真計算，得到系統和各元件的流量、壓力分布和溫升等情況。對兩種不同優化方案的冷卻系統工作能力進行預測、評價，根據計算分析結果提出改善建議，指導冷卻系統的結構設計及試驗，大大縮短研發時間，降低研發成本。

關鍵詞：冷卻系統;優化;指導;仿真

中圖分類號：U467? 文獻標識碼：B? 文章編號：1671-7988（2020）17-124-03

Engine Cooling System Optimization Analysis

Zhao Hongxia

（ Beijing Polytechnic， Automotive Engineering Institute， Beijing 100176 ）

Abstract： The Article Based on a type of V diesel engine original cooling system model， we did the system optimization design. Through the simulation calculation， the distribution of flow rate， pressure and temperature， etc. of each component is obtained by simulation calculation， For two different schemes of optimization cooling system， to forecast and evaluation the work ability， provide improvement suggestions according to the result of calculation and analysis， and guide the structure of the cooling system design and experiment， shorten the development time， reduce development costs.

Keywords： Cooling system; Optimization; Guidance; Simulation

CLC NO.： U467? Document Code： B? Article ID： 1671-7988（2020）17-124-03

引言

在樣機試制之前對發動機冷卻系統性能進行預估并及時優化非常重要[1]。仿真分析效率和準確度高，可以提供最優化的方案，更好的指導冷卻系統的開發和設計，提高研發效率，縮短開發周期，在概念設計階段、試驗階段節省成本，提高冷卻循環系統的性能和可靠性[2]。

1 冷卻系統仿真優化分析概述

1.1 分析概述

某型號國V發動機在某型號國IV柴油發動機平臺的基礎上取消EGR系統，增加SCR系統升級到國V排放水平。因上述結構和性能參數的變化，需對冷卻系統重新計算評估。原方案不滿足需求，故本文主要針對兩種不同優化方案的冷卻系統工作能力的預測、評價，根據計算分析結果提出改善建議。

系統各元件流量估算經驗公式：

Q=Cp*m*ΔT[3]??????????????????????????????? （1）

1.2 冷卻系統優化設計方案

原方案：升級國V發動機在某國IV機的基礎上取消EGR系統，增加SCR系統與機冷器串連。

優化方案一：在原方案的基礎上將空壓機水路的管路直徑由8mm減小為6mm。

優化方案二：在優化方案一的基礎上將水泵速比由1.11增大到1.25。

2 分析模型及邊界條件輸入

2.1 模型描述及系統結構圖

2.2 輸入和邊界條件

2.2.1 水泵

水泵冷卻液體積流量：120L/min @3570rpm 水泵揚程：9m。

圖4為水泵轉速在3570rpm時，水泵揚程隨流量變化曲線：

2.2.2 管/軟管的屬性

管道的設計基于實際機體和三維數學模型。

2.2.3 節溫器

如圖5所示，節溫器流量系數隨控制閥開度的變化曲線，如圖6所示，節溫器閥開度隨溫度的變化曲線。

2.2.4 散熱器

對發動機散熱器定義為恒定的出水溫度。冷卻器的性能由軟件內部定義。在模型計算中，散熱器出口水溫度設定為90℃。

2.2.5 水套

在1D模型中，為了反映真實的壓力降特性參數，發動機冷卻水套的阻力用離散損失表示。根據3D-CFD模型結果校驗離散阻值。

2.2.6 膨脹水箱

在發動機的額定功率下，膨脹水箱的絕對壓力（穩定壓力）為1.5bar。膨脹水箱冷卻液體積設定為1L;氣體體積1.5L。

2.2.7 冷卻液種類

Flowmaster軟件中有絕大多數液體的特性參數和經驗公式，在此，選定的液體的類型：乙二醇和水等體積混合，即WATER/GLYCOL：50/50[4]。

3 優化結果分析

3.1 優化方案一

考慮原方案額定轉速下空壓機流量與限定值相比過高，散熱器、暖風和噴嘴等元件溫升和流量不滿足規范要求等問題，本方案在原方案的基礎上將空壓機水路的管路直徑由8mm減小為6mm，由調整后的分析模型計算得到各轉速下各元件流量、壓力、溫升值等，如下表1所示：

結果顯示，額定點水泵流量127.2L/min。散熱器流量80L/ min。減小空壓機水路直徑使與之并聯的機冷器、暖風、尿素罐、噴嘴的流量較原方案均有所提高。機冷器流量17.35L/ min，尿素罐流量8L/min，較原方案提高了10%。暖風流量12.5L/min，噴嘴流量2L/min，較原方案提高了15%?？諌簷C流量5.2L/min符合限值要求。額定點散熱器溫差10.7℃，不滿足規范要求。各元件流量分配雖更合理，但散熱器溫差、暖風流量不滿足規范要求，噴嘴流量偏低等。

3.2 優化方案二

優化方案一減小空壓機水路管路直徑后，各元件流量分配雖更合理，但仍有額定點散熱器溫差、暖風流量不滿足規范要求，噴嘴流量偏低等問題。優化方案二考慮在優化方案一的基礎上將水泵速比由1.11增大到1.25。由調整后的分析

模型計算得到各轉速下各元件流量、壓力、溫升值等，如表2所示。

3.2.1 額定點工況

結果顯示，水泵速比增大到1.25后，水泵流量145.4L/ min;散熱器流量91.6L/min，比原方案提高15%;機冷器流量19.6L/min;尿素罐流量9.1L/min，較原方案提高25%;暖風流量14.4L/min;噴嘴流量2.32L/min，較原方案提高了33%?？諌簷C流量5.9L/min，符合限值要求。額定點散熱器溫差9.4℃、機冷器溫差6.8℃，滿足散熱器、機冷器進出口溫差小于10℃的規范要求。

3.2.2 暖風試驗工況

發動機轉速1775rpm時，暖風流量8L/min，較原方案6.05L/min有32%的提高，較優化方案一6.85L/min有17%的提高，與該工況下原國IV機暖風8.5L/min較接近，但仍低于整車該轉速下10L/min的限值要求。

3.2.3 怠速和怠速節溫器關閉工況

怠速暖風流量2.8L/min，與原方案相比提高40%，怠速節溫器關閉時暖風流量5.33L/min，與原方案相比提高72%，符合整車限值要求。

4 結論

優化方案二增加水泵速比對系統各元件流量分配和溫升都有很好的改善效果。各工況暖風流量較原方案有很大提高。各工況各元件流量和溫度均滿足 分析規范和要求。

建議：此優化方案二系統各元件的流量和溫升情況較合理，怠速暖風流量符合規范，可以采用。

參考文獻

[1] 陳家瑞等.汽車構造[M].北京：人民交通出版社，2003.

[2] 張子波.汽車發動機構造與維修[M].北京：高等教育出版社，2005.

[3] J.P.Liu，J.F.Bing ham.Effects of Intake System Dimensions on Volu -metric Efficiency Speed Characteristics of Multi-Cylinder Engines [J].內燃機學報，1997，15（3）：257-266.

[4] 楊萬福.發動機原理與汽車性能[M].北京：高等教育出版社，2004.