车用发动机冷却系统匹配优化方法研究

朱江苏，刘刚，吕文芝，常国丽

(1.内燃机可靠性国家重点实验室，山东 潍坊　261061；2.潍柴动力股份有限公司发动机技术研究院，山东 潍坊　261061)

引言

现代车用发动机普遍采用水冷式冷却系统，燃油在发动机气缸内燃烧产生的热量：约43%转化为机械能，推动车辆前进，约26%从排气系统排出，约2%从发动机机体表面散发，其余的热量通过冷却液传递到散热器，再由散热器通过冷却风传递到空气中,风扇为散热器提供冷却风,对柴油机而言，风扇同时也是中冷器冷却风的重要来源[1]。

图1　整车冷却系统组成

发动机冷却系统的功用是将散热器和中冷器的热量及时散发出去，保证发动机在最适宜的温度下工作，主要的零部件有水泵、散热器、风扇、机油泵、中冷器、节温器以及各种传感器，如图1所示。

1　发动机散热量计算

发动机台架热平衡试验数据获取时，不带中冷器、散热器、风扇等部件，冷却液采用台架循环水冷却，表1为发动机台架热平衡测试参数。

散热量的计算公式：

Q=C·m·ΔT,

(1)

式中：Q为散热量，kW；C为冷却介质比热容，kJ/(kg·℃)；m为冷却介质流量，kg/s；ΔT为冷却介质入口与出口温差，℃。

发动机进气流量计算公式：

(2)

表1发动机台架热平衡测量参数

参数大扭矩点/额定点环境温度T0/℃冷却液流量mw/m3/h发动机出水温度Th1/℃发动机进水温度Th2/℃发动机出水压力pp1/kPa发动机进水压力pp2/kPa中冷器进气温度Tah1/℃中冷器出气温度Tah2/℃中冷器进气压力pap1/kPa中冷器出气压力pap2/kPa

式中：mair为发动机进气流量，kg/h；p为中冷后进气绝对压力，kPa；n为发动机转速，r/min；Vd为发动机排量，L；T为发动机中冷后进气绝对温度，K；k为与发动机充气效率有关的常数，对于增压中冷发动机该值在0.089～0.103之间，一般额定点比大扭矩点小2%。

根据表1和公式(1)、(2)，即可计算出散热器和中冷器的散热量，从而为整车冷却系统匹配提供依据。

2　整车冷却系统匹配计算

2.1　中冷器散热量

QAC=ca·ρa·AAC·VAC·(Tc1-T0),

(3)

式中：QAC为中冷器散热量，kW；ca为空气的比热容，kJ/(kg·℃)；ρa为空气密度，kg/m3；AAC为中冷器芯部迎风面积，m2；VAC为流经中冷器的空气流速，m/s；Tc1为中冷器与散热器之间的温度，℃；T0为环境温度，℃。

2.2　散热器散热量

散热器散热量可分为两种表达方法，一种是冷却空气从散热器带走的散热量，另一种是散热器需要散出的热量。只有两种散热量相等时，发动机水温才能维持平衡[2]。

冷却空气从散热器带走的散热量：

QR=ca·ρa·AR·VR·(Tc2-Tc1),

(4)

式中：QR为散热器散热量，kW；AR为散热器芯部迎风面积，m2；VR为流经散热器的空气流速，m/s；Tc1为中冷器与散热器之间的温度，℃；Tc2为散热器与发动机之间的温度，℃。

散热器需要散出的热量：

QR=A·K·ΔTE

,

(5)

式中：A为散热器芯与空气接触的总表面积，m2；K为传热系数；ΔTE为对数平均温差，℃。

由于中冷器位于散热器的中间位置，且该位置的风扇风速较大，因此流经中冷器的平均风速大于流经散热器的平均风速，两者的关系约为：VAC≈1.15·VR。

2.3　传热系数K

图2　散热器传热系数MAP 图

传热系数K是散热器的重要参数，K的大小直接决定了散热器的换热效能，其主要受制造散热器的管片材料、焊接工艺、芯部结构、冷却水的流动速度、通过散热片的空气速度等因素的影响[2-3]。通过在风筒试验台上进行散热器的性能试验，得到传热系数MAP图，如图2所示。

