發(fā)動機冷卻系統(tǒng)計算

發(fā)動機冷卻系統(tǒng)計算發(fā)動機冷卻系統(tǒng)是汽車的重要組成部分之一,冷卻系統(tǒng)的作用是使發(fā)動機在各種轉速和各種行駛狀態(tài)下都能有效的控制溫度，其中水套是整個冷卻系統(tǒng)的關鍵部分。本文為發(fā)AVLFIRECFD可以得到水套整個流場(速度、壓力、溫度以及HTC等）1。散熱量的計算在設計或選用冷卻系統(tǒng)的部件時，就是以散入冷卻系統(tǒng)的熱量Q 為原始數(shù)據，計算W冷卻系統(tǒng)的循環(huán)水量、冷卻空氣量,以便設計或選用水泵和散熱器.1。1冷卻系統(tǒng)散走的熱量冷卻系統(tǒng)散走的熱量Q ,受許多復雜因素的影響，很難精確計算，因此在計算時，W估W算公式為：QW

AgNhe e n3600

/s) （1)式中：A—傳給冷卻系統(tǒng)的熱量占燃料熱能的百分比；g—內燃機燃料消耗率（kg/kW·h）;eN—內燃機功率（kW）;eh —燃料低熱值n

表1 發(fā)動機總功率試驗數(shù)據發(fā)動機轉速（r/min）（g/kwh）校正有效功率(kw）校正有效扭矩（Nm）2000293。520。296.33200286.537.4111.84400280.853.9116。95200320.763。9117。46000340.870。2111.8根據表1CK14發(fā)動機總功率實驗數(shù)據：6000rpm時,Ne

=70.2kW,g=340.8g/kW·h,e汽油機熱量理論計算一般A=0。23～0.30，但隨著發(fā)動機燃燒技術的提高，熱效率也不斷提高，根據同類型機型熱平衡試驗數(shù)據反運算，A值一般在0。15左右。汽油低熱值h =43100kJ/kg，A選取0.15，故對于CK14發(fā)動機標定功率下散熱量：nQ 0.150.340870.24310043KWW 360011.2冷卻水的循環(huán)量根據散入冷卻系統(tǒng)的熱量,可以算出冷卻水的循環(huán)V ：WQWV tW

W

(m3s) (2）twtw

w w w—冷卻水在內燃機中循環(huán)時的容許溫升，對現(xiàn)代強制循環(huán)冷卻系，可取=4℃～8℃，本機初步計算取值7℃；—水的比重，可近似取 =1000kg 3w wc—水的比熱,可近似取cw

=4。187kJ/kg·℃;Q—冷卻系統(tǒng)散熱量，由（2）式算得Q=43KW。W W將上述各值代入VW

計算公式，可得CK14發(fā)動機標定功率下冷卻水循環(huán)量為：2。水泵的選用

V ≈0.00147W

s=1.47L/s2。1水泵的泵水量選取水泵主要根據所需的泵水量和泵水壓力來選擇,泵水量Vb按下式初步確定:

可根據冷卻水循環(huán)量V ,WVV W(3Vbvs

s) （4）式中-冷卻水循環(huán)量，由（2）式算得CK14發(fā)動V 為1.47L/s；W W—水泵的容積效率，主要考慮水泵中冷卻水的泄漏，一般 =0.8～0。9，本次vs vs計算 取值0。8。vs計算得CK14發(fā)動機所需水泵的泵水量為:Vb標定轉速時應大于110L/min。2。2水泵的泵水壓力選取

≈1。84L/s,所以我們選取水泵的流量在確定水泵的泵水壓力,應保證其足以克服冷卻系中所有的流動阻力，并得到必要的冷卻水循環(huán)流動速度，同時為了冷卻可靠,在工作溫度下，水在任一點的壓力均應大于此時的飽和蒸汽壓力，以免發(fā)生氣蝕現(xiàn)象。2一般車用發(fā)動機中，冷卻系管道流動阻力一般為7.5103～12.5103Pa

,水套阻力一般為13103～15103Pa

，水散熱器阻力一般為20103～25103Pa

40103～53103，為安全起見,一般泵水壓力取150KP。a總上所述,我們確定水泵的選取要求為：在發(fā)動機轉速為6000rpm時，水泵轉速6720rpm時，水泵流量應大于110L/min,水泵進出口壓力差應大于150KP。a3．散熱器的設計計算3。1散熱器需散走的熱量散熱器在使用一段時間以后,由于水垢的生成而使少量水管堵塞，散熱性能下降10％左右；此外，由于壓力蓋泄漏以及氣流分布不均，也會使其散熱能力下降5%～10%；另外，根據以往及AVL匹配發(fā)動機的經驗，空調冷凝器前置對前格柵的進風溫度將提升10℃-20℃左右.在進行整車熱平衡的研究，必須考慮空調對發(fā)動機過熱的影響。因此,我們選用的散熱器的散熱能力Q應比水套散掉的熱量Q高出10％～25%。即散 WQ=（1。05～1。25）Q散 W取系數(shù)為1.1，則散熱器的散熱量應為47.3kW。3.2散熱器芯子正面面積FfF=（0。0027-0.0034）Nef maxNe=70。2Kw，F(xiàn)=0。1895~0。2523m2。max f3。3散熱面積S散熱面積S為管帶的散熱面積與散熱片面積之和。

