13-冷却系统计算评估及改进设计报告

报告编号：13 冷却系统计算评估 及改进设计报告 课题名称：4100QBZL 经济型国 3 柴油机开发 编 写： 杨 崴 校 对： 陈 希 颖 审 核： 缪 雪 龙 批 准： 居 钰 生 无 锡 油 泵 油 嘴 研 究 所 二六年五月 4100QBZL 经济型国 3 柴油机开发 冷却系统计算评估及改进设计报告 13-1 冷却系统计算评估及改进设计报告 一、4100 经济型国 3 柴油机冷却系统设计 与原机相比国 3 柴油机要采用冷却 EGR 系统，需对引入废气进行冷却， 所以原冷却系统需重新进行设计校核。 1. 总体思路（油泵所方案）： 对于引入 EGR 系统的 4100 柴油机来说，冷却水不仅要冷却柴油机还必须 冷却引入的废气，而柴油机本身又同时存在大循环和小循环两条水路，所以如 何布置 EGR 冷却水路将成为一个复杂的问题。根据发动机整体布置情况，在原 冷却系统（见图 1 所示）基础上重新从水泵口引水冷却 EGR， 也就是说 EGR 冷 却器仍与原冷却系统公用同一个冷却水泵，同时考虑尽量不影响原冷却水路， 因此系统改进方案（见图 2 所示）采用并联冷却方案：在冷却水泵出水口，根 据机体换热量和 EGR 冷却器换热量分配冷却水流量。从 EGR 冷却器出口出来的 冷却水回到节温器端. 图 1 原冷却系统示意图 图 2 增加 EGR 系统后冷却系统示意图（油泵所方案） 水泵 节温器 中 冷 器 散 热 器 气缸体 气缸盖 出水管 风扇 机油冷却器 水泵 节温器 风扇 中 冷 器 散 热 器 气缸体 气缸盖 出水管 机油冷却器 EGR 冷却器 2 2. 云内方案 云内考虑到尽可能延续原机布置，因此从机油冷却器处引出 EGR 冷却器冷 却水，经 EGR 冷却器后重新进入水泵，见图 3 所示。由于对 EGR 进行冷却的冷 却水是流经机体和机油冷却器的，所以水温较高，因此该方案对 EGR 系统的冷 却效果不佳；而且经过 EGR 冷却器的冷却水直接经水泵重新进入机体，因此该 方案对机体冷却效果也会造成一定程度的影响。具体影响程度由后期试验测试。 图 3 增加 EGR 系统后冷却系统示意图（云内方案） 二、冷却系统能力校核及改进设计 （一）. 冷却水泵能力校核和冷却管路设计及校核 1. 冷却水泵能力校核 （1）. 冷却系统带走的热量 冷却系统散走的热量 Qw，受许多复杂因素的影响，很难精确计算，初步估 算时可以采用经验公式 （kJ/s）360HNAgueW 式中A 传给冷却系统的热量占燃料热能的百分比，对柴油机A=0.180.25， 如果发动机装置水冷式机油散热器，则要增加机油的散热量，即将Q w增大 5%10%； ge 燃油消耗率（ kg/kWh）； Ne发动机功率 (kW)； Hu燃料低热值 （kJ/kg），柴油低热值取 Hu=41870 kJ/kg； 水泵 节温器 中 冷 器 散 热 器 气缸体 气缸盖 出水管 风扇 机油冷却器 EGR 冷却器 4100QBZL 经济型国 3 柴油机开发 冷却系统计算评估及改进设计报告 13-3 于是被冷却水带走的热量范围为（标定点） s/kJ79.568.403601725718.0Qw 当 A=0.23 时，同时考虑水冷式机油散热器散热量，将 QW增大 8% 后得 到 Q w = 56.43 kJ/s 根据 EGR 系统报告，EGR 冷却废气所需总传热量 QE 总 =11.5 kJ/s，考虑到 EGR 冷却器的冷却效率，取 QE = 1.07QE 总 = 12.31 kJ/s。 所以，冷却系统需带走的热量为 s/kJ74.6831.24.56QEw （2）. 