赵宏霞

摘 要：文章在某型号国V柴油机原冷却系统模型基础上进行了优化设计。通过仿真计算，得到系统和各元件的流量、压力分布和温升等情况。对两种不同优化方案的冷却系统工作能力进行预测、评价，根据计算分析结果提出改善建议，指导冷却系统的结构设计及试验，大大缩短研发时间，降低研发成本。

关键词：冷却系统;优化;指导;仿真

中图分类号：U467  文献标识码：B  文章编号：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

在样机试制之前对发动机冷却系统性能进行预估并及时优化非常重要[1]。仿真分析效率和准确度高，可以提供最优化的方案，更好的指导冷却系统的开发和设计，提高研发效率，缩短开发周期，在概念设计阶段、试验阶段节省成本，提高冷却循环系统的性能和可靠性[2]。

1 冷却系统仿真优化分析概述

1.1 分析概述

某型号国V发动机在某型号国IV柴油发动机平台的基础上取消EGR系统，增加SCR系统升级到国V排放水平。因上述结构和性能参数的变化，需对冷却系统重新计算评估。原方案不满足需求，故本文主要针对两种不同优化方案的冷却系统工作能力的预测、评价，根据计算分析结果提出改善建议。

系统各元件流量估算经验公式：

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

1.2 冷却系统优化设计方案

原方案：升级国V发动机在某国IV机的基础上取消EGR系统，增加SCR系统与机冷器串连。

优化方案一：在原方案的基础上将空压机水路的管路直径由8mm减小为6mm。

优化方案二：在优化方案一的基础上将水泵速比由1.11增大到1.25。

2 分析模型及边界条件输入

2.1 模型描述及系统结构图

2.2 输入和边界条件

2.2.1 水泵

水泵冷却液体积流量：120L/min @3570rpm 水泵扬程：9m。

图4为水泵转速在3570rpm时，水泵扬程随流量变化曲线：

2.2.2 管/软管的属性

管道的设计基于实际机体和三维数学模型。

2.2.3 节温器

如图5所示，节温器流量系数随控制阀开度的变化曲线，如图6所示，节温器阀开度随温度的变化曲线。

2.2.4 散热器

对发动机散热器定义为恒定的出水温度。冷卻器的性能由软件内部定义。在模型计算中，散热器出口水温度设定为90℃。

2.2.5 水套

在1D模型中，为了反映真实的压力降特性参数，发动机冷却水套的阻力用离散损失表示。根据3D-CFD模型结果校验离散阻值。

2.2.6 膨胀水箱

在发动机的额定功率下，膨胀水箱的绝对压力（稳定压力）为1.5bar。膨胀水箱冷却液体积设定为1L;气体体积1.5L。

2.2.7 冷却液种类

Flowmaster软件中有绝大多数液体的特性参数和经验公式，在此，选定的液体的类型：乙二醇和水等体积混合，即WATER/GLYCOL：50/50[4]。

3 优化结果分析

3.1 优化方案一

考虑原方案额定转速下空压机流量与限定值相比过高，散热器、暖风和喷嘴等元件温升和流量不满足规范要求等问题，本方案在原方案的基础上将空压机水路的管路直径由8mm减小为6mm，由调整后的分析模型计算得到各转速下各元件流量、压力、温升值等，如下表1所示：

结果显示，额定点水泵流量127.2L/min。散热器流量80L/ min。减小空压机水路直径使与之并联的机冷器、暖风、尿素罐、喷嘴的流量较原方案均有所提高。机冷器流量17.35L/ min，尿素罐流量8L/min，较原方案提高了10%。暖风流量12.5L/min，喷嘴流量2L/min，较原方案提高了15%。空压机流量5.2L/min符合限值要求。额定点散热器温差10.7℃，不滿足规范要求。各元件流量分配虽更合理，但散热器温差、暖风流量不满足规范要求，喷嘴流量偏低等。

3.2 优化方案二

优化方案一减小空压机水路管路直径后，各元件流量分配虽更合理，但仍有额定点散热器温差、暖风流量不满足规范要求，喷嘴流量偏低等问题。优化方案二考虑在优化方案一的基础上将水泵速比由1.11增大到1.25。由调整后的分析

模型计算得到各转速下各元件流量、压力、温升值等，如表2所示。

3.2.1 额定点工况

结果显示，水泵速比增大到1.25后，水泵流量145.4L/ min;散热器流量91.6L/min，比原方案提高15%;机冷器流量19.6L/min;尿素罐流量9.1L/min，较原方案提高25%;暖风流量14.4L/min;喷嘴流量2.32L/min，较原方案提高了33%。空压机流量5.9L/min，符合限值要求。额定点散热器温差9.4℃、机冷器温差6.8℃，满足散热器、机冷器进出口温差小于10℃的规范要求。

3.2.2 暖风试验工况

发动机转速1775rpm时，暖风流量8L/min，较原方案6.05L/min有32%的提高，较优化方案一6.85L/min有17%的提高，与该工况下原国IV机暖风8.5L/min较接近，但仍低于整车该转速下10L/min的限值要求。

3.2.3 怠速和怠速节温器关闭工况

怠速暖风流量2.8L/min，与原方案相比提高40%，怠速节温器关闭时暖风流量5.33L/min，与原方案相比提高72%，符合整车限值要求。

4 结论

优化方案二增加水泵速比对系统各元件流量分配和温升都有很好的改善效果。各工况暖风流量较原方案有很大提高。各工况各元件流量和温度均满足 分析规范和要求。

建议：此优化方案二系统各元件的流量和温升情况较合理，怠速暖风流量符合规范，可以采用。

参考文献

[1] 陈家瑞等.汽车构造[M].北京：人民交通出版社，2003.

[2] 张子波.汽车发动机构造与维修[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].内燃机学报，1997，15（3）：257-266.

[4] 杨万福.发动机原理与汽车性能[M].北京：高等教育出版社，2004.