2.4　对数平均温差ΔTE

对数平均温差是指冷热流体的比热、流量以及传热系数在整个换热面上基本不变时，冷热流体之间的温度差异。根据传热学原理，对数平均温差ΔTE可按下式计算：

(6)

其中，φ，对数平均温差修正系数；Th1，散热器进水温度，℃；Th2，散热器出水温度，℃。

2.5　对数平均温差修正系数φ

车用发动机冷却系统的冷却形式是两种流体(空气和冷却液)互不混合的交叉流式换热形式[4]。不能简单地按热力学顺流与逆流的换热形式计算，要根据修正系数φ对对数平均温差的计算结果进行修正。φ的大小取决于两个无量纲的参数P和R，如图3所示。无量纲参数P和R的大小取决于两种流体的进出口温度，计算方法见公式(7)，示意图如图4所示。

图3　两种流体互不混合时的φ值

图4　两种流体互不混合交叉流式换热形式

(7)

2.6　风扇风速计算

在已知环境温度和极限使用许用环境温度的前提下，根据公式(8)可以得到发动机出水温度(即散热器进水温度)，根据公式(9)可以得到发动机进水温度(即散热器出水温度)。

发动机出水温度(即散热器进水温度)的计算方法：

Th1=TL-TE+T0,

(8)

图5　风扇风速计算流程图

式中：Th1为发动机出水温度，℃；TL为发动机冷却介质最高允许温度，℃；TE为极限使用许用环境温度，℃；T0为试验时的环境温度，℃。

发动机进水温度(即散热器出水温度)的计算方法：

Th2=Th1-ΔTh,

(9)

式中：Th2为发动机进水温度，℃；ΔTh为散热器(发动机)进出水温差，℃。

散热器进出水温差的计算方法：

(10)

式中：cw为发动机冷却介质的比热容，kJ/(kg·℃)；mw为发动机冷却介质的流量(约为发动机台架水流量的0.75倍)，kg/s。

在得到散热器进出水温度后，初始假定φ=1，根据公式(3)和(4)，可以得到Tc1和Tc2之间的关系，将两者之间的关系带入公式(5)，可得到关于Tc1或Tc2的方程，采用线性插值法，可以得到Tc1和Tc2，然后根据公式(7)和图2，得到φ值，再将得到φ值带入公式(5)计算Tc1和Tc2，直到计算的φ值与图2中得到的φ值一致。

在得到Tc1和Tc2后，带入公式(3)或(4)，可以得到风扇风速。具体计算流程如图5所示。

2.7　中冷器选择

2.8　散热器选择

3　实车试验

某重型牵引车匹配某潍柴发动机，发动机台架测量的各参数及计算结果见表2。由于该车型为老车型，仅更换发动机，受车架的限制，初步采用原车中冷器、散热器。中冷器芯部尺寸宽高厚为792 mm×650 mm×50 mm。散热器芯部尺寸宽高厚为708 mm×945 mm×52 mm，散热器散热表面积39 m2。

图6　风扇性能曲线

参数大扭矩点额定点环境温度/℃3029发动机出水温度/℃89．9882．29极限使用环境温度/℃40．0246．71

该车型要求在大扭矩点的极限使用许用环境温度为42 ℃，额定点的极限使用许用环境温度为46 ℃，冷却液的最高许用温度为100 ℃，假定环境温度30 ℃，则发动机出水温度(散热器进水温度)分别为88 ℃和84 ℃，根据上述的计算方法，最终计算出风扇风速，具体计算结果见表3。其中，整车水流量大约是发动机不带散热器水流量的0.75倍。