冷却水的循环量 根据散入冷却系统中的热量，可以算出冷却水的循环量 smctVww/3 式中 tw冷却水在发动机内循环时容许的温升，对强制循环冷却系统，可 取 tw=612，本计算取 tw=8； w水的密度，近似取为 1000kg/m3； cw水的比热，近似取为 4.187kJ/kg。 将 QE 代入冷却水循环量计算公式，则 EGR 系统所需冷却水循环量 s/m1037.8.4102ctQV3wE 未引入 EGR 系统前（即原机冷却系统）所需冷却水循环量： s/106.87.410856ct 3ww 引入 EGR 系统后所需冷却水循环量： s/m105.287.4106ctQV3ww （3）. 水泵能力校核 为保证发动机的正常运行，一般把标定工况作为冷却系统的设计工况。所 以在以下计算中选取标定点的冷却水循环量作为计算量。 4 水 泵 性 能 曲 线 图 1 2 3 4 0.00 2.00 4.00 6.00 8.00 10.00 12.00 14.00 16.00 18.00 0.00 1.00 2.00 3.00 4.00 5.00 6.00流 量 l/s 扬程 m 1 ）. 确定水泵泵水量 Vpvwp 式中 v水泵的容积效率，主要考虑到水泵中冷却水的泄漏，一般取 0.60.85。 s/m1024.3104.285.0612V33p 为保证循环水量，取 Vp2.710 -3 m3/s。 未引入 EGR 系统前水泵泵水量为：s/108.21098.5.061.8V333p 5）. 水泵能力分析（判断方法：根据所需流量进行水泵扬程校核） 图 4 为云内 4100QBZL 所采用水泵的性能曲线表，点 1 和点 2 代表未引 入 EGR 系统前，在满足发动机要求冷却水量前提下，水泵所能提供的扬程 范围；点 3 和点 4 代表引入 EGR 系统后，在满足发动机要求冷却水量前提 下，水泵所能提供的扬程范围。 图 4 云内 4100QBZL 水泵的性能曲线表 从表 1 可知，引入 EGR 系统后，在满足流量要求的前提下，水泵所提供 的最小扬程为 12.8m。 4100QBZL 经济型国 3 柴油机开发 冷却系统计算评估及改进设计报告 13-5 表 1 原机和引入 EGR 系统后流量与扬程对应表 流量（10 -3 m3/s） 扬程（m） 1 1.98 14.9 原机 2 2.8 13.9 3 2.41 14.4引入 EGR 系统 后 4 3.42 12.8 根据经验数据统计，克服缸体缸盖水套阻力的扬程分配为1.251.5mH 2O， 克服散热器或冷却器阻力的扬程分配为22.5 mH 2O，克服水管阻力的扬程分配 为0.751.25 mH 2O，因此整个冷却系统的流通阻力为 45.25 mH2O；此外加上水 冷机油冷却器流通阻力1.25 mH 2O和EGR冷却器流通阻力2 mH 2O ，得到冷却系 统最大总阻力为8.5 mH 2O 。现有水泵在满足最大流量 3.42 m3/s的同时，可提供 扬程为12.8m，因此现有水泵可满足引进EGR系统的发动机使用要求，不需改动。 （此段数据出自于柴油机设计手册中册第十八章） （4）. 冷却水泵其他数据的计算 1）. 水泵泵水压力的确定（经验估算） 水泵的泵水压力应当足以克服水冷系中所有的液体流动阻力，并获得必要 的冷却水循环的流动速度。同时为了冷却可靠，在工作温度下，水在任一点的 压力均应大于此时的饱和蒸汽压力，以免产生气蚀现象。 在没有试验数据的情况下，按照发动机统计数据，总阻力在 40103 53103 Pa 之间。为了安全起见，一般泵水压力取为 150 10 3 Pa，而对于该水 泵可按照提供的最大扬程 14.4mH2O 决定泵水压力，取值为 141 103 Pa。 2）. 