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)是汽車的重要組成局部之一，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)下都能有效的掌握溫度，其中水套是整個冷卻系統(tǒng)的關鍵局部。本文為發(fā)AVLFIRECFD計算，可以得到水套整個流場(速度、壓力、溫度以及HTC等)分布。通過速度場可以識別出滯止區(qū)、速度梯度大的區(qū)域，通過溫度分布可以分析可能產生氣泡的位置，通過換熱系數的分布可以評估水套的冷卻性能，通過壓力分布可以顯示出壓力損失大的區(qū)域。本文針對功率點進展了計算。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。冷卻系統(tǒng)散走的熱量冷卻系統(tǒng)散走的熱量Q ,受很多簡單因素的影響,很難準確計算,因此在計算時，通WQ估W算公式為：QW

AgNhe e n(kJ3600

/s) 〔1〕式中:A—傳給冷卻系統(tǒng)的熱量占燃料熱能的百分比;gkg/kW·h);eN—內燃機功率(kW);eh—燃料低熱值(kJ/kg)。n表1 發(fā)動機總功率試驗數據(r/min)燃油消耗率(g/kwh)校正有效扭矩(Nm)2023293.520.296.33200286.537.4111.84400280.853.9116.95200320.763.9117.46000340.870.2111.8依據表1CK14發(fā)動機總功率試驗數據：6000rpm時，Ne=70.2kW,ge=340.8g/kW·h,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，依據同類型機型熱平衡試驗數據反運算，A值一般在0.15左右。汽油低熱值hn

=43100kJ/kg,A選取0.15，故對于CK14發(fā)動機標定功率下散熱量：Q 0.150.340870.24310043KWW 3600冷卻水的循環(huán)量依據散入冷卻系統(tǒng)的熱量，可以算出冷卻水的循環(huán)量V ：WQWV tW

Wc

(m3s) 〔2〕twt

w w w—冷卻水在內燃機中循環(huán)時的容許溫升，對現代強制循環(huán)冷卻系，可取=4℃～8℃，本機初步計算取值7℃；w—水的比重，可近似取=1000kg3wc—水的比熱，可近似取cw

w=4.187kJ/kg·℃；wQ—冷卻系統(tǒng)散熱量，由〔2〕式算得Q=43KW。W WVW

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

V ≈0.00147W

s=1.47L/s水泵的泵水量選取Vb按下式初步確定：

可依據冷卻水循環(huán)量V ，WVV W(3Vbvs

s) 〔4〕式中：V —冷卻水循環(huán)量，由〔2〕式算得CK14發(fā)動機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 =0.8～0.9，本次計vs vs算 取值0.8。vs計算得CK14Vb110L/min。水泵的泵水壓力選取

≈1.84L/s,所以我們選取水泵的流量在的飽和蒸汽壓力，以免發(fā)生氣蝕現象。一般車用發(fā)動機中，冷卻系管道流淌阻力一般為7.5103～12.5103Pa

,水套阻力一般為13103～15103Pa

，水散熱器阻力一般為20103～25103Pa

，總阻力為40103～53103，為安全起見，一般泵水壓力取150KP。a6000rpm6720rpm時，水泵流量應大于110L/min,水泵進出口壓力差應大于150KP。a散熱器的設計計算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%5%～10%；另外，依據以往及AVL匹配發(fā)動機的閱歷，空調冷凝器前置對前格柵的進風溫度將提升10℃-20℃左右。在進展整車熱平衡的爭論，必需考慮空調對發(fā)動機過熱的影響。因此，我們選用的散熱器的散熱力量Q應比水套散掉的熱量Q高出10%～25%。即散 WQ=〔1.05～1.25〕Q散 W1.1，則散熱器的散熱量應為47.3kW。散熱器芯子正面面積Ff依據《汽車設計手冊》供給公式F=〔0.0027-0.0034〕Nef maxNe=70.2Kw，F=0.1895～0.2523m2。max f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

0.07m2/Kw比發(fā)動機散熱器散熱面積S=0.07×70.2=4.914m2發(fā)動機水套CFD模擬計算水套計算模型和網格1水套幾何模型2水套網格模型定轉速時的水泵流量進展模擬。計算工況及邊界條件三維粘性湍流流淌，承受穩(wěn)態(tài)計算模式。1.8kg/s，80℃；100000Pa；120100℃。計算結果分析整體水套壓力分布3水套整體壓力分布121270Pa,101045Pa,進出口壓差即發(fā)動機水套壓力損與同類機型相比較水套壓力損失偏大。4原機缸蓋切割比照分析其是否存在差異。4排氣側水套存在尖角區(qū)域缸蓋水套結果分析缸蓋鼻梁區(qū)域流場分析對于缸蓋內部流場需要對其切片觀看，分析其速度場，壓力場，溫度場等。5缸蓋鼻梁區(qū)冷卻水速度分布圖6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5～8而且從第一缸至第四缸水流速度呈遞增趨勢，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。353K。排氣側溫度高于進氣側，最高溫度消滅在第四缸鼻梁區(qū)域。65410Pa,9此處圓角建議加大。9壓力損失最大部位缸蓋底部流場分布10缸蓋底面速度場1.56m/s，大于一般發(fā)動機缸蓋底面冷卻水平均速度，滿足冷卻要進氣側相反，可以進一步優(yōu)化。缸體水套結果分析缸體水套壓力場分布11缸體水套進氣側壓力分布12缸體水套排氣側壓力場分布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。缸體水套速度場分布13缸體水套頂面速度場及流線分布0.5m/s看缸體水套水流很順暢。缸墊孔上水量分析914分布。14缸蓋上水孔分布

各個水孔流量數據水孔號質量流量(kg/s)水孔號質量流量(kg/s)占總流量百分比10.1397.8%20.190910.7%30.0533%40.0301.7%150.0090.5%25.7%60.0050.3%70.0120.7%80.0090.5%90.0080.5%100.0402.3%2110.0844.7%7.5%120.0040.2%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%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鋪張。接流出缸蓋出水口，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。冷卻系統(tǒng)散走熱量校核：359.24K，6.74K。QQt 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。冷卻系統(tǒng)總體分析與建議改進，在文中都已經指出。6720rpm110L/min,進出口壓差大于150KPa。目前我們選定的水泵性能在6000rpm