某欧6柴油发动机冷却系统设计

2018-10-26

汽车与新动力 2018年5期

(上汽集团商用车技术中心，上海 200438)

0 概述

冷却系统是保证发动机正常运转的重要辅助系统之一。发动机的冷却系统按冷却介质的不同可分为水冷和风冷两大类。风冷发动机是采用高速空气流直接流过气缸盖和气缸体的外表面，对发动机进行冷却。水冷发动机则是利用冷却液吸收高温零部件的热量，然后经过循环系统，通过散热器将热量传给空气。在发动机概念设计阶段，需要对冷却系统各元件处流量需求进行初步定义，并确定冷却系统方案。这对发动机处在最适宜的温度范围内工作，以及设计最优水泵排量有着重要意义。

1 冷却元件流量需求定义

1.1 发动机目标性能及基本设计参数

该发动机以满足欧6排放为目标，同时采用高、低压废气再循环(EGR)形式，每缸四气门，采用两级增压、双顶置凸轮轴、带液压挺柱的滚子摇臂及闭式曲轴箱通风，配备水-空中冷、变排量油泵和高压共轨燃油喷射系统。发动机目标外特性见图1。

图1 发动机目标外特性示意图

1.2 冷却元件流量需求定义

在冷却系统方案设计前，需根据发动机设计目标，结合发动机开发经验，根据基本热力学理论对各冷却元件流量需求进行预估。

柴油发动机燃烧放热在工作循环中转化为以下几个部分：柴油机有效功、排气热损失、传入冷却介质的热量、机油热损失和其他热损失[1]。柴油机的热平衡方程为

Qt=Qe+Qw+Qo+Qr+Qres

(1)

式中，Qt为燃料完全燃烧产生的热量，Qe为转化为有效功的热量，Qw为传入冷却介质的热量，Qo为机油带走的热量，Qr为排气带走的热量，Qres为余项损失。

根据柴油发动机热平衡试验数据显示，有用功约占燃油总发热量的20%～40%，废气带走的热量约占35%～45%,冷却水带走的热量(包括机体缸盖散热、机油冷却器散热、中冷器散热)约占15%～25%，余项损失约占2%～10%。对于额定工况，有用功占38%，排气散热约占38%，冷却水带走热量约占21%，余项损失约占3%[2]。

由于该发动机水冷式中冷器计划应用于单独的冷却循环中，采用独立的散热器及电子水泵，因此传入发动机冷却循环的热量不包含此部分。根据热平衡试验数据并结合发动机开发经验，基于目标额定功率(P0)预设部分冷却元件冷却需求为：发动机机体冷却需求(εengine)为50%P0；发动机机体、缸盖总冷却需求(εhead)为60%εengine；机体冷却需求(εblock)为40%εengine；机油冷却器冷却需求(εoil)为10%P0。

对于高低压废气再循环(EGR)冷却器目标冷却需求，参照了同排量对标机型最大EGR率相关参数，如表1所示。

表1对标机型EGR冷却器气侧参数

项目高压EGR低压EGR气侧流量/(kg·h-1)37.164.9气侧压力/(mbar①)11.772.35进气温度/℃685.4589.5出气温度/℃135.4106.0

①为了符合作者本意，本文仍沿用部分非法定单位——编注。

参考表1中数据，结合冷却器供应商经验换热效率(η)范围一般为90%～96%，根据公式(2)

(2)

式中，Q为换热率，Cgas为气体比热，M为质量流量，Tin、Tout分别为气侧进、出口温度。预估高、低压EGR冷却器冷却需求分别为6.5 kW和10.0 kW。

对于散热器散热需求，冷却需求总和预设散热器热量为110 kW[3]。

考虑到各冷却元件的换热需求，根据公式(2)并结合供应商提供相关零件的性能参数，定义各元件目标冷却液流量。对于目标流量评价点转速、机体、缸盖、机油冷却器、散热器设定的最大功率时转速为3 600 r/min。对于EGR冷却器，高低压EGR冷却器分别定义在各自EGR率的最大工况点，对应的发动机转速分别为3 000 r/min和2 400 r/min。暖风流量需求由整车热管理提出。最终各元件流量需求如表2所示。