水泵所消耗的功率 WpVNmhPhPwp 式中 水泵的泵水压力（Pa），为了安全起见对于车用发动机，一般取泵P 水压力 ，该水泵取 141 103 Pa；aP105p3P h水泵的液力效率， h0.60.8，取中间值 0.7； m水泵的机械效率，在现有结构中，可取 0.90.97，取 0.95； 6 于是 。W5729.0714.2N 33P 车用发动机水泵消耗的功率一般为发动机标定功率的 0.51.0%。 在允许范围内。%8.17652.%1ep 3）. 水泵的转速 水泵的转速越高，水泵叶轮的尺寸及重量则越小，但水泵转速受到气蚀条 件和叶轮材料机械强度的限制，其转速不能太高。目前各类型水泵都未达到材 料机械强度所限制的转速，因此水泵转速主要是受到气蚀条件的限制。 原云内 4100QBZL 发动机冷却水泵和冷却风扇同轴，并通过皮带一级传动 与发动机曲轴连接。按照原传动比，水泵转速为 3300r/min。 小结：根据经验数据估算，现有水泵在满足最大流量 3.42 m3/s 的同时， 可提供扬程为 12.8m，因此现有冷却水泵可满足引进 EGR 系统的发动机使用要 求，不需改动。但由于计算多采用经验数据估算，实际冷却效果还需试验进行 验证。 （5）水泵特性和系统阻力特性及其匹配 如果要精确判断水泵能力，可按下述方法（但目前缺冷却系统流动阻力曲 线）： 水泵的泵水压力与流量有关, 可用下式表示: p = f (V W )。图5中示出其特 性曲线1。图中还示出了系统流动阻力特性曲线2。由水泵特性可知, 随着水泵 泵水压力的逐渐增大, 泵水量逐渐减少, 当泵水压力增大到某一值时, 与系统 阻力平 图5 水泵特性曲线 4100QBZL 经济型国 3 柴油机开发 冷却系统计算评估及改进设计报告 13-7 衡，曲线 1 与曲线 2 交于 B 点, 该点所对应的水流量 V W B 即为水泵稳定泵水 量, 值应与求出的 V W 值接近, 否则, 必须调节水泵转速或重新选择水泵, 以 达到最佳匹配。 2. 冷却系统管路设计校核 （1）. 油泵所方案管路设计 1）. 管路设计 图 6 油泵所方案冷却系统计算示意图 图 6 中截面 2 和截面 4 处的水头如下： ， gPvH2 gP2vH44 另外： ， （进出 EGR 冷却器的管路直径选择为相同）2vAq2v4q 根据粘性流体总流的伯努利方程： （H 2为管路循环损失）42H 总水头 O8.5m2.6H21 由发动机冷却系统最大总阻力为 8.5mH2O，查水泵特性表，可得对应冷却水 总流量为 510-3 m3/s，水泵进口压力为-22.2kPa。在水泵的平衡状态，水泵 提供的水头正好和发动机阻力平衡，即： 。2H 所以由上述推导，可得： 。0gPAqgP2vH42v44 式中：由于 4 截面靠近水泵进水口，因此认为该截面压力等于水泵进口压 力，即 P4=-22.2kPa。 4 1 2水泵 节温器 风扇 中 冷 器 散 热 器 气缸体 气缸盖 出水管 机油冷却器 EGR 冷却器 8 根据连续性方程： ，s/m105q3v21v总 而设计希望 ，可得 。37.068VqE wv21/9. 综合上述，可得 23-34v2 105.102.PqA 则 EGR 冷却管路内径为 ，取整 D=13mm。3.mD2 2）.冷却水量校核 由 得到：0gP2AqgPvH4v44 。s/m18.Dq 3442v 由连续性方程可得： 06qv2v1总 由结果明显可知： ， 。可见按该方案进行的冷却水管路wVqE 设计可同时满足发动机和 EGR 系统的冷却要求。 （2）. 云内方案管路设计校核 1）. 管路设计 图 7 按云内方案冷却系统计算示意图 根据经验数据，通过缸套传给冷却介质的热量 QL约占冷却水带走总热量的 （3238%），通过缸盖传给冷却介质的热量 QH约占冷却水带走总热量的 50%左 右，通过水冷机油冷却器传给冷却介质的热量 QC约占冷却水带走总热量的 （510%）。