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1、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
2、，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.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图1 原冷却系统示意图水泵节温器风扇中 冷 器散 热 器气缸体气缸盖出水管机油冷却器EGR冷却器图2 增加EGR系统后冷却系统示意图（油泵所方案）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
3、，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。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
4、采用经验公式 （kJ/s）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Qw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；于是被冷却水带走的热量范围为（标定点）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 Qw = 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
5、 kJ/s。所以，冷却系统需带走的热量为（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未引入EGR系统前（即原机冷却系统）所需冷却水循环量：引入EGR系统后所需冷却水循环量：（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。1 ）. 确定水泵泵
6、水量Vp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。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：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。表1 原机和引入
7、EGR系统后流量与扬程对应表流量（10-3 m3/s）扬程（m）原机11.9814.922.813.9引入EGR系统后32.4114.443.4212.8根据经验数据统计，克服缸体缸盖水套阻力的扬程分配为1.251.5mH2O，克服散热器或冷却器阻力的扬程分配为22.5 mH2O，克服水管阻力的扬程分配为0.751.25 mH2O，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 mH2O和EGR冷却器流通阻力2 mH2O ，得到冷却系统最大总阻力为8.5 mH2O 。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
8、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 150 103 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）. 水泵所消耗的功率式中
9、水泵的泵水压力（Pa），为了安全起见对于车用发动机，一般取泵水压力，该水泵取141 103 Pa；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；于是。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。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
10、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
11、平图5 水泵特性曲线衡，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412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： ， 另外： ，（进出EGR冷却器的管路直径选择为相同）根据粘性流体总流的伯努利方程：（H2为管路循环损失）总水头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
12、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：。所以由上述推导，可得：。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。根据连续性方程：，而设计希望，可得。综合上述，可得则EGR冷却管路内径为，取整D=13mm。2）.冷却水量校核由得到：。由连续性方程可得：由结果明显可知： ，。可见按该方案进行的冷却水管路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21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1）. 管路设计图7
13、 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%，QH占54%，QC占8%。由前文可知冷却水从发动机带走的热量（标定点）Qw = 56.43 kJ/s，从EGR冷却器带走的热量 QE = 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：，。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：；2管路循环所需冷却水循环
14、量：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：，而设计希望，可得，与油泵所方案管路设计同理可得：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，可得则EGR冷却管路内径为，取整D=20mm。2）.冷却水量校核a. 设计管路冷却水量校核由得到：。由连续性方程可得：由结果明显可知： ，。可见按该方案进行的冷却水管路设计可同时满足发动机和EGR系统的冷却要求。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
15、为15mm，由得到：。由连续性方程可得：由结果知： ，基本满足冷却水流量要求，因此可沿用原管路内径。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
16、定 （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/m2h（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。散热面积 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
17、入散热器的空气已经被加热，取ta=55。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FRFR=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
18、宽度b根据总布置要求确定芯部的高度h 和宽度b ，b =FR / h；3）散热器芯部厚度lR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=370900m2/m3；4）散热器的水管数nn = 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17.86m2，而原散热器散热面积仅为15.4m2，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FR，减少芯部厚度。散热器厂家可根据上述散热面
19、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： 。式中ta空气在散热器进出口处的温差，通常ta1030 a空气的密度，一般a1.01 kg/m3cp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未引入EGR系统前冷却空气需要量：（
20、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：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100500Pa，取稍大值380Pa；为除散热器外的所有空气通道，如百叶窗、导风罩，发动机罩等的阻力，它约等于
21、（0.41.1），取0.8。于是。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）经计算，D2 = 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 式中：
22、Va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
23、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 D2 (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/s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
24、扇喘振线还有一定距离。3）. 风扇叶轮内径D1D 1/D2 =0.28 0.36， D 1=0.28 0.36D2 =126162mm，取下限值D 1=126mm。4）. 风扇气流的有效轴向速度c5）. 风扇外径D2处的无因次流量系数6）. 节流系数7）. 风扇的容积效率va. 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/D2
25、=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/D2）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c9）. 空气气流周向分速度Cu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wm11）. 平均气流角m，m=31.40，取m=3212）. 风扇轮叶的安装角 =+m式中：为攻角13）. 风扇轮叶宽度b图9 风扇断面参数示意图式中：Z为风扇轮叶数，取Z=7；Ca为升力系数计算至此，由风扇厂家根据上述数值，结合本厂风扇叶片不同截面的空气动力性能曲线（图1
26、0为某型叶片空气动力性能曲线）选取攻角和升力系数Ca，从而确定风扇叶片的安装角和风扇轮叶宽度b。图10 某型叶片空气动力性能曲线选取原则：a. 本设计中s/D2较大，可通过加大安装角的方法来增加风量，但注意不能使风扇所需功率增加过多。b. 等安装角的风扇效率较低，但制造方便，为了提高风扇效率，可采用变安装角叶片，将叶片沿长度方向扭曲。c. 在选取Ca值应尽量选用效率较高的攻角。14）. 风扇的消耗功率式中 h风扇的液力效率，取值h0.68；v风扇的容积效率，此值需要根据风扇外径和风扇护风圈间的间隙决定，根据图表推荐值，取v0.55；m风扇的机械效率，由风扇传动方式决定。用三角皮带传送时，m0.
27、60.95，皮带弹性及风扇支座条件良好时可取上限值，一般取m0.88。于是 。车用发动机风扇消耗的功率一般为发动机标定功率的512%。 在允许范围内。小结：经计算，为满足散热要求，风扇外径D2应大于450mm，而现有风扇为420mm，已不满足要求，需更换。同时为提高风扇性能，需减小风扇外径与风扇护风圈之间的间隙s，由原来20mm减至10mm。风扇安装角、叶片宽度等参数由风扇厂家根据本厂风扇叶片不同截面的空气动力性能曲线确定。另外，在整车装配时，应保证风扇叶片投影宽度的1/22/3在风扇导风罩内；风扇尽量煽散热器的偏上部分；风扇前段与散热器散热带后端的间隙大于30mm，有利于气流组织的均布。（四）.冷却系统能力优化的其他方法降低冷却系统阻力冷却系统阻力分为沿程阻力 hf 和局部阻力 hj 两部分，降低冷却系统的阻力即总能头损失可以有效地利用水泵扬程，形成足够的雷诺数，是提高水循环量的一个重要并且经济的途径。降低冷却系统阻力的实现途径：1. 检查冷却水管路，对管路截面突变的位置进行改进，使两端管径接近或相同，避免出现节流现象，通过降低平均流速v，改善局部阻力hj。2. EGR冷却器的冷却。在布置EGR冷却器冷却水路时，应注意尽量紧凑布置，通过减少管长l来有效减少冷却水沿途阻力hf。