·Ne比

max

為0.07m2/Kw比發(fā)動機散熱器散熱面積S=0。07×70.2=4.914m24。發(fā)動機水套CFD模擬計算4.1水套計算模型和網格圖1水套幾何模型3圖2水套網格模型由于水泵的內部結構非常復雜，完全按照水泵真實模型建模計算比較困難，同時考慮到計算耗時和計算主要所關心的是水套內流動情況，所以本報告計算采用在水套入口加上定轉速時的水泵流量進行模擬。4。2計算工況及邊界條件三維粘性湍流流動，采用穩(wěn)態(tài)計算模式.1。8kg/s，100000Pa；壁面:由于沒能從實驗獲得發(fā)動機空間壁面溫度分布，在計算中采用了假定的壁面溫度場，缸蓋壁面平均溫度120℃，缸體壁面平均溫度100℃。計算結果分析整體水套壓力分布圖3水套整體壓力分布121270Pa,101045Pa,進出口壓差即發(fā)動機水套壓力損20225KPa,4分析其原因是由于水套數(shù)模部分區(qū)域（4）與原機缸蓋切割對比分析其是否存在差異。圖4排氣側水套存在尖角區(qū)域。24。3.2.1缸蓋鼻梁區(qū)域流場分析對于缸蓋內部流場需要對其切片觀察，分析其速度場，壓力場，溫度場等。圖5缸蓋鼻梁區(qū)冷卻水速度分布圖56缸蓋鼻梁區(qū)域溫度場分布7缸蓋鼻梁區(qū)域壓力場分布85~81016m/s，遞增趨勢，符合同類型發(fā)動機的要求,但一缸流速與其他幾缸差異較大.359K，366K，353K氣側，最高溫度出現(xiàn)在第四缸鼻梁區(qū)域。127118Pa,65410Pa，9示,此處圓角建議加大。6圖9壓力損失最大部位4。3。2。2 缸蓋底部流場分布圖10缸蓋底面速度場整個截面平均速度1.56m/s，大于一般發(fā)動機缸蓋底面冷卻水平均速度,滿足冷卻要求。但進排氣兩側冷卻水不均勻，排氣側水流速低于進氣側，和理論設計排氣側流速大于進氣側相反，可以進一步優(yōu)化。4。3.3缸體水套結果分析4.3.3.1缸體水套壓力場分布圖11缸體水套進氣側壓力分布7圖12缸體水套排氣側壓力場分布1112只在水泵進口出存在局部壓力損失較大區(qū)域，建議增大圓角減小壓力損失。4.3。3。2缸體水套速度場分布圖13缸體水套頂面速度場及流線分布1.5m/s，0.5m/s看缸體水套水流很順暢.4。42394214分布.8圖14缸蓋上水孔分布各個水孔上水量如下表所示：水孔號15各個水孔流量數(shù)據質量流量（kg/s）各個水孔上水量如下表所示：水孔號15各個水孔流量數(shù)據質量流量（kg/s）占總流量百分比10。1397。8％20。190910.7%30。0533％40。0301。7％第1缸 50。0090。5% 25.7％60。0050。3％70.0120。7％80.0090。5%90.0080.5％100。0402.3％110.0844。7％9120.0040.2％130.0050.3％140.0925。2％150。0955.3%160。010.6%170.0130。7%180.1226。9％190.1387.8％200.0171%210。0201。2％220。33618。9%230。34419.4％3311。8％416.9%38。3%（1）40％蓋流向第四缸缸蓋，但此款發(fā)動機一缸上水量只有25.7%,且第一缸還布置了一小的出水10％的冷卻水直接由缸體進入缸蓋第一缸后流出，從冷卻角度考慮有點浪費.38.3%出缸蓋出水口,雖然使得缸體得到了很好的冷卻，但降低了缸蓋的冷卻效果。4.5冷卻系統(tǒng)散走熱量校核：353.15K,359。24K，6。74KQQt cVw w w Wt-冷卻水在發(fā)動機水套中的溫升w—水的比重，可近似取 =1000kg m3w wc—水的比熱，可近似取cw V 1。8L/s

=4.187kJ/kg·℃；W經計算Q=50。5KW大于發(fā)動機燃燒熱量散入冷卻水套熱量43KW，滿足冷卻要求.5.冷卻系統(tǒng)總體分析與建議（1）改進，在文中都已經指出。（2)6720rpm110L/min,150KPa6000rpm100L/m