本文中取 QL占 38%，Q H占 54%，Q C占 8%。由前文可知冷却水从发动 2 1 水泵 节温器 中 冷 器 散 热 器 气缸体 气缸盖 出水管 风扇 机油冷却器 EGR 冷却器 4100QBZL 经济型国 3 柴油机开发 冷却系统计算评估及改进设计报告 13-9 机带走的热量（标定点）Q w = 56.43 kJ/s，从 EGR 冷却器带走的热量 Q E = 12.31 kJ/s。结合该发动机管路循环实际情况，两管路循环需带走的热量如下： ，s/19kJ.45.038Q.50%50 wHL1 。s/5J.278EEC2 将管路循环需带走的热量代入冷却水循环量计算公式，则 1 管路循环所需 冷却水循环量： ；s/m01.37.410ctV3w11 2 管路循环所需冷却水循环量： s/10.827.4825ctQ3w22 由发动机冷却系统最大总阻力为 8.5mH2O，查水泵特性表，可得对应冷却水 总流量为 510-3 m3/s，水泵进口压力为-22.2kPa。 根据连续性方程： ，s/m105q3v21v总 而设计希望 ，可得 ，7.49Qq21v/.3 与油泵所方案管路设计同理可得： 0gP2AqgP2vHv 式中：由于 2 截面靠近水泵进水口，因此认为该截面压力等于水泵进口压 力，即 P2=-22.2kPa。 综合上述，可得 23-32v2 m10.102.PqA 则 EGR 冷却管路内径为 ，取整 D=20mm。9.6m4D2 2）.冷却水量校核 a. 设计管路冷却水量校核 由 得到：0gP2AqgP2vHv 。s/m12.D4q 32v 由连续性方程可得： 09qvv1总 由结果明显可知： ， 。可见按该方案进行的冷却水管路设Vq2 计可同时满足发动机和 EGR 系统的冷却要求。 10 b. 沿用原有管路冷却水量校核 原 4100 发动机从机油冷却器返回冷却水泵的管路内径为 15mm， 由 得到：0gP2AqgP2vHv 。s/m108.D4q 322v 由连续性方程可得： qqvv1总 由结果知： ， ，基本满足冷却水流量要求，因此可沿用v1V2 原管路内径。但该管路设计分配给 EGR 冷却器的冷却水相对较少，余量不多， 可能会影响 EGR 冷却器的冷却，但由于本计算为经验估算，所以该方案具体冷 却情况仍需试验验证。 小结：如采用油泵所方案进行管路布置，在保持原机体进水口面积不变的 前提下，只需在水泵出水腔上加一个内径 13mm 分支进行 EGR 系统的冷却，其 余冷却管路不变；如采用云内方案进行管路布置，最好加大原有机油冷却器 EGR 冷却器冷却水泵沿途冷却管路内径，以达到良好的冷却水分流情况。 （二）. 散热器能力校核及改进设计 1. 散热器能力校核 （1）. 散热器传热系数 K 的确定 aw1 （1） 其中： w为水的导热系数，当管内水流速度 vw=0.20.6m/s 时，可取 w=20003500kcal/m2h； 为材料厚度，可取 0.000150.0002m； 为材料的热传导系数； a为空气的导热系数，一般为 60105kcal/m2h。 kcal/m2h=387.49 kJ/m 2h6.951380.21K （2）. 散热器散热面积校核 根据散热器的散热量、外形几何条件，可计算出散热器散热面积、正面积 和散热器基本尺寸。 4100QBZL 经济型国 3 柴油机开发 冷却系统计算评估及改进设计报告 13-11 散热面积 awtKQtF 式中：为散热器储备系数，考虑到焊接不良、水垢及油泥影响，一般取 =1.11.15；t为冷却水和空气的平均温差，取柴油机最高允许出水温度 tw=95，由于散热器前装了中冷器，空气先对中冷器进行了冷却，进入散热器 的空气已经被加热，取t a=55。