根据计算的需求风扇风速，初步选定某直径750 mm的风扇。该风扇性能曲线见图6中的600～2 600 r/min曲线，该车冷却系统设计阻力见图6中的黑色线，图中的正方形和三角形为需求风扇风速。当风扇转速与发动机转速之比为1：1时，大扭矩点实际风速小于需求风扇，不满足冷却需求，而额定点实际风速大于需求风扇，满足散热要求，见图6中的正方形。为了满足散热量的需求，将风扇与发动机速比增加至1.217，大扭矩点和额定点均可满足冷却系统散热量的需求，见图6中的三角形。

将选定的冷却系统进行整车试验，试验结果见表4。

从试验结果来看，大扭矩点不满足要求，需要对冷却系统进行优化。

表2发动机台架热平衡数据

参数大扭矩点额定点1200r/min1900r/min环境温度/℃50．150．1冷却液流量/m3/h18．428．9散热器进水温度/℃91．291．9散热器出水温度/℃85．587．3散热器进水压力/kPa44．495．9散热器出水压力/kPa5．00．2中冷器进气温度/℃154．3166．4中冷器出气温度/℃35．048．4中冷器进气压力/kPa167．7169．6中冷器出气压力/kPa166．6166．1中冷器进气流量/(kg·h-1)1267．61919．8散热器散热量/kW112．3142．4中冷器散热量/kW42．263．2

表3整车冷却系统计算结果

参数大扭矩点额定点1200r/min1900r/min环境温度/℃3030极限使用许用环境温度/℃4246散热器进水温度/℃8884整车水流量/(m3·h-1)13．821．675整车散热器进出水温差/℃7．66．13散热器出水温度/℃80．477．87中冷器与散热器之间的温度/℃46．4547．34散热器与发动机之间的温度/℃85．8582．51需求风扇风速/(m·s-1)4．035．73

4　匹配优化方法

由于整车散热不满足要求，可以考虑的优化内容有：

1)风扇优化，如增大风扇直径、提高风扇速比、提升风扇效率等；

2)散热器优化，如优化散热器的散热性能、增大散热器的散热面积等；

3)水泵及水道优化，如增大水泵流量、减少节温器及水道阻力等；

图7　优化前后温度对比

4)风道优化，如增加防热风回流装置、减少进出风阻力、优化风扇与散热器之间的距离等。

在该车试验过程中，发现散热器周围存在明显的热风回流现象(即发动机舱内的热空气从散热器周围重新返回到散热器进风口)，导致散热器入口温度较高。通过增加防热风回流装置，降低散热器入口温度，如图7所示，从图中可以看出，增加防热风回流装置后，中冷器前冷却风温度与环境温度的差由优化前的15.2 ℃降低到3.2 ℃，从而提升了整车极限使用环境温度。

5　整车验证

表5　整车试验结果

通过增加防热风回流装置，整车冷却性能得到提升，并进行整车验证，试验结果见表5。从表5中可以看出，优化后整车热平衡能力有了很大改善，满足冷却系统匹配要求，证明了优化方法的有效性。

6　结论

本文通过分析大量试验数据，总结出发动机进气流量的计算公式，为发动机进气流量的计算提供了方法；基于发动机台架热平衡测试数据，计算出中冷器和散热器的散热量，基于此散热量探讨了车用发动机冷却系统匹配方法，并通过整车试验验证，证明了该方法的可行性；最后，研究了整车冷却系统优化方法，并进行了验证，说明了该方法的准确性。

参考文献：

[1]许维达.柴油机动力装置匹配[M].北京：机械工业出版社，2000.

[2]钱金山.车用散热器设计研究[J].内燃机与配件. 2011(6):9-10.

[3]李登龙,缪平.让你的发动机“冷静”下来—水散热器散热面积的计算[J].MC 现代零部件，2007(1)：70-72.

[4]王帆.水冷散热器散热面积的计算[J]. 科技情报开发与经济, 2011,21(28): 176-178.

[5]亢文祥,徐磊,王兆华.内燃机车散热器散热面积与冷却风扇功率的匹配[J]. 内燃机车. 2003(05):12-14.