表2 发动机冷却循环冷却各元件流量目标

2 冷却系统方案设计

2.1 设计各方案

发动机冷却系统为保证车辆有更好的冷起动性能，采用机体和缸盖分流冷却形式，该冷却形式需额外采用一个机体节温器。基于目前状态，设计了几种冷却方案，如图2所示。

图2 各设计方案图

2.2 各冷却方案一维对比分析

为选择最优的冷却方案，使用软件为GT-Cool，采用一维CAE方式对各冷却系统方案进行评估。

对4个方案大循环状态及小循环机体节温器关闭状态，整个系统的压力和各自在转速3 600 r/min评价点的流量分布进行对比。

分析时水泵用定流量水源等效，首先需根据公式(3)预估整个系统的冷却水循环量Vw

(3)

式中，Δtw为冷却水在发动机循环内的允许温升，取6～12 ℃；rw为水的比重；cw为水的比热。

按照散热器散热量为110 kW，根据式(3)计算得出节温器全开大循环工况冷却水循环量约为260 L/min，小循环工况按经验减半为130 L/min，以此作为冷却系统水源输入带入各模型。对于各元件流阻特性，机体和缸盖采用计算流体力学(CFD)分析方法计算水套流阻，机油冷却器、高低压EGR冷却器、暖风、散热器等则采用零件供应商提供的性能参数。对于管路几何尺寸，结合实际发动机布置情况预估设置，直径根据4 m/s的流速限值结合零件接口尺寸定义。

4种方案在发动机转速3 600 r/min时，部分元件流量分析结果，如表3所示。

可以看出，在大循环全开工况下，方案3和方案4整个冷却系统压降水平最小，且方案3在小循环机体节温器关闭工况时，冷却元件流量裕度更高，更易进行管路及水泵的优化，因此选择方案3作为冷却系统初步的设计方案。

表3 定流量输入下在发动机转速3 600 r/min时各方案压降及流量分布结果

2.3 水泵排量及管路直径定义

经对比分析采用方案3作为冷却系统布置形式，但具体水泵排量及管路尺寸需进行优化计算后方可定义。根据其定流量水源输入的计算结果可知，大循环全开状态下冷却系统水流量为260 L/min，系统压降为0.18 MPa，结合离心式水泵轴功率计算公式(4)

(4)

式中，H为泵的扬程；Q为泵的额定流量；ρ为介质密度；η为泵额定工况下的效率(η=ηm·ηh·ηv,其中ηm为机械效率；ηh为水力效率；ηv为容积效率)；P为泵的轴功率。水泵优化流量范围为200～320 L/min(0.15 MPa)。泵的初始优化性能如表4所示。

表4 水泵初始优化性能定义

软件可据此根据经验公式(5)初步得出水泵部分的流量和扬程

(5)

由于计算结果中，各零件水流量均高于目标值，且各元件处流量相对于目标值的富裕量差异较大，因此在优化减小泵排量的同时可同步优化散热器、机油冷却器、高低压EGR冷却器所在管路的直径，范围在初步方案基础上适量变动，优化边界为各元件目标流量限值。由于变量较多，采用试验设计(DOE)方法[4]通过软件实现，优化变量如表5所示，分别计算在转速为1 500 r/min、2 400 r/min、3 000 r/min和3 600 r/min下的流量分布结果，共67 500个计算结果。因变量选取除各元件处流量外还应考虑水泵总功率，DOE筛选条件按表2定义。

通过计算结果可知，水泵的额定排量对水泵总功率影响最为显著，根据水泵总功耗最小这一原则筛选出的最优结果，水泵额定排量为235 L/min，各管路直径也依照该结果定义。

根据重新定义后的水泵性能及管路直径参数重新设置模型，计算出评价点流量满足目标值。