2m8.17594.38736012F 该值大于原散热器散热面积 15.4m2，所以散热器需进行改动。 2. 散热器改进设计 （1）. 提高散热器散热能力方法 1）.改变散热器的尺寸 在几何尺寸允许的范围内，可选用迎风面积尽可能大的散热器芯，增加散 热器散热面积，提高散热能力。 2）.改变散热器的材料，提高传热系数 选用热传导性优良的散热器材料，提高传热系数。 3）.提高液气平均温差 （2）. 具体改进方案 散热器基本尺寸确定： 1）散热器正面积F R FR=Va / va=3.25/11=0.30m2 其中 va为空气通过散热器时流速，对汽车 va = 1015m/s，现取偏下限值 va = 11 m/s； 2）芯部的高度h 和宽度b 根据总布置要求确定芯部的高度h 和宽度b ，b =F R / h； 3）散热器芯部厚度l RRF/ 式中： 为散热器芯部的容积紧凑性系数，表示单位散热器芯部所具有 的散热面积，其值越大，散热面积越小，但空气阻力也大，一般取 =370900m 2/m3； 12 4）散热器的水管数n n = VW /（ vWf0） vW为水在散热器水管中的流速，一般取 vW =0.60.8m/s； f0为每根水管 的横断面积。 小结：经计算，在引进EGR系统后，散热器散热面积应大于17.86m 2，而原 散热器散热面积仅为15.4m 2，所以散热器需进行改动。根据散热器的发展趋势， 设计时应扩大散热器正面积F R，减少芯部厚度。散热器厂家可根据上述散热面 积和散热器正面积，在总布置允许的空间范围内，重新选择芯部高度和宽度， 同时结合本厂散热器冷却水管截面，决定冷却水管的排列情况。如总布置不允 许加大散热器尺寸，则要依靠提高散热系数和液气平均温差的方法提高散热能 力。 （三）. 冷却风扇能力校核及改进设计 1. 冷却风扇能力校核 （1）. 冷却空气需要量 冷却空气的需要量 Va一般根据散热器的散热量确定。散热器的散热量一般 等于冷却系统的散热量 Qw： 。smctpaw/3 式中 t a空气在散热器进出口处的温差，通常 t a1030 a空气的密度，一般 a1.01 kg/m 3 cp空气的定压比热，可取 cp1.047 kJ/kg 将 Qw代入冷却空气需要量计算公式有 s/m25.3047.1268ctQVpawa 未引入 EGR 系统前冷却空气需要量： s/2.6047.12563ct 3pawa （2）. 冷却风扇能力校核 在风扇功率的确定计算中，同样以标定点作为计算工况。 1）. 风扇压力的确定（经验估算） 冷却空气流过散热器时, 要遇到一系列阻力, 为了使冷却空气顺利通过散 4100QBZL 经济型国 3 柴油机开发 冷却系统计算评估及改进设计报告 13-13 热器并且把散热量带走，风扇所供给的冷却空气必须具有一定的压力，以克服 空气道的阻力。风扇的供气压力是根据冷却系的类型、具体布置与结构而确定 的。由于类型、具体布置与结构的差异，风扇供气时所需要克服的空气通道阻 力也不同。 水冷式冷却系空气通道的阻力 p 一般为：1pR 式中 为散热器的阻力，当风速为 816m/s 时，管片式散热器阻力约为Rp 100500Pa，取稍大值 380Pa； 为除散热器外的所有空气通道，如百叶窗、1p 导风罩，发动机罩等的阻力，它约等于 （0.41.1） ，取 0.81Rp1 。于是 。Rpa84P603.8.01R 2）. 风扇能力分析风扇外径分析 因为风扇轮叶扫过的环面积等于散热器芯部正面积的45% 60%， 而风扇 轮叶内径与外径之比D 1/D2 = 0.28 0.36, 则 ， 即 （m）R22 F60.45.14 R2F93.07.D 经计算，D 2 = 433509mm，目前风扇外径为 420mm，不在范围内。在保证 发动机结构紧凑的前提下，按照风扇外径推荐尺寸，选取 D2 = 450mm。 2. 冷却风扇改进设计 （1）. 提高风扇散热能力的方法合理布置风扇和导风罩 在冷却系统中，风扇、导风罩和散热器组成一个工作单元，所以对风 扇和导风罩的改进实际上即是为了提高散热器的散热能力。 1）. 风扇直径 风量与风扇直径的关系见下面公式 21aD4CV 式中：V a为风扇流量 ，C为轴向流速, D2为风扇外径, D1为风扇轮 叶内径。由上述公式可以看出，增大风扇直径 D2 是提高风扇流量 Va 行之 有效的办法。 2）. 风扇转速 14 风扇的流量 Va和风压 H 分别与转速的一次方和二次方成正比，所以 提高转速也可以达到增加风量和风压的目的。结合原曲轴皮带轮与风扇皮带 轮的传动比，同时考虑到风扇消耗的功率与转速的三次方成正比，且其叶顶 圆周速度过大会造成噪声急剧增加，故传动比不宜提高过大。此项改动需根 据柴油机空间布置的具体情况。 3）. 调整风扇 导风罩和风扇 散热器的安装位置 确定风扇外径与风扇导风罩之间的间隙s：从提高风扇效率出发, 护风 圈和散热器的接合一定要严密和紧实，间隙愈小愈好, 但因散热器与装风扇 的内燃机分别用弹性支撑装在底盘上,在运行时它们可能有相对位移, 如间 隙过小, 则风扇和护风圈可能相碰, 所以一般将s 取在5 20 mm之间。有 研究表明，当护风圈与风扇的叶间间隙由0.03 D 2 (D2为风扇外径) 减小至 0.01 D2 时, 风扇的容积效率可提高1/3。 风扇散热器的安装位置也影响风扇冷却空气利用程度。 （2）. 具体改进设计 1）. 风扇外径 D2处的圆周速度 ，原风扇为 72.5m/ss/7m.6045.314.60nu2 一般 u2控制在 70m/s，最高不超过 110m/s。 2）. 风扇外径 D2处的压力系数 24.01.7.68up2 风扇外径 D2处的压力系数不应超过 0.6，这样可使叶片载荷减小，也使风扇工 作点离风扇喘振线还有一定距离。 3）. 风扇叶轮内径 D1 D 1/D2 =0.28 0.36， D 1=0.28 0.36D 2 =126162mm，取下限值 D 1=126mm。 4）. 风扇气流的有效轴向速度 cs/17m.216.0.453DVc221a 5）. 风扇外径 D2处的无因次流量系数 4100QBZL 经济型国 3 柴油机开发 冷却系统计算评估及改进设计报告 13-15 285.07.1uc2 6）. 节流系数 36.024.85g 7）. 风扇的容积效率 v a. 确定风扇外径与风扇护风圈之间的间隙s 从提高风扇效率出发, 间隙愈小愈好, 但因散热器与装风扇的发动机分别 用弹性支撑装在底盘上，在运行时它们可能有相对位移，如间隙过小，则风扇 和护风圈可能相碰, 所以一般将s取在520mm之间，原机s=20mm，则原机= 20/420 =0.048，该值较大。现取s=10mm，则=s/D 2=10/450=0.022。 b. 确定容积效率 v 如图 8 所示为不同节流系数下，容积效率 v与相对间隙 （s/D 2）的关 系，由图查得， v=0.55 图 8 容积效率与相对间隙的关系 8）. 通过风扇轮叶气流的实际轴向速度 cs/31m.405./17.2/cv 9）. 空气气流周向分速度 Cu 16 s/3m.27.68.05.1.4upC2hvu 式中， h为风扇液力效率，一般为 0.550.75，取 0.68。 10）. 气流平均相对速度 wms/4.72/3.7.31.402/cucw22m 11）. 平均气流角 m ， m=31.40，取 m=326.2/3.7.2/cutan 12）. 风扇轮叶的安装角 =+ m 式中： 为攻角 13）. 风扇轮叶宽度 bhmanZw120pbC 式中：Z 为风扇轮叶数，取 Z=7；